題目13-分級變速主傳動系統(tǒng)設計+新：Nmin=71rmin；Nmax=710rmin；Z=6級；公比為1.58；電動機功率P=4kW；電機轉速n=1440rmin

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機械系統(tǒng)設計 題目：機械系統(tǒng)設計課程設計 學院：機械動力工程 姓名：袁帥 班級：機械10-4 學號：1001010431 指導教師：張元 分級變速主傳動系統(tǒng)設計 摘要 《機械系統(tǒng)設計》課程設計內容有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、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。 （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，進行有關動力計算與校核。 2、圖樣技術設計： （1）選擇系統(tǒng)中的主要組件。 （2）圖樣的設計與繪制。 3、編制技術文件： （1）對于課程設計內容進行自我技術經濟評價。 （2）編制設計計算說明書。 關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網，結構式，齒輪模數(shù)，傳動比，計算轉速 （一） 緒論···················1 （二） 運動設計···············1 （三） 傳動零件初步設計·······8 （四） 零件的驗算·············12 （五） 校核···················13 （六） 參考文獻···············18 23 一 緒論 《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)中的某些典型結構，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)主轉動設計，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。 課程設計題目和主要技術參數(shù) 分級變速主傳動系統(tǒng) 技術參數(shù)：n nmax=710r/min Z=6級 公比為1.58 電動機功率P=4kW 電機轉速 no=1440人/min 二 運動設計 （1）確定變速范圍 Rn=710/71=10 （2）轉速數(shù)列和傳動組數(shù)的確定 71r/min 112 r/min 180 r/min 280 r/min 450 r/min 710 r/min （3）根據(jù)結構式畫結構圖 6=32 滿足升前密后疏原則 其結構網如圖 （4）繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖: （1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。 （2）繪制轉速圖： （5）根據(jù)系統(tǒng)轉速圖和已知的技術參數(shù)畫主傳動系統(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 齒原則。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)如下 基本組 ：i1=1：1.6 i2=1：2.5 i3=1：4 第一擴大組：i4=1：1 i5=1：2.5 查表可知： Z1=33 Z1’=52 Z2=24 Z2’=61 Z3=17 Z3’=68 Z4=51 Z4’=33 Z5=24 Z5’=60 （8） 主軸傳動件計算 1主軸的計算轉速 本設計所選的是中型普通車床，所以 Nj=nmin-1=112 r/min 2傳動軸的計算轉速 在轉速圖上，軸Ⅱ在最低轉速時經過傳動組b的 傳動副，得到主軸轉速為。這個轉速等于主軸計算轉速，在恒功率區(qū)間內，因此軸Ⅱ的最低轉速為該軸的計算轉速即同理可求得軸Ⅰ的轉速為 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，因此只需求取危險小齒輪的計算轉速。傳動組a中的危險齒輪為Z26和Z24 傳動組b中的危險齒輪為Z26,齒輪Z26在Ⅱ軸上，具有的轉速為280 r/min 450 r/min 710 r/min Z26相對應的Z60的轉速為180 r/min 280 r/min 450 r/min主的計算轉速為112 r/min，在轉速圖上大致對應齒輪的轉速值為280 r/min，即齒數(shù)Z26轉速為，時，相嚙合齒輪Z60的轉速為，，均在恒功率區(qū)，都要求能夠傳遞的最大功率；而齒輪Z60轉速為，，均在恒功率區(qū)，都要求能夠傳遞最大功率；而齒輪再Z26為280 r/min時，對應的齒輪Z60的轉速為71 r/min，在恒扭矩區(qū)間內，不要求傳遞傳遞最大功率。