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题目10-分级变速主传动系统课程设计：Nmin=40rmin；Nmax=450rmin；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430rmin

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题目10-分级变速主传动系统课程设计：Nmin=40rmin；Nmax=450rmin；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430rmin.zip

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关键词：: 题目 10 分级变速传动系统课程设计 Nmin 40 rmin Nmax 450 公比 1.41 电动机功率 kW 电机转速 1430

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内容简介：: 课程设计题，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: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.22.1，课程设计题目和主要技术参数，.22.2技术要求，.2第，3，章，运动设计，.33.1，运动参数及转速图的确定，.33.2，核算主轴转速误差，.5第，4，章，动力计算，.64.1，带传动设计，. .64.2，计算转速的计算，.74.3，齿轮模数计算及验算，.84.4，传动轴最小轴径的初定，.114.5，执行轴轴颈直径的确定，.124.6，轴承的选择:，.124.7，花键的选择，.12第，5，章，主要零部件的选择，.135.1，摆杆式操作机构的设计，.135.2，电动机的选择，.13第，6，章，校核，.146.1，轴刚度校核，.146.2，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。I，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。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10：分级变速主传动系统设计，技术参数：Nmin=40r/min，Nmax=450r/min，Z=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。2，哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计，第3，章运动设计3.1运动参数及转速图的确定3.1.1转速范围Rn=3.1.2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40r/min、然后每隔5个数取一个值（1.41=1.066），得出主轴的转速数列为40r/min、56r/min、80r/min、112r/min、160r/min、224，r/min，315，r/min，450，r/min共8级。3.1.3，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。，3.1.4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=1.41，=3.958，符合“升，2，降，4”原则，其结，构，网，如，图，结构网，Z=2122243.1.5画转速图。转速图如下图，系统转速图3.1.6画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计，3.1.7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，齿轮齿数传基本组第一扩大组第二扩大组1:1.411:21:1.411:2.81:11:4代Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6Z6齿3042244835492262454518723.2，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)对Nmax=450r/min，实际转速Nmax=1430=462.1r/min，则有=2.684.1因此满足要求。各级转速误差n450315224160112805640n462.02323.45229.55160.68115.5280.8657.3940.17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。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=n1d/n2=1430X100/900=158.9mm取d=160mm，根据，V，带带轮基准直径系列,取，D=160mm， (2)计算带长求，Dm，Dm=(D，1，+D，2，)/2=(95+150)/2=122.5mm，求，=(D，1-D，2，)/2=(160-100)/2=30mm根据，0.7(D1+D2)a2(D1+D2)，即,182a0520mm取中心距,a0=450mmLd02a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0=1286.84mm，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=1800-（d1-d2）/aX57.30=17201200(4)求带根数，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=1.60，6，哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计，确定，V，带根数，Z,，由机械设计表，3.6,PK，=0.98;，=1.30KW;由表，3.8,由表，3.9,KL=0.95;由表，3.7,P0=0.15KW 所以，ZPC/(P0+P0)KKL， =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/min90045016080(3)确定齿轮副的计算转速。齿轮Z6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，Z6j=80，r/min。，齿轮，ZZ，6，/，Z，66装在轴上，有，160、224、315、450r/min，共，4，级转速，经齿轮副传动主轴，则，4，个转速都传递全功率故，Z6，j=160r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表：齿轮副计算转速序号Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6Z6n，j9006309004504503154501601601603158024.3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=16338，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）；驱动电动机功率（kW）；被计算齿轮的计算转速（r/min）；大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”，内啮合取“-”；小齿轮的齿数（齿）；齿宽系数，（B为齿宽，m为模数），；=8 材料的许用接触应力（）。