分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計說明書

1、機械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目： 分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計 學(xué) 生：顧海艷學(xué) 號：11431018專 業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化（英）班 級：機英112班 指導(dǎo)教師：胡萍不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印-目 錄第1章 緒 論11.1 課程設(shè)計的目的11.2 課程設(shè)計的內(nèi)容11.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求1第2章 運動設(shè)計12.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定12.2 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差1第3章 動力計算13.1 帶傳動設(shè)計13.2 計算轉(zhuǎn)速的計算13.3 齒輪模數(shù)計算及驗算13.4 傳動軸最小軸徑的初定13.5 主軸合理跨距的計算1第4章 主要部件的校核14.1 主軸強度、剛度

2、校核14.2 軸的剛度校核14.3 軸承壽命校核1第5章 總 結(jié)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”這一行后加一空行第1章 緒 論1.1 課程設(shè)計的目的專業(yè)綜合實踐課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)

3、計，達到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標準和資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計的內(nèi)容機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計計算：（1）機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。（3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)

4、計：（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。1.2.3編制技術(shù)文件：（1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。（2）編制設(shè)計計算說明書。1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求1.3.1課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù)題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計技術(shù)參數(shù)：Nmin=71r/min；Nmax=900r/min；Z=12級；公比為1.26；電動機功率P=3.5/5KW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min1.3.2技術(shù)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(gòu)。（3）進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。第2章 運動設(shè)計2.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定（

5、1）轉(zhuǎn)速范圍。Rn=12.67（2）轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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，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(jié)構(gòu)式。根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=12=23×31×26

6、。（5） 畫轉(zhuǎn)速圖。轉(zhuǎn)速圖如下圖2-2。 圖2-2 系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖 （6）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3： 圖2-3 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(shè)計要求Zmin17,齒數(shù)和Sz100120，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11:1.261:1.581:11:4代號ZZZZZ Z Z Z ZZ齒數(shù)35 35 31 39 27 4345 45 1872 2.2 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10(-1

7、),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(zhuǎn)速誤差n 900710560450355280n898.73714.38564.32449.37357.19282.16誤差0.410.640.770.140.620.77n 2301801401129071n230.68178.59141.08112.3489.370.54誤差0.310.78%0.77%0.31%0.780.65沒有轉(zhuǎn)速誤差大于1，因此不需要修改齒數(shù)。第3章 動力計算3.1 帶傳動設(shè)計(1)

8、 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=(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

9、 =Dn/(60×1000)=3.14×100×1420/(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取Z=4根3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算（1） 主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式

10、n=n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=140r/min。 （2） 確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。軸共有3級轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速， 故其計算轉(zhuǎn)速nj=180 r/min； 軸有1級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速nj=500 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表3-1。表3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速軸 號 軸 軸 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min450280140 （3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪Z裝在主軸上并具有45-90r/min共3

11、級轉(zhuǎn)速，其中只有90r/min傳遞全功率，故Zj=90 r/min。 齒輪Z裝在軸上，有180-355 r/min共3級轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速 序號ZZZZZn5005005001803553.3 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mj=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) mm3.54（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪

12、幾何尺寸見下表 齒 輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3 齒 數(shù)353531392743分度圓直徑122.50122.50108.50136.5094.50150.50齒頂圓直徑129.50129.50115.50143.50101.50157.50齒根圓直徑113.75113.7599.75127.7585.75141.75齒 寬303030303030按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度301HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB286HB，平均取300HB。計算如下： 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應(yīng)力驗算公式為 彎曲應(yīng)力驗算公式為： 式中 N-

13、傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=3.5kW; -計算轉(zhuǎn)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; u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79; -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(zhuǎn)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(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系數(shù)，查【5】2上，取

14、=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(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-許用彎曲應(yīng)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齒輪Z4Z4Z5Z5齒數(shù)45451872分度圓直徑180.00180.0072.00288.00齒頂圓直徑188.00188.0080.00296.

15、00齒根圓直徑170.00170.0062.00278.00齒寬30303030按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度301HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB286HB，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(zhuǎn)剛度用下式計算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-傳動軸直徑（mm）

16、 Tn-該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000； N-該軸傳遞的功率（KW） -該軸的計算轉(zhuǎn)速 -該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，=。各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑軸 號軸 軸最小軸徑mm 35403.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=Kw，根據(jù)【1】表3.20，前軸徑應(yīng)為6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=240mm，主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550×=9550×=341.07N·m

17、設(shè)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(zhuǎn)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此力作用于工件上，主軸端受力為F=4237.0N。先假設(shè)/a=2，=2a=480mm。前后支承反力RA和RB分別為RA=F×=4237×=6355.5NRB=F×=4237×=3018.5N根據(jù) 文獻【1】式3.7得：Kr=3.39得前、后支承的剛度：KA= 1689.69 N/； KB= 785

18、.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 = =0.084查【1】圖3-38 得 =1.7，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=240×1.7=408mm合理跨距為（0.751.5），取合理跨距l(xiāng)=470mm。 根據(jù)結(jié)構(gòu)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，后支承采用圓錐滾子軸承。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(zhuǎn)矩

19、T=9.55×=9.55××=238.75×N·mm2)求軸上的作用力齒輪上的圓周力= = =2652N·mm齒輪上的徑向力=tan= 2652·tan20°=965N·mm3)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 3）作垂直受力簡圖和彎矩圖=466N =913N=118830N 4）作合成彎矩圖=140231N·mm=303120N·mm5）作轉(zhuǎn)矩圖=341.

20、07×N·mm=341070 N·mm6）作當量彎矩圖=368773N·mm由機械設(shè)計教材表7.5查得，對于45鋼，=600Mpa, =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(zhuǎn)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： 將上式計算的結(jié)果代入得： 由文獻【6】，查得支承處的=0