因此Z26的計算轉速為。同理的計算轉速Z24=710 r/min 。 （9） 核算主軸轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不超過 對于標準轉速710 r/min時 n=710x33/52x51/33=680r/min 誤差為 4.2% 因此滿足要求。 對于標準轉速450 r/min時 n=710x24/61x51/33=433r/min 誤差為 3.7% 因此滿足要求 對于標準轉速280 r/min時 n=710x17/68x51/33=273.8r/m、 誤差為 2.2% 因此滿足要求 對于標準轉速180r/min時 n=710x33/52x26/60=176r/min 誤差為 2.2% 因此滿足要求 對于標準轉速112 r/min時 n=710x24/61x26/60=112.08r/min 誤差為 0.07% 因此滿足要求 對于標準轉速71 r/min時 n=710x17/68x26/60=70.8r/min 誤差為 0.28% 因此滿足要求 n=710 450 280 180 112 71 均滿足要求，因此不需要修改齒輪。 三 傳動零件初步設計 1.主軸、傳動軸直徑初選 主軸軸徑的確定：在設計初期，由 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初選取前軸徑后軸徑的軸徑 為前軸徑，所以 傳動軸直徑初定：傳動軸直徑按文獻[5] 公式（6）進行概算 -- 取 N1=P1=P0X0.96=3.84KW N2=P2=P1X0.995=3.7KW N3=P3=P2X0.995X0.99=3.78KW 軸Ⅰ：T1=9550X104X(3.84/710)=51650（N.mm） d1=1.64x=28.2mm 取29 軸Ⅱ：T1=9550X104X(3.7/180)=196305（N.mm） d1=1.64x=41mm 取41 軸Ⅲ：T1=9550X104X(3.78/112)=322312（N.mm） d1=1.64x=46.5mm 取47 2 齒輪參數(shù)確定、齒輪應力計算 （1）齒輪模式的初步計算 一般同一組變速組中的齒輪取同一模數(shù)，懸著負荷最小的齒輪，按簡化的接觸疲勞強度由文獻【5】公式8進行計算： ： 為了不產生根切現(xiàn)象，并且考慮到軸的直徑，防止在裝配時干涉，對齒輪模數(shù)作如下計算和選擇： 軸Ⅱ-軸Ⅲ：以最小齒輪齒數(shù)34為準 M取3.5 軸Ⅱ-軸Ⅲ：以最小齒輪齒數(shù)24為準 M取5 （2）齒輪參數(shù)的確定： 計算公式如下： 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 取 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 （3）基本組齒輪計算。 基本組齒輪集合尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1’ Z2 Z2’ Z3 Z3’ 齒數(shù) 33 52 24 61 17 68 分度圓直徑 115 182 84 213.5 59.5 238 齒定圓直徑 122.7 189 91 220.5 66.5 245 齒根圓直徑 106.2 173. 75.2 204.7 50.75 229.2 齒寬 30 30 30 30 30 30 按基本組最小齒輪計算。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，硬度229HB~286HB，平均取240HB。 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 nj=280 r/min 根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得； f=137.1Mpa[] w=235.5Mpa[] (4) 擴大組齒輪計算 齒輪 Z4 Z4’ Z5 Z5’ 齒數(shù) 51 33 24 60 分度 255 165 120 300 齒頂 265 175 130 310 齒根 242.5 152.5 107.5 287.5 齒寬 30 30 30 30 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，硬度229HB~286HB,平均取240HB。 