《机械系统设计》课程设计-分级变速主传动系统设计（题号19）全套图纸.pdf

1 xx 大学 课程设计(论文) 分级变速主传动系统设计(题目 19) 所 在 学 院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指 导 老 师 年 月 日 2 摘 要 本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数 以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以 及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸， 用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通 过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开 图及剖视图。 关键词 分级变速；传动系统设计,传动副，结构网，结构式，齿轮模数，传动比 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 4 目 录 摘 要 2 目 录 4 第 1 章 绪论 6 1.1 课程设计的目的 . 6 1.2 课程设计的内容 6 1.2.1 理论分析与设计计算 6 1.2.2 图样技术设计 6 1.2.3 编制技术文件 . 6 1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 7 1.3.1 课程设计题目和主要技术参数 . 7 1.3.2 技术要求 . 7 第 2 章 运动设计 8 2.1 运动参数及转速图的确定 8 2.1.1 转速范围 8 2.1.2 转速数列 8 2.1.3 确定结构式 . 8 2.1.4 确定结构网 . 8 2.1.5 绘制转速图和传动系统图 . 9 2.2 确定各变速组此论传动副齿数 . 9 2.3 核算主轴转速误差 . 10 第 3 章 动力计算 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 3.1 带传动设计 . 12 3.2 计算转速的计算 . 12 3.3 齿轮模数计算及验算 . 14 3.4 传动轴最小轴径的初定 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 3.5 主轴合理跨距的计算 . 18 第 4 章 主要零部件的选择 19 5 4.1 电动机的选择 19 4.2 轴承的选择 . 19 4.3 键的规格 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 4.4 变速操纵机构的选择 19 第 5 章 校核 20 5.1 刚度校核 . 20 5.2 轴承寿命校核 . 22 第 6 章 结构设计及说明 23 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 . 23 6.2 展开图及其布置 . 23 结 论 24 参考文献 25 致 谢 26 分级变速主传动系统设计论文 6 第 1 章 绪论 1.1 课程设计的目的 机械系统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。 1.2 课程设计的内容 机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件 编制三部分组成。 1.2.1 理论分析与设计计算 （1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。 （2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。 （3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。 1.2.2 图样技术设计 （1）选择系统中的主要机件。 （2）工程技术图样的设计与绘制。 1.2.3 编制技术文件 （1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。 （2）编制设计计算说明书。 分级变速主传动系统设计论文 7 1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 1.3.1 课程设计题目和主要技术参数 题目 19：分级变速主传动系统设计 技术参数：nmin=50r/min；nmax=280r/min； z=4 级；公比为 1.78；电动机功率 p=4kw；电机转速 n=1440r/min 1.3.2 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。 分级变速主传动系统设计论文 8 第 2 章 运动设计 2.1 运动参数及转速图的确定 2.1.1 转速范围 rn= min max n n = 50 280 =5.6 2.1.2 转速数列 转速数列。查机械系统设计表 2- 9 标准数列表，首先找到 50r/min、然后每隔 9 个数取一个值（1.78=1.0610） ，得出主轴的转速数列为 50 r/min、90r/min、160r/min、280 r/min、共 4 级。 2.1.3 确定结构式 对于 z=4 可分解为：z=2122。 2.1.4 确定结构网 根据 “前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 z=21 2,易知第二扩大组的变速范围 r= (p3-1)x=1.788 满足要求，其结构网如图 2-1。 图 2- 1 结构网 分级变速主传动系统设计论文 9 2.1.5 绘制转速图和传动系统图 （1）选择电动机：采用 y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。 （2）绘制转速图： 转速图 （3）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 2-3： 1-2 轴最小中心距：a1_2min1/2(zmaxm+2m+d) 轴最小齿数和:szmin(zmax+2+d/m) 2.2 确定各变速组此论传动副齿数 (1)sz100- 120,中型机床sz=70- 100 (2)直齿圆柱齿轮zmin18- 20 分级变速主传动系统设计论文 10 图 2- 3 主传动系统图 （7）齿轮齿数的确定。据设计要求 zmin1820,齿数和 sz100120，由表 4.1， 根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表 2-2。 