機械系統(tǒng)設計分級變速主傳動系統(tǒng)設計

1、目錄摘要- 1第1章緒論3第2章運動設計4第3章動力計算9第4章主要零部件的選擇18第5章校核19結束語 21參考文獻21.摘要設計機床得主傳動變速系統(tǒng)吋首先利用傳動系統(tǒng)設計方 法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸 功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調速主傳動系統(tǒng)的 設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網(wǎng)入手，確定最佳機床主 軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數(shù)和動力 參數(shù)。木說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方 法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為 口標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的 設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，

2、為減少齒輪數(shù)目，簡化結 構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法， 計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng) 屮三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主 軸箱展開圖及剖視圖。第一章緒論(-)課程設計的目的機械系統(tǒng)課程設計課程設計是在學完木課程后，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，分析比較機械系統(tǒng)屮的某些典 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

3、驟和方法的口的。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，捉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。(-)課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求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=80r/min； nmax=630r/min； z=10 級；公比為 1.26； 電動機功率p=2.5/3.5kw；電機轉速n=710/1420r/min2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。

4、3.進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。iiiiiiivz=11=3ix23x24第二章運動設計1運動參數(shù)及轉速圖的確定(1) 轉速范圍。rn=nmax = 630/80=7.9nmin(2) 轉速數(shù)列。查機械系統(tǒng)設計表2-9標準數(shù)列表，首先找到 80r/min.然后每隔3個數(shù)取一個值，得岀主軸的轉速數(shù)列為80r/min. 100 r/min 125r/min 160 r/min > 200 r/min > 250 r/min, 315 r/min, 400 r/min, 500r/min, 630r/min 共 10 級。(3) 定傳動組數(shù)，選出結構式。對于z=10可按z=12寫出結

5、構式， 并且有一級速度重復。即：z=10=3ix23x24o(4) 根據(jù)傳動結構式，畫結構圖。根據(jù)“前多后少”，“前密后疏”，“升2降4”，“前滿后快”的原則，選取傳動方案z=3i x 23 x 24,可知第二擴大組的變速范圍r2 = 1.264 = 2.52 < rnmin = 8滿足“升2降4”要求,其結構網(wǎng)如圖21 o圖2-1結構網(wǎng)(5) 畫轉速圖。轉速圖如下圖22。1420 cr/min)710<r/min>圖22系統(tǒng)轉速圖（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23：02001iiiii35 3041533053 7663 68 5

6、7010025/3 臉710/wqr/hiir圖2-3主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。根據(jù)齒數(shù)和不宜過大原則一般推薦齒數(shù)和在100 120之間，和據(jù)設計要求zmin217,原則。并且變速組內取模數(shù)相等，變 速組內由機械系統(tǒng)設計表3-1,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。傳動比代號齒數(shù)表2-2齒輪齒數(shù)基本組第一擴大組z】z；z2z?z441573563306853531:1.41:1.81:2.31： 1z5 z；30761:2. 52主軸傳動件計算2. 1計算轉速(1) 主軸的計算轉速本設計所選的是屮型普通車床，所以由機械系統(tǒng)設計表3-2屮 的公式7_ (尹(

7、h_i)® = %®=80x1.26 3=137. 2r/min 取 160 r/min(2) .傳動軸的計算轉速在轉速圖上，軸ii在最低轉速200r/min時經(jīng)過傳動組b的53:53傳動 副，得到主軸轉速為200r/mino這個轉速高于主軸計算轉速，在恒功率區(qū) 間內，因此軸2的最低轉速為該軸的計算轉速即nnj=200/min,同理可求得軸1的計算轉速為n)1=447r/mi n(3) 確定各齒輪計算轉速由機械設計知識可知，一對嚙合齒輪只需要校核危險的小齒輪，因 此只需求出危險小齒輪的計算轉速。在傳動組b屮z53在軸iii上具冇 的轉分別為200r/min, 350r/mi

8、n, 315r/min, 400/min, 500r/min, 630r/minz 這 六 種轉速都在恒功率區(qū)間內，即都要求傳遞最人功率所以齒輪z53的 計算轉速為這六種轉速的最小值即njz53=200r/min同理可求得其余兩對嚙合齒輪中危險齒輪的計算轉速即,njz30=315r/min rijz30=250r/min2驗算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(0)1)%,目卩|實際轉速n'標準轉速n| 10(1)%標準轉速n對于標準轉速n=80r/min時，其實際轉速n'=447 x 30/68 x 30/76=78.85r/min(80

9、-78.85) / 80=1. 4% <10(1. 26-1) %=2. 6%因此滿足要求。同理口j得各級轉速誤差如表n 80100125160200250315400500650n 7999.78125.34160.65199.58251.72315400500630誤 1.44%0.28%035%0.43%0.25%0.37%0000差各級轉速都滿足要求，因此不需要修改齒數(shù)。第三章動力計算1主軸傳動軸宜徑初選（1）主軸軸徑的確定在設計初期，由于主軸的結構尚未確定，所以只能根據(jù)現(xiàn)有的資料 初步確定主軸直徑。由機械系統(tǒng)設計表4-9初選取前軸徑 di=75mm,后軸頸的軸徑為前軸徑,所以d

