《分級變速主傳動系統(tǒng)設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《分級變速主傳動系統(tǒng)設計（25頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! Cad圖紙整套，需要的加QQ1162401387(承接各類機械課程設計，畢業(yè)設計) 課 程 設 計 題 目： 分級變速主傳動系統(tǒng)設計 學 院： 姓 名： 指導教師： 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 系 主 任： Cad圖紙整套，需要的加QQ1162401387 Cad圖紙整套，需要的加QQ1162401387 不要

2、刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 目 錄 第1章 緒 論 1 1.1 課程設計的目的 1 1.2 課程設計的內(nèi)容 1 1.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求 1 第2章 運動設計 1 2.1 運動參數(shù)及轉速圖的確定 1 2.2 核算主軸轉速誤差 1 第3章 動力計算 1 3.1 帶傳動設計 1 3.2 計算轉速的計算 1 3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 1 3.4 傳動軸最小軸徑的初定 1 3.5 主軸合理跨距的計算 1 第4章 主要部件的校核 1 4.1 主軸強度、剛度校核 1 4.2 軸的剛度校

3、核 1 4.3 軸承壽命校核 1 第5章 總 結 1 第6章 參 考 文 獻 1 千萬不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印。在目錄上點右鍵“更新域”，然后“更新整個目錄”。打印前，不要忘記把上面“Abstract”這一行后加一空行 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 第1章 緒 論 1.1 課程設計的目的 《機械系統(tǒng)設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計

4、，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。 1.2 課程設計的內(nèi)容 《機械系統(tǒng)設計》課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。 1.2.1 理論分析與設計計算： （1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。

5、（2）根據(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。 （3）根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。 1.2.2 圖樣技術設計： （1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。 （2）工程技術圖樣的設計與繪制。 1.2.3編制技術文件： （1）對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術評價。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! （2）編制設計計算說明書。 1.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求 1.3.1課程設計題目和主要技術參數(shù) 題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)：Nmin=71r/min；Nmax=900r/min；Z=12級；公比為1.26；電動機功率P=

6、3.5/5KW；電機轉速n=710/1420r/min 1.3.2技術要求： （1）利用電動機完成換向和制動。 （2）各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構。 （3）進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 第2章 運動設計 2.1 運動參數(shù)及轉速圖的確定 （1）轉速范圍。Rn===12.67 （2）轉速數(shù)列。查[1]表 2.12，首先找到71r/min、然后每隔3個數(shù)取一個值，得出主軸的轉速數(shù)列為71 r/min、90 r/min、112 r/min、140 r/min、180 r/min、230 r/min，280 r/min

7、，355 r/min，450 r/min、560 r/min、710r/min、900 r/min共12級。 （3）定傳動組數(shù)。對于Z=12可分解為：12=2×3×2。 （4）寫傳動結構式。根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=12=23×31×26。 （5） 畫轉速圖。轉速圖如下圖2-2。 圖2-2 系統(tǒng)轉速圖 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! （6）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3： 圖2

8、-3 主傳動系統(tǒng)圖 （7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin≥17,齒數(shù)和Sz≤100～120，由【1】表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。 表2-2 齒輪齒數(shù) 傳動比 基本組 第二擴大組 1 1:1.26 1:1.58 1:1 1:4 代號 Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z 齒數(shù) 35 35 31 39 27 43 45 45 18 72 2.2 核算主軸轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速

9、誤差，一般不應超過±10(-1) 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! ％,即 〈 10(-1)％ 對Nmax=710r/min，Nmax`=1420*100/160*31/39*45/45=705.44r/min 則有=0.64％ < 4.1％ 因此滿足要求 各級轉速誤差 n 900 710 560 450 355 280 n` 898.73 714.38 564.32 449.37 357.19 282.16 誤差 0.41％ 0.64％ 0.77％ 0.14％ 0.62％ 0.

10、77％ n 230 180 140 112 90 71 n` 230.68 178.59 141.08 112.34 89.3 70.54 誤差 0.31％ 0.78% 0.77% 0.31% 0.78％ 0.65％ 沒有轉速誤差大于1％，因此不需要修改齒數(shù)。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 第3章 動力計算 3.1 帶傳動設計 (1) 直徑計算 初取小帶輪直徑d 取 d=100 mm 大帶輪直徑D： D== =157.8mm 取D=160mm （2）計算帶長 求Dm Dm