表 2-2 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 1:1.78 1:3.16 1：1 1：3.16 代号 z1 z 1 z 2 z 2 z3 z 3 z4 z 4 齿数 27 48 18 57 54 54 26 82 2.3 核算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(- 1),即 n n 标准转速 标准转速实际转速n 10(- 1) 分级变速主传动系统设计论文 11 对 nmax=280r/min，实际转速 nmax=1440 265 90 48 27 54 54 =275.09r/min 则有 280 28009.275 =1.757.8 对 n=50r/min，实际转速 n=1440 265 90 57 18 82 26 =48.98 r/min 50 5098.48 =2.067.8 同理，根据计算得出其他各组的数据如下表： 因此满足要求。 各级转速误差 n 280 160 90 50 n 275.09 158.12 87.88 48.98 误差 1.75 2.06 1.75 2.06 只有一级转速误差小于 7.8，因此不需要修改齿数。 分级变速主传动系统设计论文 12 第 3 章 动力计算 3.1 带传动设计 输出功率p=4kw,转速n1=1440r/min,n2=500r/min （1）确定计算功率: 按最大的情况计算p=4kw ,k 为工作情况系数，查1表 3.5. 取 k=1.0 pd=kap=1.0x4=4kw （2）选择 v 带的型号: 根据 pd,n1=1440r/min 参考1图表 3.16 及表 3.3 选小带轮直径， 查表选择 a 型 v 带 d1=90mm （3）确定带轮直径 d1,d2 小带轮直径 d1=90mm 验算带速 v=d1n1/(60x1000)=x90x1440/(60x1000)=6.78m/s 从动轮直径 d2=n1d1/n2=1440x90/500=259.2mm 取 d2=265mm 查1表 3.3 计算实际传动比 i=d2/d1=265/90=2.95 （4）定中心矩 a 和基准带长 ld 1初定中心距 a0 0.7(d1- d2)a02(d1+d2) 122.5a0710 取 ao=700mm 2带的计算基准长度 ld02a0+(d1+d2)/2+(d2- d1)2/4a0 2x700+(90+265)/2+(265- 90)2/4x700 2399mm 查1表 3.2 取 ld0=2400mm 3计算实际中心距 aa0+(ld- ld0)/2=700+(2400- 2399)=700.5mm 4确定中心距调整范围 amax=a+0.03ld=700.5+0.03x2400=772.5mm amin=a- 0.015ld=700.5- 0.015x2400=664.5mm （5）验算包角:1=1800- （d2- d1）/ax57.30=1800- (265- 90)/700.5x57.30=17201200 （6）确定 v 带根数： 分级变速主传动系统设计论文 13 确定额定功率：p0 由查表并用线性插值得 p0=0.15kw 查1表 37 得功率增量vp0=0.13kw 查1表 38 得包角系数 k=0.99 查1表 3 得长度系数 kl=0.81 确定带根数：z=pc/ （p0+p0）kk l =4.0/(1.05+0.13)x0.99x0.81=4.22 取 z=5 3.2 计算转速的计算 （1）.主轴的计算转速 由机械系统设计表3-2中的公式 50错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。 ) 1 3 4 ( 78 . 1 错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。 60.595r/min 结合变速数据 取主轴的计算转速为= j n90 r/min (2). 传动轴的计算转速 在转速图上，轴在最低转速50r/min时经过传动组传动副，。这个转速高于主轴计 算转速，在恒功率区间内，因此轴的最低转速为该轴的计算转速即nj=160/min,轴计 算转速为错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。=280 r/min （2）确定各传动轴的计算转速 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 小齿轮的计算转速这转速都在恒功率区间内， 即都要求传递最大功率所以齿轮z38 的计算转速为这3转速的最小值即 38jz n=90/min 各计算转速入表 3- 1。 表 3- 1 各轴计算转速 （3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮装在主轴其中只有 90r/min 传递全功率，故 z 4j=90 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3- 2。 轴 号 轴 轴 轴 计算转速 r/min 500 280 90 分级变速主传动系统设计论文 14 表 3- 2 齿轮副计算转速 序号 z1 z2 z3 z 4 n j 500 280 280 90 3.3 齿轮模数计算及验算 1、计算各传动轴的输出功率 1 4.0 0.96 0.993.80() br ppnnkw= 额 21 3.80 0.97 0.993.65() gr ppnnkw= 32 3.65 0.97 0.993.51() gr ppnnkw= 3 3.51 0.97 0.993.37() gr ppnnkw= 主 2、轴径设计及键的选取 轴一： 1 3.80pkw=，取0.9 。 【 】带入公式： 4 91 j p d n = 有，23.2dmm=,圆整取24dmm= 选花键：6 26 30 6 轴二： 2 3.65pkw=，取0.9 。 【 】带入公式： 4 91 j p d n = 有，27.3dmm=,圆整取30dmm= 选花键：8 32 36 6 轴三： 3 3.51pkw=，取0.9 。 【 】带入公式： 4 91 j p d n = 有，34.7dmm=,圆整取35dmm= 选花键：8 36 40 7 主轴：选择主轴前端直径 1 90dmm=，后端直径 21 0.750.85dd=:（） 取 2 d65mm=，则平均直径77.5dmm=。 对于普通车床，主轴内孔直径(0.550.6)dd=,故本例之中，主轴内孔直径取为 45dmm= 分级变速主传动系统设计论文 15 支承形式选择两支撑，初取悬伸量90amm=，支撑跨距520lmm=。 选择平键连接，22 14,100bhlmm= 3、模数计算，一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化 的接触疲劳强度公式进行计算，即 mj=163383 2 2 1 ) 1( jjm nuz pu 可得各组的模数，如表 3- 3 所示。 