同理根據(jù)基本組計算，查文獻，可得 可求得：f=287.2Mpa[] w=113.3Mpa[] 四 零件的計算 1.選擇電動機、軸承、鍵和操縱機構 （1）電動機的選擇： 轉速n=1440r/min，功率P=4KW 選用Y系列三相異步雙速電動機 （2）軸承的選擇：（軸承代號均采用新軸承代 號） f=287.2Mpa[] w=113.3Mpa[] Ⅰ軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7005C 另一安裝端角接觸球軸承代號7006C Ⅱ軸：前端布置角接觸球軸承代號7007C 后端布置角接觸球軸承代號7007C Ⅲ軸：前端安裝角接觸球軸承代號7008C 前端上半段角接觸球軸承代號7009C 后端雙列角接觸球軸承代號7008C （3）鍵的選擇 Ⅰ軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格： Ⅰ軸安裝平鍵規(guī)格： Ⅱ軸選擇花鍵規(guī)格： Ⅲ軸選擇平鍵規(guī)格： （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Ⅱ軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。 帶傳動設計。 1. 確定計算功率查表3.5得工況系數(shù)。 2. 選取V帶型號 根據(jù)參考圖3.16及表3.3選帶型及小帶輪直徑，，被選為A型V帶 3. 確定帶輪直徑 （1） 選小帶輪 參考圖3.16及表3.3取。 （2） 驗算帶速 （3） 確定從動輪基準直徑 按表3.3取標準值。 (4) 計算實際傳動比 當忽略滑動功率時 （5） 驗算傳動比相對誤差 帶傳動設計。 4. 確定計算功率查表3.5得工況系數(shù)。 5. 選取V帶型號 根據(jù)參考圖3.16及表3.3選帶型及小帶輪直徑，，被選為A型V帶 6. 確定帶輪直徑 （4） 選小帶輪 參考圖3.16及表3.3取。 （5） 驗算帶速 （6） 確定從動輪基準直徑 按表3.3取標準值。 (4) 計算實際傳動比 當忽略滑動功率時 （6） 驗算傳動比相對誤差 4. 定中心距和基準帶長 （1） 初定中心距 (2) 計算帶的計算基準長度 查表3.2取標準值 (3) 計算實際中心距 (4) 確定中心距調整范圍 (5) 驗算包角 5. 確定V帶根數(shù) （1） 確定額定功率 由及查表3.6并用線性插值法求得 （2） 確定各修正參數(shù) 功率增加量;查表3.7得 包角系數(shù);查表3.8得 長度系數(shù);查表 3.9得 （3） 確定帶根數(shù) 6. 確定單根帶 初拉力 查表3.1的單位長度 7. 計算壓軸力 五 校核 1 直尺圓柱齒輪的應力驗算 接觸應力驗H=ZEZHZ [] 彎曲應力驗算公式 = 式中 T1為主動軸傳遞的轉矩 K 為載荷系數(shù) u 為傳動比 d1為齒輪分度圓直徑 b為齒寬 m齒輪模數(shù) Z1齒輪齒數(shù) ZE彈性系數(shù) ZH節(jié)點區(qū)域系數(shù) Z 接觸強度重合度系數(shù) Yfa 應力修正系數(shù) Ysa彎曲強度重合度系數(shù) [H] 許用應力系數(shù) [F] 許用彎曲應力 2 傳動系統(tǒng)的彎曲強度驗算 傳動軸上的彎曲載荷 齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅動力Qa和輸出扭矩的齒輪驅動Qb的作用而產生彎曲變形。當齒輪為直尺圓柱齒輪時，其嚙合角為20度 齒面摩擦角為5.72度，則 Qa或Qb=2.12x10 7（N）=2007N 式中 N為該齒輪傳遞的全功率（kw） M為該齒輪的模數(shù)（mm） Z為該齒輪的齒數(shù)（齒） N為該傳動軸的計算工況轉速（r/min） 3軸承壽命校核 由Ⅱ軸最小軸徑可取軸承為7007c角接觸軸承， 對Ⅱ軸受力分析 得：前支承的徑向力. 由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 軸承壽命滿足要求。 六 參考文獻 【1】、段鐵群 主編 《機械系統(tǒng)設計》 科學出版社 第一版 【2】、孫全穎 《機械精度設計與質量保證》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 【3】、于惠力，向敬忠《機械設計》 高等教育出版社，第四版 【4】、于惠力，張春宜《機械設計課程設計》，科學出版社 【5】、戴署《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社 【6】、 陳易新，《金屬切削機床課程設計指導書》 【7】 《金屬切削機床典型結構圖集》 主傳動部件 【8】 《機床設計手冊》2上冊