分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計說明書_第1頁
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哈爾濱工業(yè)大學(xué)工學(xué)碩士學(xué)位論文-PAGEII--《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PAGEII--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緒論課程設(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)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(biāo)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。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)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。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。運動設(shè)計運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定(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71r/min、90r/min、112r/min、140r/min、180r/min、230r/min,280r/min,355r/min,450r/min、560r/min、710r/min、900r/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。(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11:1.261:1.581:11:4代號ZZZZZZZZZZ齒數(shù)35353139274345451872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)%,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n900710560450355280n`898.73714.38564.32449.37357.19282.16誤差0.41%0.64%0.77%0.14%0.62%0.77%n2301801401129071n`230.68178.59141.08112.3489.370.54誤差0.31%0.78%0.77%0.31%0.78%0.65%沒有轉(zhuǎn)速誤差大于1%,因此不需要修改齒數(shù)。動力計算帶傳動設(shè)計(1)直徑計算初取小帶輪直徑d取d=100mm大帶輪直徑D:D===157.8mm取D=160mm(2)計算帶長求DmDm=(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=1300.66mm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)=3.14×100×1420/(60×1000)=7.43m/s傳動比ii=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根計算轉(zhuǎn)速的計算(1)主軸的計算轉(zhuǎn)速nj,由公式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。Ⅱ軸共有3級轉(zhuǎn)速:180r/min、250r/min、355r/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nⅡj=180r/min;Ⅰ軸有1級轉(zhuǎn)速,且都傳遞全功率,所以其計算轉(zhuǎn)速nⅠj=500r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表3-1。表3-1各軸計算轉(zhuǎn)速軸號Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ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級轉(zhuǎn)速,其中只有90r/min傳遞全功率,故Zj=90r/min。齒輪Z裝在Ⅱ軸上,有180-355r/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ZZZZZn500500500180355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齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1`Z2Z2`Z3Z3`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301HB~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(yīng)力驗算公式為彎曲應(yīng)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(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=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,=1Y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=650Mpa;許用彎曲應(yīng)力(MPa),查【4】,表4-7,取=275Mpa;根據(jù)上述公式,可求得及查取值可求得:==635Mpa=78Mpa(3)擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z4Z4`Z5Z5`齒數(shù)45451872分度圓直徑180.00180.0072.00288.00齒頂圓直徑188.00188.0080.00296.00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301HB~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。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:=574.35Mpa=650Mpa;=118.77Mpa=275Mpa。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)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Ⅰ軸Ⅱ軸最小軸徑mm3540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(yīng)為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=(0.7~0.9)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=0.5Fc=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=1689.69N/;KB=785.57N/;求最佳跨距:==2.15主軸的當(dāng)量外徑de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為I==113.8×10-8m4 η===0.084查【1】圖3-38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(0.75~1.5),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。主要部件的校核主軸強度、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=-303120N3)作垂直受力簡圖和彎矩圖=466N=913N=118830N4)作合成彎矩圖==140231N·mm==303120N·mm5)作轉(zhuǎn)矩圖=341.07×N·mm=341070N·mm6)作當(dāng)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。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。

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