45 号钢整体淬火，1100 j mp= 按接触疲劳计算齿轮模数 m 1-2 轴由公式 mj=163383 2 2 1 ) 1( jjm nuz pu 可得 mj=3.088mm，取 m=3.5mm 2-3 轴由公式 mj=163383 2 2 1 ) 1( jjm nuz pu 可得 mj=2.31mm，取 m=3.5mm 由于一般同一变速组内的齿轮尽量取同一模数，所以为了统一和方便如下取： 表 3- 3 模数 （2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 z1 z1 z2 z2 齿数 27 48 18 57 分度圆直径 94.5 168 63 199.5 齿顶圆直径 101.5 175 70 206.5 齿根圆直径 85.78 159.25 54.25 190.75 齿宽 28 28 28 28 组号 基本组 第一扩大组 模数 mm 3.5 3.5 分级变速主传动系统设计论文 16 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40cr，调质处理，硬度 241hb286hb，平均取 260hb，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229hb286hb，平均取 240hb。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 j f s j mpa ubn nkkkku zm =)( ) 1(102088 321 8 弯曲应力验算公式为： w s w mpa bynzm nkkkk =)( 10191 2 321 5 式中 n-传递的额定功率（kw） ，这里取 n 为电动机功率，n=4kw; j n- - - - - 计算转速（r/min）. j n=500（r/min）; m- - - - - 初算的齿轮模数（mm）, m=3.5（mm）; b-齿宽（mm）;b=28（mm）; z-小齿轮齿数；z=18; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=3.16 s k - - - - - 寿命系数； s k = t k n k n k q k t k- - - - 工作期限系数； m t c tn k 0 1 60 = t- - - - - - 齿轮工作期限，这里取 t=15000h.; 1 n- - - - - 齿轮的最低转速（r/min）, 1 n=500（r/min） 0 c- - - - 基准循环次数，接触载荷取 0 c= 7 10，弯曲载荷取 0 c= 6 102 m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 分级变速主传动系统设计论文 17 n k - - - - 转速变化系数，查【5】2 上，取 n k =0.60 n k - - - - 功率利用系数，查【5】2 上，取 n k =0.78 q k- - - - - 材料强化系数，查【5】2 上， q k=0.60 3 k - - - - - 工作状况系数，取 3 k =1.1 2 k- - - - - 动载荷系数，查【5】2 上，取 2 k=1 1 k- - - - - - 齿向载荷分布系数，查【5】2 上， 1 k=1 y- - - - - - 齿形系数，查【5】2 上，y=0.386； j - - - - 许用接触应力（mpa）,查【4】 ，表 4- 7，取 j =650 mpa； w - - - 许用弯曲应力（mpa） ，查【4】 ，表 4- 7，取 w =275 mpa； 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j =635 mpa j w =78 mpa w （3）扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 z3 z3 z4 z4 齿数 54 54 26 82 分度圆直径 189 189 91 287 齿顶圆直径 196 196 98 294 齿根圆直径 180.25 180.25 82.25 278.25 齿宽 28 28 28 28 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40cr，调质处理，硬度 241hb286hb，平均 取 260hb，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229hb286hb，平均取 240hb。 分级变速主传动系统设计论文 18 同理根据基本组的计算， 查文献【6】 ，可得 n k =0.62， n k =0.77， q k=0.60， 3 k =1.1， 2 k=1， 1 k=1，m=3.5， j n=355； 可求得： j =619 mpa j w =135mpa w 3.5 主轴合理跨距的计算 由于电动机功率 p=4kw，根据【1】表 3.20，前轴径应为 6090mm。初步选取 d1=80mm。 后轴径的 d2= （0.70.9） d1， 取 d2=60mm。 根据设计方案， 前轴承为 nn3016k 型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=120mm，主轴孔径为 30mm。 轴承刚度，主轴最大输出转矩 t=9550 n p =9550 90 4 =424.44n.m 假设该机床为车床的最大加工直径为 300mm。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 180mm，故半径为 0.09m； 切削力（沿 y 轴） fc= 09 . 0 44.424 =4716n 背向力（沿 x 轴） fp=0.5 fc=2358n 总作用力 f= 22 p c ff+=5272.65n 此力作用于工件上，主轴端受力为 f=5272.65n。 先假设 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 ra和 rb分别为 ra=f l al + =5272.65 240 240120+ =7908.97n rb=f l a =5272.65 240 120 =2636.325n 根据 文献 【1】 式 3.7 得： kr=3.39 1 . 0 fr 8 . 0 la 9 . 0 )(iza 9 . 1 cos得前支承的刚度： ka= 1689.69 n/m ；kb= 785.57 n/m； b a k k = 57.785 69.1689 =2.15 主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 分级变速主传动系统设计论文 19 i= 64 )03 . 0 07 . 0 ( 44 =113.810- 8m4 = 3 ak ei a = 63 811 101 . 