分级变速主传动系统设计方案

1 分级变速主传动系统设计方案 第一章 绪论 （一） 课程设计的目的 机械系统课程设计课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和 设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。 （二） 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 1 课程设计题目和主要技术参数 题目：分级变速主传动系统设计 技术参数： 5r/50r/Z=11 级；公比为 动机功率 P=机转速 n=710/1420r/ 技术要求 1. 利用电动机完成换向和制动。 2. 各滑移齿轮块采用单独操纵机构。 3. 进给传动系统采用单独电动机驱动。 2 第二章 运动设计 1 运动参数及转速图的确定 （ 1） 转速范围。 Rn=750/75=10 （ 2） 转速数列。查机械系统设计表 2准数列表，首先找到75r/后每隔 3 个数取一个值，得出主轴的转速数列为 75 r/95 r/118r/150 r/190 r/236 r/300 r/375 r/75r/600r/750r/ 11 级。 （ 3） 定传动组数，选出结构式。对于 Z=11 可按 z=12 写出结构式，并且有一级速度重复。即： Z=11=31 23 25。 （ 4）根据传动结构式 ,画结构图。 根据“前多后少” ,“ 前密后疏”，“升 2降 4” ,“前满后快”的原 则 ,选取传动方案 Z=31 23 25,可知第二扩大组的变速范围 22( 1 ) 52 m i 2 6 3 . 1 8 8px 满足 “升 2降 4” 要求， 其结构网如图 2 图 2构网 Z=11=31 23 25 （ 5） 画转速图。转速图如下图 2 3 图 2统转速图 （ 6）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2 4 710/1420r/主传动系统图 （ 7） 齿轮齿数的确定。根据齿数和不宜过大原则一般推荐齿数和在 100120之间，和 据设计要求 17,原则。并且 变速组内取模数相等 ， 变速组内 由机械系统设计表 3据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数， 各齿轮齿数如表 2 表 2 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 1:2 1:1 1:2 代号 Z1 Z2 Z3 4 5 齿数 46 74 40 80 34 86 74 46 40 80 2 主轴 5 算转速 （ 1） 本设计所选的是中型普通车床，所以由 机械系统设计表 3 75错误 !未找到引用源。 11( 1) 错误 !未找到引用源。 150 r/2). 传动轴的计算转速 在转速图上，轴 在最低转速 150r/4:46传动副，得到主轴转速为 236r/个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴 2的最低转速为该轴的计算转速即 错误 !未找到引用源。 =150/理可求得轴 1的计算转速为 错误 !未找到引用源。 =375r/ 3）确定各齿轮计算转速 由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮，因此只需求出危险小齿轮的计算转速。在传动组 46在轴 上具有的转分别为236r/00r/75r/75/00r/50r/六种转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮 36r/理可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即 , 3475r/ 4000r/ 验算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过 10( ,即 |实际转速 nn| 10( 标准转速 n 对 于 标 准 转 速 n=75r/ ， 其 实 际 转 速 n=375 34/86 40/80= 7 4 7 575 10( =因此满足要求。 同理可得各级转速误差如表 各级转速误差 6 n 75 95 118 150 190 236 300 475 600 950 n 00 475 600 950 误差 0 0 0 0 各级转速都满足要求 ，因此不需要修改齿数。 7 第三章 动力计算 1 主轴 （ 1）主轴轴径的确定 在设计初期，由于主轴的结构尚未确定，所以只能根据现有的资料初步确定主轴直径。由 表 42d 后 轴 颈 的 轴 径 为 前 轴 径 ， 所 以21( 0 . 7 0 . 8 5 ) 5 5d d m m。 （ 2）传动轴直径初定 传动轴直径按文献 5公式（ 6）进行概算 式中 N* T=9550000； = 01 。 取 = 00算 1 1 0 0 . 9 6 3 . 3 6N P P K w 2 2 1 0 . 9 9 5 0 . 9 7 3 . 2 4N P P K w 3 3 2 0 . 9 9 5 0 . 9 9 3 . 1 9N P P K w 轴 ： 错误 ! 未找到引用源。 =955错误 ! 未找到引用源。=85568(d= 取 36 ： 错误 !未找到引用源。 955错误 !未找到引用源。 206280（ 错误 ! 未找到引用源。 =误 ! 未找到引用源。 8 = 取 42 ： 错误 !未找到引用源。 955错误 !未找到引用源。 203096（ 错误 ! 未找到引用源。 =误 ! 未找到引用源。 = 取 422 齿轮参数确定、齿轮应力计算 （ 1） 齿轮模数的初步计算 一般同一组变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最小的齿轮，按简化的接触疲劳强度由文献 5公式（ 8）进行计算： 式中： 为了不产生根切现象，并且考虑到轴的直径，防止在装配时干涉，对齿轮的模数作如下计算和选择： 轴 以最小齿轮齿数 34为准 m=16338错误 !未找到引用源。 =取 m=3 轴 以最小齿轮齿数 40为准 m=16338 32280( 1 ) 3 . 540808 4 0 5 5 1 1 5 040 =取 m=3 9 （ 2） 齿轮参数的确定 计算公式如下： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 错误 !未找到引用源。 =6错误 !未找到引用源。 取 错误 !未找到引用源。 =8 由已选定的齿数和计算确定的模数，将各个齿轮的参数计算如下表 （ 2） 基本组齿轮计算 。 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 1 2 3 齿数 46 74 34 86 40 80 分度圆直径 138 222 102 258 120 240 齿顶圆直径 144 1228 108 264 126 246 齿根圆直径 宽 25 25 25 25 25 25 按 基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 24186均 取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 P n )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为： P )(101 9 12 3215 10 式中 这里取 N=r/. 