8級分級變速主傳動系統(tǒng)設計【N=50~1120rmin；Z=8級；公比為1.41；P=4KW；電機轉速n=710~1420含5張CAD圖】
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機械系統(tǒng)設計課 程 設 計題 目：分級變速主傳動系統(tǒng)設計（題目 30）專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 姓 名： xxx xxx xxxx 學 號： xxx xxx xxxx 指導教師： 2012 年 月 日- 2 -《目錄》摘要 ………………………………………………… 2第1章 緒論………………………………………………3第2章 運動設計…………………………………………5 1.確定極限轉速，轉速數(shù)列，結構網和結構式..............52.主傳動轉速圖和傳動系統(tǒng)圖............................73.確定變速組齒輪齒數(shù)，核算主軸轉速誤差................8第3章 動力計算…………………………………………91.傳動件的計算轉速................................... 92.傳動軸和主軸的軸徑設計............................ 103.計算齒輪模數(shù).......................................114.帶輪設計...........................................15第4章 主要零部件選擇……………………………… 20第5章 校核…………………………………………… 21結束語……………………………………………………22參考文獻…………………………………………………23- 3 -摘要設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(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)。本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，根據已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，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，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)中三聯(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。- 4 -第一章 緒論（一） 課程設計的目的《機械系統(tǒng)課程設計》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)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。（二） 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 30：分級變速主傳動系統(tǒng)設計技術參數(shù)：Nmin=50r/min；Nmax=1120r/min ；Z=8 級；公比為 1.41；電動機功率 P=4KW；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。3. 進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。- 5 -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= = 1120/50=22.4minaxN（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50r/min、然后每隔 5 個數(shù)取一個值，得出主軸的轉速數(shù)列為 50 r/min、71 r/min、 100r/min、140 r/min、 200r/min、280r/min，400r/min，560r/min， 800r/min，1120r/min 共10 級。（3） 定傳動組數(shù)，選出結構式。對于 Z=8 可得結構式：Z=8=22×21×24。并在最后一級使用混合公比。（4）根據傳動結構式,畫結構圖。根據“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=22×23×24,可知第二擴大組的變速范圍 r2=1.415=5.57>表4-9初選取前軸徑 162dm?，后軸頸的軸徑為前軸徑，所以 。 21(0.7~85)dd??（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）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉速jn---該軸每米長度的允許扭轉角， = ~ 。??????0.5?1取 = 0.5?N0=P0=4Kw。N1=P1=P0×0.96=3.84KwN2=P2=P1×0.995×0.97=3.71KwN3=P3=P2×0.99=3.67Kw 軸Ⅰ： 43.895=9160TNm???Ⅰ （ ）取36mm41.6.4.d?Ⅰ軸Ⅱ： 37950250()?Ⅱ- 10 -取44mm4253071.6.4.dm???Ⅱ軸Ⅲ： 986()TN?Ⅲ取48mm 43701.6.5.dⅢ2．齒輪參數(shù)確定、齒輪應力計算 （1） 齒輪模數(shù)的初步計算 一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： 式中： 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，對齒輪的模數(shù)作如下計算和選擇： 軸Ⅰ-軸Ⅱ：以最小齒輪齒數(shù)34為準 m=16338 =2.93 取m=332287(1)450???軸Ⅱ-軸Ⅲ：以最小齒輪齒數(shù)31為準 - 11 -m=16338 =4.16 取m=4 32287(1)450???（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 =6 取 =8????~10????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）第一擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數(shù) 59 59 31 87分度圓直徑 177 177 93 261齒頂圓直徑 183 183 99 267齒根圓直徑 169.5 169.5 85.5 253.5齒寬 25 25 25 25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。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為12[]HEHKTZbd????????彎曲應力驗算公式為：132[]FFaSFdYmz??式中 T 1——主動軸傳遞扭矩（Nmm）K——載荷系數(shù)， AVK???- 12 -——傳動比， ， “+”用于外嚙合， “-”用于內嚙合?1??——齒輪分度圓直徑（mm）1d——齒寬（mm ）b——齒輪模數(shù)（mm）m——齒寬系數(shù)， d?1/db??——齒輪齒數(shù)1z——彈性系數(shù)EZ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)H——接觸強度重合系數(shù)?——齒形系數(shù)FaY——應力修正系數(shù)S——彎曲強度重合度系數(shù)?——許用接觸應力（Mpa）[]H?——許用彎曲應力（Mpa）F以上各系數(shù)，可查《機械設計》教材進行確定： 189.25431[.8()]cos01.748470.3EHZMPaZ??????????取 ， 根據 取 1.081AKV1.4/ms- 13 -1161.081.6493250.7932.8450950.3.70.250.6814dFaSKdbmzTNmY???????????????——許用接觸應力取 650 Mpa；[]H?——許用彎曲應力取 275 Mpa；F根據上述公式，可求得及查取值可求得：=488.15 Mpa H?[]H?=89.72 MpaF???F（3）第二擴大組齒輪計算。