分级变速主传动系统(题目10）.pdf

哈 尔 滨 理 工 大 学 题 目 分级变速主传动系统 院 系机械设计制造及其自动化 姓 名 指导教师 年 月 日 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 目 录 摘要 . I 第 1 章 课程设计的目的 1 第 2 章 课程设计题目主要设计参数和技术要求 2 2.1 课程设计题目和主要技术参数 2 2.2 技术要求 2 第 3 章 运动设计 3 3.1 运动参数及转速图的确定 . 3 3.2 核算主轴转速误差 . 5 第 4 章 动力计算 6 4.1 带传动设计 . 6 4.2 计算转速的计算 7 4.3 齿轮模数计算及验算 8 4.4 传动轴最小轴径的初定 . 11 4.5 执行轴轴颈直径的确定 .12 4.6 轴承的选择: .12 4.7 花键的选择 .12 第 5 章 主要零部件的选择 13 5.1 摆杆式操作机构的设计 13 5.2 电动机的选择 13 第 6 章 校核 .14 6.1 轴刚度校核 14 6.2 轴承寿命校核 15 第 7 章 润滑与密封 .16 第 8 章 设计结论 .17 参考文献 18 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 I 摘要 设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解 和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求分析 了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入 手确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案计算和校核相关运动参数 和动力参数。 这次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。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 1 - 第 1 章 课程设计的目的 (1)、课程设计属于机械系统设计课的延续通过设计实践进一步学习掌 握机械系统设计的一般方法。 (2)、培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材 料热处理及结构工艺等相关知识进行工程设计的能力。 (3)、培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。 (4)、提高技术总结及编制技术文件的能力。 (5)、是毕业设计教学环节实施的技术准备。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 2 第 2 章 课程设计题目主要设计参数和技术要求 2.1 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Nmin=40r/minNmax=450r/minZ=8 级公比为 1.41电动 机功率 P=3KW电机转速 n=1430r/min 2.2 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。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 3 第 3 章 运动设计 3.1 运动参数及转速图的确定 1 转速范围。Rn= min max N N = 40 450 =11.25 2 转速数列。首先找到 40r/min、然后每隔 5 个数取一个值 1.41=1.06 6 故得出主轴的转速数列为 40 r/min、56r/min、80 r/min、112 r/min、160 r/min、224 r/min 315 r/min450r/min共 9 级。 3 确定传动组数和传动副数。 因为 Z=8可分解为Z=212224。这种结构式可以使传动组结构紧 凑再设计时不至于使整体结构过大。 4写传动结构式,画结构图。 根据“前多后少” , “先降后升” , “前密后疏”,“升 2 降 4”的原 则,选取传动方案 Z=212224 ,易知第一扩大组的变速范围 r= p1(x1-1)=1.414=3.958 符合“升 2 降 4”原则其结 构 网 如 图 结构网 Z=212224 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 4 5 画转速图。转速图如下图 系统转速图 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 主传动系统图 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 5 7齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等据设计要求 Zmin17,齿数和 Sz100120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 齿轮齿数 传 动 比 基本组 第一扩大组 第二扩大组 1:1.41 1:2 11.41 1:2.80 1:1 1:4 代 号 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 Z5 Z5 Z6 Z6 齿 数 30 42 24 48 35 49 22 62 45 45 18 72 3.2 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 |10(1)% nn n 实 际 转 速标 准 转 速 标 准 转 速 对Nmax=450r/min Nmax=1430*95/150*30/42*45/453=462.1r/min 则有 450 450.1462 =2.684.1 因此满足要求。 