10、2=（0.70.85）di=60mm。（2）傳動軸直徑初定傳動軸直徑按文獻5公式（6）進行概算式中d-傳動軸直徑(mm)ntn該軸傳遞的額定扭矩(n*mm)t=9550000x；njn該軸傳遞的功率(kw)”廠一該軸的計算轉速訥-該軸每米長度的允許扭轉角，0ho.5°l°。取=0.5°n° = q=2.5/3.5kw,驗算 3.5kw。x0.96 = 3.36/rvvn2 = p2=p x0.995x0.97 = 3.24kwn3 = p.=鬥 x 0.995x0.99 = 39kw軸 i ： ti =9550000x3.36/447=71785(n.m

11、m)% =1.64xj =31 92mm取35mm軸 ii： th = 9550000x3.24/200 =154710 (n.mm)du =1.64x4/ 54710 =38.68mm 取40mmv 0.52齒輪參數(shù)確定、齒輪應力計算(1) 齒輪模數(shù)的初步計算般同一組變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最小的齒輪， 按簡化的接觸疲勞強度由文獻5公式(8)進行計算：i(“ + 嘰叫 =163383i；式中： -按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)(訕)；nd -驅動電機功率(k爐)；計算齒輪的計算轉速(r/min);“-大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比/z>l,外嚙合，取正值；乙-小齒輪齒數(shù)；弘-齒寬系

12、數(shù)9(pm =b/mb為齒寬，用為模數(shù))，(pm = 610,取& -許用接觸應力(mpa),查文獻177頁表4-7知=6()0mpajj為了不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，并且考慮到軸的直徑，防止在裝配 時干涉，對齒輪的模數(shù)作如下計算和選擇：（討 x3.5m=16338x3軸i -軸ii:以最小齒輪齒數(shù)30為準6o=2. 778x302xx6502x44730g + x.5m二16338x3軸ii-軸iil以最小齒輪齒數(shù)30為準76二2. 948x302xx6502x20030(2)齒輪參數(shù)的確定計算公式如下：分度圓直徑d = mz齒頂圓直徑da=d + 2h：m = d + 2m齒根圓真徑心&qu

13、ot;-2宀+沏=2血 齒寬 =©宀二6"。取佑二8由已選定的齒數(shù)和計算確定的模數(shù)，將各個齒輪的參數(shù)計算如下表(2)基本組齒輪計算。基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪z1zrz2z2、z3z3、齒數(shù)415735633068分度圓直徑12317110518990204齒頂圓直徑12917711119596210齒根圓直徑115.5163. 597.5181.582.5196. 5齒寬252525252525按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40c1，調質處理，碩度241hb 286hb,平均取260hb,大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229hb 286hb,平均取240hbo計算如下:

14、齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為(72088x10*zmalubn /(mpa) <彎曲應力驗算公式為:191x10皿2心屮zm2byn(mpa)<aw式屮n傳遞的額定功率(kw),這里取n為電動機功率，n=3. 5kw;nf計算轉速(r/min).勺=150 (r/min);m 初算的齒輪模數(shù)(mm) , m=3 (mm);b齒寬(mm) ;b=25 (min);z小齒輪齒數(shù)；z=40;u小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)z比,u=2;ks 壽命系數(shù);k產(chǎn)陷kn心kq陷一工作期限系數(shù)；齒輪工作期限，這里取t=15000h.;nx齒輪的最低轉速(r/min),蝕=150 (r/min)

15、c。-基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取co = 107 ,彎曲載荷取 co=2xlo6m疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m二3；彎曲載荷取m二6;轉速變化系數(shù)，取k=0.60kn-功率利用系數(shù)，取心=0.78 £ 一材料強化系數(shù),k(=0.60k3工作狀況系數(shù)，取心=1心一動載荷系數(shù)，取心=1齒向載荷分布系數(shù)，k嚴1y齒形系數(shù)，y=0.386；bj許用接觸應力(mpa)，杳表，取crj=650 mpa；crj許用彎曲應力(mpa),查表47,取crj=275 mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：5=635 mpa < crjq=78 mpa< %(3) 擴大組齒輪計算。擴大組齒輪

16、幾何尺寸見卜表齒輪z4z4z5z5'齒數(shù)53533076分度圓直頂圓直徑16516596234齒根圓直徑151.5151.581.5220. 5齒寬25252525按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40cr,調質處理，硬度241hb 286hb,平均取260hb,大齒輪用45鋼，調質處理，碩度229hb 286hb,平均取 240hbo同理根據(jù)基本組的計算，查文獻，可得 k”=0.62, 心=0.77, k廠0.60,心=1.1,k? = l, k=l, m=3.5, ©=355；可求得：5=619 mpa < crj久= 135mpas(rj3帶