取=650 Mpamj=16338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Z1Z1Z2Z2齿数30422448分度圆直径9012692144齿顶圆直径9613298150齿根圆直径82.5118.584.5136.5齿宽151515158哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计， 8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，弯曲应力验算公式为式中， N-传递的额定功率（kW），这里取，N，为电动机功率，N=3kW;，m-初算的齿轮模数（mm）,，m=3.5(mm);，B-齿宽(mm);B=24.5（mm）;，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;，K，s，-寿命系数；，=K，T，-工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min），=500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表，齿轮Z3Z3Z4Z4齿数35492262分度圆直径10514766186齿顶圆直径11115372192齿根圆直径97.5139.558.5178.5齿宽30303030第二扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z5Z5Z6Z6齿数45451872分度圆直径18018072288齿顶圆直径18818880296齿根圆直径17017062278齿宽40404040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=0.62，=0.77，=0.60，=1.1=1，=1，m=3.5，=280；可求得：=620.73Mpa，=136.24Mpa4.4，传动轴最小轴径的初定，由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm）或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表3-3。表3-3 最小轴径轴号轴轴III 轴最小轴径mm 354045 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=(0.70.9)D1，所以取，D2=0.8D1=60mm，初步计算,取当量外径，D=0.5(D1+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: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6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III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轴承布置见展开4.7，花键的选择:I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N dDB =8X36X40X7III轴选择键规格：BXL=14X90 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，K3，得：安装尺寸，A=160mm，AB=205mm，HD=245mm。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:，L-两支承的跨距;，D-轴的平均直径;，X=，a，i，/L:，a，i，-齿轮工作位置处距较近支承点的距离;，N-轴传递的全功率;，-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。，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。传动轴在支承点A，B处的倾角可按下式近似计算：将上式计算的结果代入得：由文献【6】，查得支承处的=0.001因0.001，故轴的转角也满足要求。哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计，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=15000hL10h=hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。第7章，润滑与密封润滑与密封，减摩抗磨，降低摩擦阻力以节约能源，减少磨损以延长机械寿命提高经济效益，冷却，要求随时将摩擦热排出机外，密封，要求防泄漏、防尘、防窜气，清净冲洗，要求把摩擦面积垢清洗排除，应力分散缓冲，分散负荷和缓和冲击及减震，动能传递，液压系统和遥控马达及摩擦无级变速等。由于带轮转速为，450r/min，故采用油润滑可以减少摩擦阻力和减轻磨损。密封是为了阻止灰尘水分等杂物进入轴承防止润滑剂的流失。采用密封圈密封即可满足要求。第8章结构设计及说明8.1 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，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。8.2 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。第9章设计结论经过这次课程设计，使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解，并且对设计工作有了更深入的认识。懂得了.理论和实践同等重要。理论能指导实践，使你能事半功倍，实践能上升成为理论为以后的设计打下基础。从校门走出后,一定要重视实践经验的积累,要多学多问。把学校学习的专业知识综合的应用起来，这非常重要。体会到把技术搞好就必须安心的学习，虚心向别人请教，耐心的对待每一个问题不放过任何一个自己遇到的问题，要善于发现问题。在设计过程中，得到老师的精心指导和帮助，由于经验尚浅，知识把握不熟练，设计中定有许多地方处理不够妥当，有些部分甚至可能存在错误,望老师多提宝贵意见。参考文献1.段铁群.机械系统设计.科学出版社2.于惠力，向敬忠，张春宜.机械设计.科学出版社3.于惠力，张春宜，潘承怡.机械设计课程设计哈尔滨理工大学4.戴署.金属切削机床设计.机械工业出版社5.陈易新.金属切削机床课程设计指导书6.机床设计手册2，上册7.濮良贵.机械设计基础。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。 I 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计第 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。 - 1 - 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计第 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。 2 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计第 3 章运动设计 4501 转速范围。Rn= =3.1 运动参数及转速图的确定 N min 40=11.25 2 转速数列。首先找到640r/min 、然后每隔5个数取一个值p1(x1-1) 41.41=1.06 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/min315 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=1.41 =3.958 符合“升 2 降 4”原则其结构网如图结构网 Z=212224 3 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 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 4 传基本组第一扩大组第二扩大组1:1.411:211.411:2.801:11:4代Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6Z6齿304224483549226245451872哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 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比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 |实际转速 n 标准转速 n| 1 0 ( 1 )%对Nmax=450r/min462 .1 450标准转速 nNmax=1430*95/150*30/42*45/453=462.1r/min则有 =2.684.1 450因此满足要求。