11、=(D+D)/2=(100+160)/2=130mm 求△ △=（D-D）/2=（160-100）/2=30mm 初取中心距 取a=400mm 帶長 L=×Dm+2×a+△/a=1300.66 mm 基準長度 由【1】表3.2得：Ld=1250mm （3） 求實際中心距和包角 中心距 a=(L-×Dm)/4+ /4 =400.11mm，取a=400mm 小輪包角 =180-（D-D）/a×57.3=171.41>120 （4） 求帶根數(shù) 帶速 =Dn/(60×1000)=3.14×100×

12、1420/(60×1000)= 7.43m/s 傳動比i i=n/n=1420/900=1.58 帶根數(shù) 由【2】中表3.6，并用插值法得P=1.30KW； 由【2】中表3.7，并用插值法得 △P=0.17KW； 由【2】中表3.8，得包角系數(shù)K=0.95； 由【2】中表3.9，得長度系數(shù)K=0.93； Z=P/[（P+△P）×K×K] =（5.0×1.2）/(1.32+0.15)×0.95×0.93=3.48 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 取Z=4根 3

13、.2 計算轉速的計算 （1） 主軸的計算轉速nj，由公式n=n 得，主軸的計算轉速nj=140r/min。 （2） 確定各傳動軸的計算轉速。Ⅱ軸共有3級轉速：180 r/min、250 r/min、355 r/min。若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，則只有355r/min傳遞全功率；若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，全部傳遞全功率，其中180r/min是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速nⅡj=180 r/min；Ⅰ 軸有1級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速nⅠj=500 r/min。各計算轉速入表3-1。 表3-1 各軸計算轉速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸

14、 計算轉速 r/min 450 280 140 （3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上并具有45-90r/min共3級轉速，其中只有90r/min傳遞全功率，故Zj=90 r/min。 齒輪Z裝在Ⅱ軸上，有180-355 r/min共3級轉速，但經(jīng)齒輪副Z/ Z傳動主軸，則只有355r/min傳遞全功率，故Zj=355r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計算轉速

15、 序號 Z Z Z Z Z n 500 500 500 180 355 3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 （1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即m 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! j=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。 表3-3 模數(shù) 組 號 基本組 第二擴大組 模數(shù) mm 3.5 4 （2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺

16、寸見下表 齒 輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3` 齒 數(shù) 35 35 31 39 27 43 分度圓直徑 122.50 122.50 108.50 136.50 94.50 150.50 齒頂圓直徑 129.50 129.50 115.50 143.50 101.50 157.50 齒根圓直徑 113.75 113.75 99.75 127.75 85.75 141.75 齒 寬 30 30 30 30 30 30 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度301HB～

17、286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取300HB。計算如下： ① 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=3.5kW; ----計算轉速（r/min）. =500（r/min）; m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）; B----齒寬（mm）;B=30（mm）; z----小齒輪齒數(shù)；z=19;

18、 u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79; 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! -----壽命系數(shù)； = ----工作期限系數(shù)； T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -----齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min） ----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; ----轉速變

19、化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60 ----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78 -----材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60 -----工作狀況系數(shù)，取=1.1 -----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1 ------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1 Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386； ----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa； ---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa； 根據(jù)上述公式，可求得及查取值可

20、求得： ==635 Mpa =78 Mpa （3）擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數(shù) 45 45 18 72 分度圓直徑 180.00 180.00 72.00 288.00 齒頂圓直徑 188.00 188.00 80.00 296.00 齒根圓直徑 170.00 170.00 62.00 278.00 齒寬 30 30 30 30 按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度301HB～2

21、86HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取300HB。 同理根據(jù)基本組的計算， 查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3.5，=355； 可求得： =574.35 Mpa=650Mpa； =118.77Mpa=275Mpa。 3.4 傳動軸最小軸徑的初定 由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm） 式中 d---傳動軸直徑（mm） Tn---該軸傳遞的額

22、定扭矩（N*mm） T=9550000； N----該軸傳遞的功率（KW） 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! ----該軸的計算轉速 ---該軸每米長度的允許扭轉角，==。 各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑 軸 號 Ⅰ軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 35 40 3.5 主軸合理跨距的計算 由于電動機功率P=５Kw，根據(jù)【1】表3.20，前軸徑應為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸

23、徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。 軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=9550×=9550×=341.07N·m 設該車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉直徑的60%，即180mm，故半徑為0.09m； 切削力（沿y軸） Fc==3789.7N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=1894.8N 總作用力 F==4237.0N

24、此力作用于工件上，主軸端受力為F=4237.0N。 先假設/a=2，=2a=300mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=4237×=6355.5N RB=F×=4237×=3018.5N 根據(jù) 文獻【1】式3.7得：Kr=3.39 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 得前、后支承的剛度： KA= 1689.69 N/； KB= 785.57 N/； 求最佳跨距：= =2.15 主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I==113.8×10-8m4 η== =0.084 查【1】圖3-