50（ r/; , m=3（ ; ;B=25（ ; z=40; u=2; K 里取 T=15000h.; 1n r/, 1n =150（ r/ 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 取取 3K=K 取 2K =1 1K 1K =1 Y= j ,查 表，取 j =650 w 查 表 4 w =275 11 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j=635 jw=78 w（ 3） 扩大组齿轮计算 。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 4 5 齿数 74 46 40 80 分度圆直径 222 138 120 240 齿顶圆直径 1228 144 126 246 齿根圆直径 宽 25 25 25 25 按 扩大组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 24186均取 260 齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算， 查文献 ， 可得 K= 2K =1， 1K =1， m=355； 可求得： j=619 jw=135 w3 带传动设计 12 定 (1) (2) (3). (4) (5) (6) 验算带速 计算带长 (1) (2). 计算带 (3). 计算实际中心距 (4)确定中心距调整范围 由机械设计表 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 P 未找到引用源。 据参考图 错误 !未找到引用源。 （ 1 ） 错误 !未找到引用源。 （ 1 错误 !未找到引用源。2错误 !未找到引用源。 100错误 !未找到引用源。 198表 1 3 . 1 4 1 0 0 7 1 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 =s 1 2 1 20 . 7 ( ) 2 ( ) 2 1 0 6 0 0D D a D D a 2210 1 2()2 ( )24a D D a =表 00 2 =m a xm i 0 3 4 5 2 . 50 . 0 1 5 3 9 6 . 2 5d da a La a L 错误 !未找到引用源。 误 !未找到引用源。 型 取1D 100 错误 !未找到引用源。 200足要求 0a 400mm 250mm a=41513 (13)小轮包角 . 求带根数 (1)误 !未找到引用源。 (2) 确定各修正系数 （ 3）确定 求轴上载荷 (1) 确定单根 (2) 计算压轴力 （ 3） 带轮结构 . 错误 !未找到引用源。 未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 -（ 100/415）误 !未找到引用源。 由 误 !未找到引用源。 =机械设计表 错误 !未找到引用源。 =机械设计表 误 !未找到引用源。 =机械设计表 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 机械设计表 ） = 1 6 6 . 22 6 1 4 0 s i =1660N 略 . 错误 !未找到引用源。 合格 错误 !未找到引用源。 =误 !未找到引用源。 =误 !未找到引用源。 = 错误 !未找到引用源。 = z=6 0F=140N 错误 !未找到引用源。 =1660N 14 4 主轴合理跨距的计算 设机床最大加工回转直径为 400动机功率P=,主轴计算转速为 150r/ 已 选 定 的 前 后 轴 径 为 ：1 62d 21( 0 . 7 0 . 8 5 ) 5 5d d m m， 定悬伸量 a=120轴孔径为 30 轴承刚度，主轴最大输出转矩 错误 !未找到引用源。 955 错误 !未找到引用源。 203096（ 该车床的最大加工直径为 300床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的 50%，这里取 60%，即 180 切削力（沿 y 轴） 256N 背向力（沿 x 轴） c=1128N 总作用力 F= 22F =力作用于工件上，主轴端受力为 F= 先假设 l/a=2， l=3a=240后 支承反力 B 分别为 40240120 =B=F40120=据 机械系统设计 得： iz 前 支承的刚度： ； N/ m ；轴的当量外径 80+60)/2=70惯性矩为 15 I=64 )4 =10 =38 9 = 机械系统设计 图 得 原假设接近，所以最佳跨距0l=12040理跨距为（ l，取合理跨距 l=360 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径 D=62轴径 d=55后支承采用背对背安装的角接触球轴承。 16 第 四 章 主要零部件的选择 择电动机 ,轴承，键和操纵机构 转速 n 710/1420r/率 P 用 承的选择：（轴承代号均采用新轴承代号） 带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号 7007C 另一安装端角接触球轴承代号 7008C 称布置角接触球轴承代号 7008C 中间布置角接触球轴承代号 7010C 端安装双列角接触球轴承代号 7015C 另一安装端角接触球轴承代号 7010C 中间布置角接触球轴承代号 7012C 位（ 错误 !未找到引用源。 =8错误 !未找到引用源。 安装齿轮处选择花键规格： 未找到引用源 。 未找到引用源。 8 3 6 4 2 7 未找到引用源。 未找到引用源。 8 4 2 4 8 8 未找到 引用源。 未找到引用源。 8 6 2 7 2 1 2 用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制 17 第五章 校核 一 轴刚度校核 （ 1） 轴挠度校核 单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献 【 5】中的公式计算： : nD 433 1 X=； 校核合成挠度 c o )(2 ； =144 啮合角 =20 ，齿面摩擦角 =。 代入数据计算得：2 5 合成挠度 c =文献 【 6】，带齿轮轴的许用挠度 y =5/10000*L 即 y = 因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。 （ 2） 轴 扭转角的校核 传动轴在支承点 A， B 处的倾角 , 可按下式近似计算： r a 将上式计算的结果代入得： r 0 0 5 由文献 【 6】，查得支承处的 = 轴的转角也满足要求。 18 二 轴承寿命校核。 由 轴