069.1689 108 .113101 . 2 =0.14 查【1】图 3- 38 得 a l0 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距 0 l =1202.0=240mm 合理跨距为（0.75- 1.5） 0 l ，取合理跨距 l=360mm。 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=100mm，后轴径 d=80mm。前轴承 采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。 第 4 章 主要零部件的选择 4.1 电动机的选择 转速n1440r/min，功率p4kw 选用y系列三相异步电动机 4.2 轴承的选择 i轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007c 另一安装深沟球轴承6012 ii轴：对称布置深沟球轴承6009 iii轴：后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 4.3 变速操纵机构的选择 选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制ii轴上的三联滑移齿轮和二联滑 移齿轮。 分级变速主传动系统设计论文 20 第 5 章 校核 5.1 轴的校核 （a） 主轴的前端部挠度 0.0002 5250.105 s yy= （b） 主轴在前轴承处的倾角 0.001rad容许值轴承 （c） 在安装齿轮处的倾角 0.001rad容许值齿 65 1670 7875 5080 23685 16090 150 d1.0787 690 dili mm l + = 平均 总 e 取为 5 2.1 10empa=， 44 4 0 8745 (1)(1)1356904() 646487 dd imm d = 43 43 2 955 100.9952 955 103.37 0.995 1268 400 125 z p fn dn = 主 计件 （ ） 0.4507() yz ffn=，0.25217() xz ffn= 由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 4 4 2 955 102 955 103.37 8582) 3 20 125 q p fn m z n = 主 计主主 （ 将其分解为垂直分力和水平分力 由公式 , tantan qyqynqqzqyn fff ff+= 可得2105(),6477() qzqy fnfn= 22 1268 160135253() 33 zz mf ln mm=g 件 22 507 16054080() 33 yy mf ln mm=g 件 11 317 13020605() 22 xx mf dn mm=g 件 主轴载荷图如下所示： 分级变速主传动系统设计论文 21 由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm 计算（在垂直平面） 1 () 6 qz f abc la y eil + =, 2 2 () 3 z f c ylc eil =+, 3 (23 ) 6 z m c ylc ei =+ 123 0.00173 sz yyyy=+= () 3 qz f ab ba eil = 齿1 ，(23 ) 6 z f lc ei =+ 齿2 ，(3 ) 3 z m lc ei =+ 齿3 5 6.9 10 =+= 齿z齿1齿2齿3 () 6 qz f ab la eil + = 轴承1 ， 3 z f cl ei = 轴承2 ， 3 z m l ei = 轴承3 5 2.9 10 =+= 轴承z轴承1轴承2轴承3 计算（在水平面） 1 () 6 qy f abc la y eil + =, 2 2 () 3 y f c ylc eil =+, 3 () (23 ) 6 yx mmc ylc ei =+ 分级变速主传动系统设计论文 22 123 0.017 sy yyyy=+= () 3 qy f ab ba eil = 齿1 ，(23 ) 6 y f lc ei =+ 齿2 ， () (3 ) 3 yx mm lc ei =+ 齿3 5 13.86 10 =+= 齿y齿1齿2齿3 () 6 qy f ab la eil + = 轴承1 ， 3 y f cl ei = 轴承2 ， () 3 yx mml ei = 轴承3 5 32.8 10 =+= 轴承y轴承1轴承2轴承3 合成： 22 0.0180.105 sszsy yyy=+= 22 0.000150.001=+= 齿齿y齿y 22 0.000330.001=+= 轴承轴承z轴承y 5.2 轴承寿命校核 由轴最小轴径可取轴承为 7008c 角接触球轴承,=3；p=xfr+yfax=1，y=0。 对轴受力分析 得：前支承的径向力 fr=2642.32n。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 l10h=15000h l10h= n 16670 ) p c (= 180 16670 3 ) 2238.38 100022.8 ( = 3 1667036.3 1000 ()288142.94 1502642.32 =h l10h=15000h 轴承寿命满足要求。 分级变速主传动系统设计论文 23 第 6 章 结构设计及说明 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器 等） 、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一 张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一 0 般只画展开图。 主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考 虑以下几个方面的问题。 精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升 的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。 主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经 过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是： 1 布置传动件及选择结构方案。 2 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。 3 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确