各级转速误差 n 450 315 224 160 112 80 56 40 n 462.02 323.45 229.55 160.68 115.52 80.86 57.39 40.17 误差 2.68% 2.68 2.48 0.43 3.14 1.08 2.48 0.43 各级转速误差都都小于 4.1因此不需要修改齿数。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 6 第 4 章 动力计算 4.1 带传动设计 (1) 直径计算 计算功率 Pd=Ka*P=1.1*3=3.3KW 查普通 V 带选型图可得 d=80100mm 初取小带轮直径 d 取 d=100mm A 型 V 带 大带轮直径 D D= 2 1 n dn = 900 1430100 =158.9mm 根据 V 带带轮基准直径系列取 D=160mm 2计算带长 求 Dm Dm=(D1+D 2)/2=(95+150)/2=122.5mm 求 =D1-D 2/2=160-100/2=30mm 根据 0.7D1+D2a2D1+D2 即182a0520mm 初取中心距a0=450mm 带长 L=Dm+2a0+ 2 /a0=1286.84 mm 由机械设计表 3.2 选取标准 Ld 得Ld=1250mm 3求实际中心距和包角 实际中心距 aa0+(Ld-L)/2=450-18.42=431.58mm 中心距调整范围 amax=a+0.03Ld=469.08mm amin=a-0.015Ld=412.83mm 小轮包角 1 =180 -D1-D 2/a57.3 =172 120 4求带根数 验算带速 =D 1n1/601000=3.141001430/(601000)= 7.49m/s 525合格 计算传动比 i 并验算传动比相对误差 理论传动比 i0=3.575 实际传动比 i=n1/n 2=160/100=1.60 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 7 确定 V 带根数 Z 由机械设计表 3.6P 0=1.30KW由表 3.8 K=0.98 由表 3.9K L=0.95由表 3.7P0=0.15KW 所以 ZP C / P0+P0KK L =3.3/(1.30+0.15)0.980.95=2.44 取 Z=3 根 4.2 计算转速的计算 1主轴的计算转速 nj由公式 n j =n min )13/( z 得主轴的计算转速 nj=70.92r/min取主轴的计算转速 nj=80 r/min。 2确定各传动轴的计算转速。轴共有 4 级转速160 r/min、224r/min、 315 r/min、 450r/min。 若经传动副传动主轴 全部传递全功率 其中 160/min 是传递全功率的最低转速 故其计算转速 nj=160 r/min 轴共有 2 级 转速450 r/min、630 r/min。若经转动副转动主轴全部传递全功率其 中 450/min 是传递全功率的最低转速 故其计算转速 nj=450 r/min 轴 有 1 级转速且都传递全功率所以其计算转速 nj=900 r/min。各计算转 速入表。 各轴计算转速 轴号 轴 轴 轴 轴 计算转速 r/min 900 450 160 80 3 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z 6 装在主轴上并具有 40、56、80、 112r/min 共 4 级转速 其中有 80、 112r/min 传递全功率 故 Z 6 j=80 r/min。 齿轮 Z 6装在轴上有 160、224、315、450r/min 共 4 级转速经齿轮副 Z 6/ Z 6 传动主轴则 4 个转速都传递全功率故 Z 6j=160r/min。依次可以 得出其余齿轮的计算转速如表 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 8 齿轮副计算转速 序号 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 Z5 Z5 Z6 Z6 j n 900 630 900 450 450 315 450 160 160 160 315 80 4.3 齿轮模数计算及验算 1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 式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数mm d N驱动电动机功率kW j n被计算齿轮的计算转速r/min u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比外啮合取“+” 内啮合取“-” 1 z 小齿轮的齿数齿 m 齿宽系数 B mm B 为齿宽m 为模数 4 10 m j 材料的许用接触应力M P a 。 得基本组的模数 mj=3 第一扩大组的模数 mj=3 第二扩大组的模数 mj=4 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 30 42 24 48 分度圆直径 90 126 92 144 齿顶圆直径 96 132 98 150 齿根圆直径 82.5 118.5 84.5 136.5 齿宽 15 15 15 15 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 9 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=3kW; j n-计算转速r/min. j n=400r/min; m-初算的齿轮模数mm, m=3.5mm; B-齿宽mm;B=24.5mm; z-小齿轮齿数z=19; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.79; 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=400r/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; 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 10 n K-转速变化系数取 n K=0.60 N K-功率利用系数取 N K=0.78 q K-材料强化系数 q K=0.60 3 K-工作状况系数取 3 K=1.1 2 K-动载荷系数取 2 K=1 1 K-齿向载荷分布系数 1 K=1 Y-齿形系数 Y=0.386 j -许用接触应力MPa,取 j =650 Mpa w -许用弯曲应力MPa 取 w =275 Mpa 根据上述公式可求得及查取值可求得 j =639.47 Mpa j w =78.72 Mpa w 3扩大组齿轮计算。 