各级转速误差 n450315224160112805640n462.02323.45229.55160.68115.5280.8657.3940.17误差2.68%2.682.480.433.141.082.480.43各级转速误差都都小于 4.1因此不需要修改齿数。 5 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计第 4 章动力计算 dn 100 14309004.1 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= = =158.9mm2根据 V 带带轮基准直径系列取 D=160mm 2计算带长求 Dm Dm=(D 1 +D 2 )/2=(95+150)/2=122.5mm 求 =D1 -D2/2=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 -D 1 -D 2 /a57.3 =172 1204求带根数验算带速 =D 1 n 1 /601000=3.141001430/(601000)= 7.49m/s 5 25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 6 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计确定 V 带根数 Z 由机械设计表 3.6PK =0.98 0=1.30KW由表 3.8由表 3.9KL=0.95由表 3.7P0=0.15KW 所以 ZPC/P0+P0KKL =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nj=nm in( z / 3 1)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/min900450160803 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z6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 Z6j=80 r/min。齿轮 ZZ 6 / Z 66装在轴上有 160、224、315、450r/min 共 4 级转速经齿轮副传动主轴则 4 个转速都传递全功率故 Z6 j=160r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速如表 7 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计齿轮副计算转速序号Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6Z6n j90063090045045031545016016016031580( u 1) Pm =16338 可得各组的模数 24.3 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 m z 1 u j n jm材料的许用接触应力 M P a 。式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数mm N d 驱动电动机功率kW n j 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“-” z 1 小齿轮的齿数齿 m m m j 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Z1Z1Z2Z2齿数30422448分度圆直径9012692144齿顶圆直径9613298150齿根圆直径82.5118.584.5136.5齿宽151515158 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 8( u 1) K K K K N1 2 3 s ( MPa ) 5191 10 K K K K N ( MPa ) 2n nKm60 n T1K 7 6-基准循环次数接触载荷取 = 弯曲载荷取 =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 zm uBn f弯曲应力验算公式为 zm BYn式中 N-传递的额定功率kW这里取 N 为电动机功率N=3kW; j jm-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; K s -寿命系数 s T n N qK T -工作期限系数 C 0T-齿轮工作期限这里取 T=15000h.; n 1 -齿轮的最低转速r/min, n 1 =400r/min 0 0 0m-疲劳曲线指数接触载荷取 m=3弯曲载荷取 m=6; 9 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 KKKnNq-转速变化系数取 K-功率利用系数取 K-材料强化系数 KnNq=0.60 =0.78 =0.60 K3-工作状况系数取 K3=1.1 K2-动载荷系数取K2=1 K1-齿向载荷分布系数 K1=1Y-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Z3Z3Z4Z4齿数35492262分度圆直径10514766186齿顶圆直径11115372192齿根圆直径97.5139.558.5178.5齿宽3030303010 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计第二扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z5Z5Z6Z6齿数45451872分度圆直径18018072288齿顶圆直径18818880296齿根圆直径17017062278齿宽40404040K K K K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 n N q 3K 2 =1 K 1 =1m=3.5 n j =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=1.644Tn mm 或 d=91 4N njmm 式中 d-传动轴直径mm Tn-该轴传递的额定扭矩N*mm T=9550000N-该轴传递的功率KW Nn J 11 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 nj-该轴的计算转速 00 -该轴每米长度的允许扭转角各轴最小轴径如表 =0.51。轴号轴轴轴最小轴径 mm3035404.5 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 12 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计第 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。 13 哈尔滨理工大学机械系统

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