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设计说明书分级变速主传动系统设计.doc

题目42-分级变速主传动系统设计：Nmin=30rmin；Nmax=1300rmin；Z=17级；公比为1.26；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430rmin

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题目42-分级变速主传动系统设计：Nmin=30rmin；Nmax=1300rmin；Z=17级；公比为1.26；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430rmin.zip

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关键词：: 题目 42 分级变速传动系统设计 Nmin 30 rmin Nmax 1300 17 公比 1.26 电动机功率 kW 电机转速 1430

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内容简介：: 宁XX大学课程设计(论文)分级变速主传动系统设计所在学院专业班级姓名学号指导老师年月日5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。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，传动比目录摘要2目录4第1章绪论61.1 课程设计的目的61.2课程设计的内容61.2.1 理论分析与设计计算61.2.2 图样技术设计61.2.3编制技术文件61.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求71.3.1课程设计题目和主要技术参数71.3.2技术要求7第2章运动设计82.1运动参数及转速图的确定82.1.1 转速范围82.1.2 转速数列82.1.3确定结构式82.1.4确定结构网82.1.5绘制转速图和传动系统图92.2 确定各变速组此论传动副齿数102.3 核算主轴转速误差12第3章动力计算133.1 带传动设计133.1计算设计功率Pd133.2选择带型143.3确定带轮的基准直径并验证带速143.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角153.5确定带的根数z163.6确定带轮的结构和尺寸163.7确定带的张紧装置163.8计算压轴力163.2 计算转速的计算173.3 齿轮模数计算及验算173.4 传动轴最小轴径的初定253.5 主轴合理跨距的计算25第4章主要零部件的选择264.1电动机的选择264.2 轴承的选择274.3 键的规格274.4变速操纵机构的选择27第5章校核285.1 刚度校核285.2 轴承寿命校核30第6章结构设计及说明316.1 结构设计的内容、技术要求和方案316.2 展开图及其布置32结论32参考文献33致谢34 分级变速主传动系统设计论文第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。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：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=30r/min；Nmax=1300r/min（改为Nmax=1180r/min）；Z=17级；公比为1.26；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min1.3.2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。34分级变速主传动系统设计论文第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=39.332.1.2 转速数列查1表2.12，首先找到30r/min、然后每隔3个数取一个值（1.26=1.064），得出主轴的转速数列为30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、236、300、375、475、600、750、950、1180r/min共17级。2.1.3确定结构式对于Z=17可以按照Z=18来计算，对于Z=18有如下选项：(1) (3)从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副“前多后少”的原则，及在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。故（3）方案最为合适。在主传动链任一传动组的最大变速范围的原则。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，检查方案（3）传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：其中，值，符合要求，其他变速组的变速范围肯定也符合要求。因此取方案。 2.1.4确定结构网对于Z=17可以按照Z=18来计算取方案：根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则, 选取传动方案其结构网如图2-1。“前多后少”的原则，及在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。故（3）方案最为合适。在主传动链任一传动组的最大变速范围的原则。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，检查方案（3）传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：其中，值，符合要求，其他变速组的变速范围肯定也符合要求。因此取方案。根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下图2-1结构网 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）绘制转速图图2-2 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 图2-3 主传动系统图确定各变速组传动副齿数根据参考文献7表2-8查得传动组a: ，时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，可得轴上的三联滑移齿轮数分别为：44、40、36。1 动组b:，,时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86时，66、70、71、74、83、84、87可取 83，于是可得轴上三联滑移齿轮的齿数分别为：46、32、20。于是，得轴上三齿轮的齿数分别为：37、51、63。2 传动组c:,时：84、85、89、90、94、95时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 99.为降速传动，取轴齿轮齿数为20；为升速传动，取轴齿轮齿数为38。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为20，61；得轴两齿轮齿数分别为79，38。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10(-1)同理，根据计算得出其他各组的数据如下表：各级转速误差n 118095075060015095756037.530n1178.759457536081529876.56238.933误差1.562.362.592.012.362.222.56%1.27%2.22%2.56转速误差都小于2.6，因此不需要修改齿数。第3章动力计算3.1 带传动设计输出功率P=3kw,转速n1=1430r/min,n2=600r/min3.1计算设计功率Pd表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。根据算出的Pd3.3kW及小带轮转速n11430r/min ，查图得：d d=80100可知应选取A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1= 95mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3. V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=224mm 误差验算传动比：（为弹性滑动率）误差，符合要求带速满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.7确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0131.23N，上面已得到=159.98o，z=3，则3.2 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=88.28r/min，取95r/min。