第一扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z3 Z3 Z4 Z4 齿数 35 49 22 62 分度圆直径 105 147 66 186 齿顶圆直径 111 153 72 192 齿根圆直径 97.5 139.5 58.5 178.5 齿宽 30 30 30 30 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 11 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z5 Z5 Z6 Z6 齿数 45 45 18 72 分度圆直径 180 180 72 288 齿顶圆直径 188 188 80 296 齿根圆直径 170 170 62 278 齿宽 40 40 40 40 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。 同理根据基本组的计算 可得 n K=0.62 N K=0.77 q K=0.60 3 K=1.1 2 K=1 1 K=1m=3.5 j n=280 可求得 j =620.73 Mpa j w =136.24Mpa w 4.4 传动轴最小轴径的初定 传动轴直径按扭转刚度用下式计算 d=1.64 4 Tn mm 或 d=91 4 nj N mm 式中 d-传动轴直径mm Tn-该轴传递的额定扭矩N*mm T=9550000 J n N N-该轴传递的功率KW 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 12 j n-该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角 =0.5 0 0 1。 各轴最小轴径如表 轴 号 轴 轴 轴 最小轴径 mm 30 35 40 4.5 执行轴轴颈直径的确定 执行轴的前轴劲 D1尺寸由教材 4-9 表得到D1=75mm 后轴劲 D2=0.70.9D1 所以取 D2=0.8D1=60mm 初步计算取当量外径 D=0.5D1+D2=67.5mm 执行轴选用阶梯状中空结构内径直径 d=0.4D=0.4*67.5=27mm 4.6 轴承的选择: 一轴深沟球轴承代号 6006,6007 二轴圆锥滚子轴承代号 30207 三轴圆锥滚子轴承代号 30208 四轴深沟球轴承代号 6015 圆锥滚轴承代号 30214 双列圆柱滚子轴承代号 N220E 轴承布置见展开图 4.7 花键的选择 一轴N*d*D*B=8*32*36*6 二轴N*d*D*B=8*36*40*7 三轴N*d*D*B=8*42*46*8 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 13 第 5 章 主要零部件的选择 5.1 摆杆式操作机构的设计 1几何条件 2不自锁条件。 具体结构见 CAD 图 5.2 电动机的选择 选择 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。 由机械设计课程设计附录 K 得电动机型号为 Y100L2-4额定功率 3KW。 由表 K.3 得安装尺寸 A=160mmAB=205mmHD=245mm。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 14 第 6 章 校核 6.1 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如下的公式计算: Y mZnD xxNL YY ba 4 33 75.0 39.171 L-两支承的跨距 D-轴的平均直径 X= i a/L i a-齿轮工作位置处距较近支承点的距离 N-轴传递的全功率 校核合成挠度 YYYYYY bab a h cos2 22 a Y -输入扭距齿轮挠度 b Y-输出扭距齿轮挠度 )(2 -被演算轴与前后轴连心线夹角=144 啮合角=20齿面摩擦角=5.72。 代入数据计算得 2a y=0.022 3a y=0.081 1a y=0.120 5b y=0.198 4b y=0.093 6b y=0.065。 合成挠度cos2 51 2 5 2 1babah yyyyY =0.202 查文献 6带齿轮轴的许用挠度 y=5/10000*L 即 y=0.268。 因合成挠度小于许用挠度故轴的挠度满足要求。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 15 2 轴扭转角的校核 传动轴在支承点 AB 处的倾角 BA ,可按下式近似计算 rad l y h BA 3 将上式计算的结果代入得 rad BA 00042.0 由文献 6查得支承处的 =0.001 因00042.0 BA 0.001故轴的转角也满足要求。 6.2 轴承寿命校核 由 轴最小轴径可取轴承为 6212 深沟球轴承,寿命指数 =3 P=XFr+YFa X=1Y=0。 对轴受力分析 得前支承的径向力 Fr=2541.33N。 由轴承寿命的计算公式预期的使用寿命 L10h=15000h L10h= n 16670 ) P C (= 280 16670