17、傳動設計定v帶型 號和帶 輪直徑工作情 況系數(shù).計算功 率.由機械設計表3. 5查的ka=1.1吒= 3.85kwpc = k.qp = 1.1 x3.5 = 3.85kw(3).選帶型 號a型根據(jù)參考圖3. 16及表3. 3選帶型及小帶輪肓徑取 d = 100mm(4) 小帶輪 直徑.(5).大帶輪 直徑.d2 = ( 1 - e )沁=(1 - 0.01 )取 d2 = 160mm(6)驗算帶x1 .6x1 00= 159mm按表3.3取標準值.兀3.14x100x710 -.滿足要求v j.速60x100060x1000帶 算 計長初取 屮心距.0.7(di+d2)waw2(di+d2)

18、= > 182waw520°()= 350mm(2).計算 帶.基準長s = 2a + £ (0 + 2) +： q)= 111024ald= 120mm度.按表3.2取標準值.計算 實際中心a =務 + =355mma=355mm距0 2(4)確定 中心距 調整范 圍amax=a+0.03ld=388.6 amin=a-0.015 ld=3 38.2n375x0一 q2一 2 4o 5 co u1 -;?根 帶 求數(shù)39 o = kp0 率 功 定39 o 尸119 o-k-511o-確根 17-h-tt 3 v z(x±?一 j2+xiz-5 .2zk

19、空005-z 數(shù)-4 z= 取o11 o=求軸上 載荷01-2nsi 班 2一一26.611力2川力 (2軸賊4主軸合理跨距的計算設機床最大加工回轉直徑為0400mm,電動機功率 p=3.5kw,，主軸計算轉速為160r/mino己選定的前后軸徑為：di=75mm, d2=(0.70.85)di=60mm,定懸伸量a= 120mm,主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩tni =955xl04x = 190403 (n.mm)設該車床的最大加工直150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50%,這里取60%,即180mm,故半徑為0. 09m；

20、 切削力(沿 y 軸)fc=203.096/0.09=2256n背向力(沿 x 軸)fp=0.5 fc=1128n總作用力f=2+f/=2522.28n此力作用于工件上，主軸端受力為f=2522.28n。先假設l/a=2, i=3a=240mm«前后支承反力ra和rb分別為ra=fx 2522.28 x 120 +240-3783.42ni240rb=fx-=2522.28 x =1261.14ni240根據(jù)機械系統(tǒng)設計得：kr=3.39fr01 la08 (zz)09 cos1%得前支承的剛 度：ka= 1689. 69 wpm ；心=785.57 n/如；1689 69 =2.1

21、5kb 785.57主軸的當量外徑dc=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為 /x(0070034)=酥 xiowei= 2.1x10««x113 8x10-=0141689.69x0.1? x10&查機械系統(tǒng)設計圖 得 仏=2.0,與原假設接近，所以最佳跨距/o=12ox a2.0=240mm合理跨距為(0.75-1.5) /0,取合理跨距l(xiāng)=360mmo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 壇加主軸的剛度，壇大軸徑：前軸徑d=62mm,后軸徑d=55mmo后支承 采用背對背安裝的角接觸球軸承。第四章 主要零部件的選擇3.5選擇電動機,

22、軸承，鍵和操縱機構3. 5. 1電動機的選擇：轉速n = 710/1420r/min,功率p = 3. 5/5kw選用y系列三相異步雙速電動機3. 5. 2軸承的選擇：(軸承代號均采用新軸承代號)i軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號 7007c另一安裝端角接觸球軸承代號7008cii軸：對稱布置角接觸球軸承代號7008c屮間布置角接觸球軸承代號7010ciii軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015c 另一安裝端角接觸球軸承代號7010c 中間布置角接觸球軸承代號7012c3. 5. 3 單位(mm)i軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：bx hxl=8 x7x40安裝齒輪處選擇花鍵規(guī)格：nx

23、 dxd xb =8x36x42x7ii軸選擇花鍵規(guī)格：nx dxd xb =8x42x48x8iii軸選擇花鍵規(guī)格：nx dxd xb =8x62x72x123. 5. 4變速操縱機構的選擇：選用左右擺動的操縱桿使其 通過桿的推力來控制i i軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián) 滑移齒輪。第五章 校核一 ii軸剛度校核（1） ii軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算： m-171.39也牡廠）<刃l(wèi)-兩支承的跨距；d軸的平均直徑；x=/l；勺-齒輪工作位置處距較近支承點的距離；n-軸傳遞的全功率；校核合成撓度乙=収2+丫：-2丫/小0 <yya -輸入扭距齒輪撓度；yb輸出扭距齒輪撓度（3 3 2（q + p）；s -被演算軸與而后軸連心線夾角；<5=144° 嚙合角。=20° ,齒而摩擦角p=5.72° o 代入數(shù)據(jù)計算得：兒2=0.026； yr/3 =0.084；兒=0.160；y/?5 =0.205；=0.088； yh（ =0.025 <>合成撓度丫人=j兒j +幾5? 2兒*5 cos0 =0.238 查文獻