2各传动轴的计算转速：轴可从主轴95r/min按79/20的传动副找上去，轴的计算转速为118r/min；轴的计算转速为375r/min；轴的计算转速为600r/min。3各齿轮的计算转速传动组c中，20/79只需计算z = 20 的齿轮，计算转速为375r/min；66/33只需计算z = 33的齿轮，计算转速为190/min；传动组b计算z = 20的齿轮，计算转速为375r/min；传动组a应计算z = 28的齿轮，计算转速为600r/min。3.3 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 Mpa（2）基本组的齿轮参数计算按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。1) 载荷系数K：查参考文献1中表8-5，取K=1.2.2) 转矩：3) 接触疲劳许用应力:由参考文献1的图8-12查得： 950 ，850。接触疲劳寿命系数:由公式N=得查参考文献1的图8-11，得按一般可靠性要求，查参考文献2的表8-8，取=1.1,则4) 计算小齿轮分度圆直径：查参考文献1中的表8-10，取取5) 计算圆周速度：因，故所取的八级精度合适。确定主要参数，第一对齿轮(齿数28/44)主要几何尺寸1) 模数: ，取m=2.5.2) 分度圆直径： 3) 中心距: 4) 齿根圆直径： 5) 齿顶圆直径：6) 齿宽B：经处理后取，则第二对齿轮(齿数32/40)的主要几何尺寸1) 分度圆直径：2) 齿根圆直径：3) 齿顶圆直径： 4) 齿宽：经处理后取，则第三对齿轮（36/36）的主要几何尺寸1) 分度圆直径：2) 齿根圆直径：3) 齿顶圆直径：齿宽系数, 按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献1中的式（8-5）得出，若则校核合格。齿形系数：由考文献1；查表8-6得：应力修正系数：查文献1中表8-7得：由文献1中图8-8查得:由文献1表8-8查得：由文献1图8-8查得：所以：故齿根弯曲疲劳强度校核合格。（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿数363628443240 模数2.52.52.52.52.52.5分度圆直径90907011080100齿顶圆直径95957511585105齿根圆直径83.7583.7563.75103.7573.7593.75 齿宽202020202020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; -计算转速（r/min）. =600（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=2.5（mm）; B-齿宽（mm）;B=20（mm）; z-小齿轮齿数；z=28; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.78; -寿命系数； = -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） -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（中间一个变速组）。=16338=3.5 第1扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4Z5Z5Z6Z6齿数463732512063 模数3.53.53.53.53.53.5分度圆直径161129.5112178.570220.5齿顶圆直径168136.5119185.577227.5齿根圆直径152.25120.75103.25169.7561.25211.75 齿宽282828282828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，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 同理计算得到第2扩大组（最后一个变速组）=16338=4 第2扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z7Z7Z8Z8齿数61382079 模数4444分度圆直径24415280316齿顶圆直径25216088324齿根圆直径23414270306 齿宽32323232按齿根弯曲疲劳强度校核。齿形系数：由机械设计基础刘孝民主编；查表8-6得：应力修正系数：查机械设计基础刘孝民主编中表8-7得：由机械设计基础刘孝民主编；由图8-8查0得:由机械设计基础刘孝民主编；由表8-8查得：由机械设计基础刘孝民主编；由图8-8查得：所以：故齿根弯曲疲劳强度校核合格。3.4 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 253045 3.5 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=3kw，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=9550=341.07Nm假设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=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=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=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根据文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为： I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），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1) 选择电动机类型根据已知工作条件和要求，选择一般用途的Y系列三相鼠笼式异步电动机，卧式封闭结构。根据已知条件选择最低转速30r/min，最高转速1180r/min,功率3kW，所以选择Y100L2-4的Y系列三相鼠笼式异步电动机表3-1 Y100L2-4电动机性能电机型号额定功率/kW电机转速/(r/min)同步转速满载转速Y100L2-43150014304.2 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7012C4.3 键的规格 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 =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.4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。第5章校核5.1 刚度校核（1）轴的受力分析1）求轴传递的转矩T=9.55=9.55=238.75Nmm2)求轴上的作用力齿轮上的圆周力= = =2652Nmm齿轮上的径向力=tan= 2652tan20=965Nmm3)确定轴的跨距=255，=130，=80（2）轴的受力分析1）作轴的空间受力简图2）作水平受力简图和弯矩图=292N，=5549N=74460N，=-303120N 3）作垂直受力简图和弯矩图=466N，=913N=118830N 4）作合成弯矩图=140231Nmm=303120Nmm5）作转矩图=341.07Nmm=341070 Nmm6）作当量弯矩图=368773Nmm由机械设计教材表7.5查得，对于45钢，=600Mpa, =55Mpa,由公式=30.0Mpa，故轴的强度足够。（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：: L-两支承的跨距；D-轴的平均直径；X=/L；-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 -输入扭距齿轮挠度； -输出扭距齿轮挠度； -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：=0.026；=0.084；=0.160； =0.205；=0.088；=0.025。合成挠度 =0.238 查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度=5/10000*L即=0.268。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：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。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=15000hL10h=hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。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，以确定

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