第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數(shù) 69 49 31 87分度圓直徑 276 196 124 348齒頂圓直徑 284 204 132 356齒根圓直徑 266 186 114 338齒寬 35 35 35 35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。- 14 -同理根據第一擴大組的計算，查文獻，可得： 189.25431[.8()]cos01.748470.3EHZMPaZ??????????取 ， =1.051AKV1161.025.1074350.2843.9502785142.3.0.50.68174dFaSdbmzTNmY???????????????可求得：[]HHMPa???95FF?- 15 -3．帶傳動設計定V帶型號和帶輪直徑(1).工作情況系數(shù).(2).計算功率.(3).選帶型號.(4).確定帶輪直徑D 1D2計算帶長(1).初取中心距.由機械設計表3.5查的＝ P＝1.1 4＝4.4Kw???? ???? ×根據參考圖3.16及表3.3選帶型及小帶輪直徑 160Dnv???確定從動輪基準直徑=177.5mm12取D 2=180mm計算實際傳動比:當忽略滑動率時， 21Di?驗算傳動比相對誤差，題目的理論傳動比 102.75ni?傳動比相對誤差 01.4%i??122.7()()9650aDa?????=1204.01014dL??按表3.2取標準值=403mm002dLa??mxin.3.5186d?α＝ - =180。 27.Da?1.?由D1及n1查表3.6并用線性插值法求得=1.3Kw??0由《機械設計》表 3.8 =0.98????由《機械設計》表 3.9 =0.93????由《機械設計》表 3.7 △ =0.15??0＝1.1????＝4.4Kw????A型取 ＝ 100mm1D7.43/vms?＝177.5mm??2取D 2=180mm1.8i?1.4%<5%合格＝380mm0a=1250mmdL- 16 -(2).計算帶.基準長度.(3).計算實際中心距(4)確定中心距調整范圍(13)小輪包角.求帶根數(shù)(1).確定額定功率 ??0(2)確定各修正系數(shù)（3）確定V帶根數(shù)Z求軸上載荷(1)確定單根V帶初拉力=3.33=124.27N（《機械設計》表 3.1 ）= 16.2240sin?=983.31N略.a=405mm168.720????合格=1.3Kw??0=0.98????=0.93????△ =0.15??0取z=4=124.27N0F- 17 -(2)計算壓軸力（3）帶輪結構.=983.31N????4 主軸合理跨距的計算設機床最大加工回轉直徑為?400mm,電動機功率P=4kw，,主軸計算轉速為140r/min。已選定的前后軸徑為: 定懸伸量162dm?1(0.7~85)dm?a=85mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩:＝???????? 63.79.50=54N??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；切削力（沿 y 軸） F c=250.346/0.09=2781N背向力（沿 x 軸） F p=0.5 Fc=1390N總作用力 F= =3109N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=3109N。先假設 l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分別為RA=F× =3109× Nla?854152?- 18 -RB=F× =3109× Nla8510362?根據《機械系統(tǒng)設計》得： =3.39 得前支承的剛rK1.0F8.La0.91.()cosiz?度：K A= 1376.69 N/ ；K B= 713.73 N/ ； = =1.93m?m?BAK376.主軸的當量外徑 de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為I= =1.55×10-6m440.756??η= = =0.383aKEA1632..5098??查《機械系統(tǒng)設計》圖 得 =2.5，與原假設接近，所以最佳跨距al0=85×2.5=212.5mm0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=250mm。0l根據結構的需要，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=85mm，后軸徑 d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。- 19 -第四章 主要零部件的選擇 選擇電動機,軸承，鍵和操縱機構(1)電動機的選擇：轉速n＝710/1420r/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)Ⅰ軸：與帶輪靠近段安裝雙列深溝球軸承代號6007，另一安裝深溝球軸承代號6007。Ⅱ軸：左側布置深溝球軸承代號6008，右側布置深溝球軸承代號6009。Ⅲ軸：輸出安裝角接觸球軸承配合推力球軸承代號分別為7012和5013，另一端安裝雙列圓柱滾子軸承。(3)鍵的選擇Ⅰ軸:安裝帶輪處選擇普通平鍵： 875bhL??安裝齒輪處選擇普通平鍵： 109?Ⅱ軸:左側齒輪選擇普通平鍵: 264右側齒輪選擇普通平鍵:Ⅲ軸:選擇普通平鍵: 0bh(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,Ⅱ軸上的二聯(lián)滑移齒輪。- 20 -第五章 校核1．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:??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----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；iaiN-----軸傳遞的全功率；校核合成撓度：??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度；-------輸出扭距齒輪撓度b；)(????---被演算軸與前后軸連心線夾角，取 =91°，嚙合角 =20°，齒面??摩擦角 =5.72°。代入數(shù)據計算得： =0.147， =0.045， =0.075， =0.087。1ay2ay3ay4by合成撓度 =0.254；2414coshbbY????查文獻【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*L，即 =0.287。????因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。(2)Ⅱ軸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：BA?,????????radlyhA3將上式計算的結果代入得：0.74B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。.A???2．軸承壽命校核- 21 -由Ⅱ軸最小軸徑可取軸承為 6008 深溝球軸承,ε=3，P=XF r+YFaX=1，Y=0。對Ⅱ軸受力分析得：前支承的徑向力 Fr=2847.32N，由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L 10h]=15000h， 310 106716704.210()()45862[]n8h hCL LP???????軸承壽命滿足要求。- 22 -結束語經過兩周的課程設計，在老師的耐心指導和自己的努力分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，這次課程設計使我充分應用了以前所學的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題，進一步鞏固和深化了以前的所學的專業(yè)基礎知識， 同時也是對《機械系統(tǒng)設計》學習的一個深入認識和理解的過程。同時也鍛煉了自己獨立完成工作的能力，熟悉了一些設計思想懂得了一些設計中的注意事項.本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，學會應用標準，規(guī)范，和查閱相關資料的本領，掌握了機械設計的基本技能，對以后的工作有很大的幫助。- 23 -參考文獻【1】段鐵群.《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。- 1 -