25、38 得 =1.7，與原假設接近，所以最佳跨距=120×1.7=204mm 合理跨距為（0.75~1.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。 根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承 采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 第4章 主要部件的校核 4.1 主軸強度、剛度校核 4.1.1軸的強度校核 （1）軸的受力分析 1）求軸傳遞的轉矩 T=9.55×=9.55××=238.75×N·mm 2)求軸上

26、的作用力 齒輪上的圓周力 = = =2652N·mm 齒輪上的徑向力 =tan= 2652·tan20°=965N·mm 3)確定軸的跨距 =255，=130，=80 （2）軸的受力分析 1）作軸的空間受力簡圖 2）作水平受力簡圖和彎矩圖 =292N =5549N =74460N =-303120N 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 3）作垂直受力簡圖和彎矩圖 =466N =913N =118830N 4）作合成彎矩圖 ==140231N·mm ==3031

27、20N·mm 5）作轉矩圖 =341.07×N·mm=341070 N·mm 6）作當量彎矩圖 ==368773N·mm 由《機械設計》教材表7.5查得，對于45鋼，=600Mpa, 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! =55Mpa,由公式 ===30.0Mpa<，故軸的強度足夠。 4.2 軸的剛度校核 單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：: L-----兩支承的跨距； D-----軸的平均直徑； X=/L；-----齒輪工作位置處距較近支承點的距離； N-----軸傳遞的全功率； 校核合成

28、撓度 -----輸入扭距齒輪撓度； -------輸出扭距齒輪撓度 ； ---被演算軸與前后軸連心線夾角；=144° 嚙合角=20°，齒面摩擦角=5.72°。 代入數(shù)據(jù)計算得：=0.030；=0.078；=0.128； =0.203；=0.098；=0.044。 合成撓度 =0.230 查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000 L 即=0.2325。 因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。 （2）扭轉角的校核 傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算：

29、 將上式計算的結果代入得： 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 由文獻【6】，查得支承處的=0.001 因〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。 傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算： 將上式計算的結果代入得： 由文獻【6】，查得支承處的=0.001 因〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。 4.3 軸承壽命校核 由П軸最小軸徑可取軸承為6016深溝球軸承,ε=3；P=XFr+YFa X=1，Y=0。 對Ⅱ軸受力分析 得：前支承的徑向力Fr=5623.6N。 由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=1

30、5000h L10h=×=×=55808h≥[L10h]=15000h 軸承壽命滿足要求。 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 第5章 總 結 機械系統(tǒng)設計課程設計即將結束了，時間雖然短暫，但對我們來說是受益匪淺，收獲頗豐的。通過這設計使我們不再只是胸中空有理論，不再是紙上談兵，而是將理論和實踐相結合，進行實實在在的設計。這使得我們不但鞏固了理論知識，而且掌握了設計的步驟和要領，使我們更好的利用圖書館的圖書資料和網(wǎng)絡信息資源，更熟練的使用我們手中的各種設計手冊以及AutoCAD等繪圖軟件，為我們的畢業(yè)設計打下了良好的基礎。 課程設計使我們認

31、識到了只是努力的學好書本上的知識是不夠的，還應該更好的做到理論聯(lián)系實踐，理論運用到實際。這無論對我們大學學習，還是日后工作都是很有幫助的。在此，學生也非常感謝老師給我們的辛勤指導，使我們學到了好多，也非常珍惜學院給我們的這次設計的機會，它將是我們畢業(yè)設計完成的更出色的關鍵一步。 最后，衷心的感謝段鐵群老師以及其他幾位幫助過我的老師，感謝你們的精心指導和悉心幫助，使我順利的完成此次設計。謝謝！ 如果您需要使用本文檔，請點擊下載按鈕下載! 第6章 參 考 文 獻 1 侯珍秀主編.機械系統(tǒng)設計.哈爾濱工業(yè)大學出版社. 2000 2 戴曙主編．金屬切削機床．機械工業(yè)出版社，1994 3 機床設計手冊編寫組.機床設計手冊.機械工業(yè)出版 社.1986 4 戴曙主編．金屬切削機床設計，第2版．機械工業(yè)出版 社，1995 5 于惠力主編.機械設計.科學出版社.2006 6 于惠力主編.機械設計課程設計.科學出版社.2006 （注：可編輯下載，若有不當之處，請指正，謝謝!）