【机械系统设计】课程设计分级变速主传动系统设计题目30.pdf

机械系统设计机械系统设计 课课程程设设计计 题题目：目：分级变速主传动系统设计（题目分级变速主传动系统设计（题目 3030） 专专业：业：机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 班班级：级： 姓姓名：名：xxxxxx xxxxxx xxxxxxxx 学学号：号：xxxxxx xxxxxx xxxxxxxx 指导教师：指导教师： 20122012 年年月月日日 - 2 - 目录目录 摘要摘要 2 2 第第1 1章章绪论绪论3 3 第第2 2章章运动设计运动设计5 5 1.确定极限转速，转速数列，结构网和结构式.5 2.主传动转速图和传动系统图.7 3.确定变速组齿轮齿数，核算主轴转速误差.8 第第3 3章章动力计算动力计算9 9 1.传动件的计算转速. 9 2.传动轴和主轴的轴径设计. 10 3.计算齿轮模数.11 4.带轮设计.15 第第4 4章章主要零部件选择主要零部件选择 2020 第第5 5章章校核校核 2121 结束语结束语2222 参考文献参考文献2323 - 3 - 摘要摘要 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。 - 4 - 第一章第一章绪论绪论 （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 30：分级变速主传动系统设计 技术参数：nmin=50r/min；nmax=1120r/min；z=8 级；公比为 1.41； 电动机功率 p=4kw；电机转速 n=710/1420r/min 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。 - 5 - 第二章第二章运动设计运动设计 1 运动参数及转速图的确定 （1） 转速范围。rn= min max n n = 1120/50=22.4 （2） 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 5 个数取一个值，得出主轴的转速数列为 50 r/min、71 r/min、100r/min、140 r/min、200r/min、280r/min，400r/min，560r/min， 800r/min，1120r/min 共 10 级。 （3） 定传动组数，选出结构式。对于 z=8 可得结构式：z=8=2221 24。并在最后一级使用混合公比。 （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=222324,可知第二扩大组的变速范围 r2=1.415=5.578 满 足 “ 升 2 降 4 ” 要 求 ， 其 结 构 网 如 图 2-1 。 图 2-1 结构网z=8=222324 - 6 - （5） 画转速图。转速图如下图 2-2。 图 2-2 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 2-3： 710/1420r/min 4kw - 7 - 图 2-3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 100 120 之间，和据设计要求 zmin17,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 3-1，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 第一扩大组第二扩大组 1:11:2.81.41:11:2.8 代号z1z 1 z2z 2 z4z 4z 5 z 5 齿数5959318769493187 2 2 主轴传动件计算主轴传动件计算 2.12.1 计算转速计算转速 （1）.主轴的计算转速 本设计所选的是中型普通车床，所以由机械系统设计表3-2中 的公式 50 1.41 （8/3-1） 88.6r/min 取90 r/min (2). 传动轴的计算转速 在转速图上，轴在最低转速140r/min时经过传动组b的69/49传动 副，得到主轴转速为200r/min。这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=140/min,同理可求得轴 1的计算转速为=400r/min （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b中z46在轴上具有 1120r/min,560r/min,400r/min,200/min这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z46的计算转速为这四种转 速的最小值即 46jz n=200r/min 同理可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即 - 8 - , 34jz n=400r/min 40jz n=280r/min 3 3 验算主轴转速误差验算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(-1),即 |实际转速 n-标准转速 n| 10(-1) 标准转速 n 对 于 标 准 转 速 n=50r/min 时 ， 其 实 际 转 速 n=400 31/87 31/87=50.78r/min (50.78-50)/50=1.56%4.1% 因此满足要求。 同理可得各级转速误差如表 各级转速误差各级转速误差 n501001402002804005601120 n50.78101.57142.53200.70285.06394.29563.271126.53 误 差 1.57%1.57%1.8%0.35%1.81%1.42%0.58%0.58% 各级转速都满足要求，因此不需要修改齿数。 1 第三章第三章 动力计算动力计算 1主轴传动轴直径初选主轴传动轴直径初选 （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4-9初选取前轴径 1 62dmm，后轴颈的轴径为前轴径，所以 21 (0.7 0.85)55ddmm。 （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） j n-该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角， =0.5 0 1。 取 =0.5 n0=p0=4kw。 n1=p1=p00.96=3.84kw n2=p2=p10.9950.97=3.71kw n3=p3=p20.99=3.67kw 轴： 4 3.84 955 10=91680 400 tn mm （） 4 91680 1.6433.94 0.5 dmm 取36mm 轴： 4 3.71 955 10253075() 140 tn mm - 2 - 2 4 253075 1.6443.74 0.5 dmm 取44mm 轴： 4 3.65 955 10387306() 90 tn mm 4 387306 1.6448.65 0.5 dmm 取48mm 2齿轮参数确定、齿轮应力计算齿轮参数确定、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-轴：以最小齿轮齿数34为准 m=16338 3 22 87 (1) 4 31 87 8 31551400 31 =2.93取m=3 轴-轴：以最小齿轮齿数31为准 - 3 - 3 m=16338 3 22 87 (1) 4 31 87 8 31551140 31 =4.16取m=4 （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=6取=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）第一扩大组齿轮计算。 第一扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮z1z1z2z2 齿数59593187 分度圆直齿顶圆直齿根圆直径169.5169.585.5253.5 齿宽25252525 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40cr，调质处理，硬度 241hb 286hb，平均取 260hb，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229hb 286hb，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 1 2 1 21 hehh kt z z z bd 弯曲应力验算公式为： 1 32 1 2 ffasaf d kt y y y m z 式中t1主动轴传递扭矩（nmm） k载荷系数， av kk k k k - 4 - 4 传动比，1 ， “+”用于外啮合， “-”用于内啮合 1 d 齿轮分度圆直径（mm） b齿宽（mm） m 齿轮模数（mm） d 齿宽系数， 1 / d b d 1 z 齿轮齿数 e z 弹性系数 h z 节点区域系数 z接触强度重合系数 fa y 齿形系数 sa y 应力修正系数 y弯曲强度重合度系数 h 许用接触应力（mpa） f 许用弯曲应力（mpa） 以上各系数，可查机械设计教材进行确定： 189.8 2.5 4 3 11 1.883.2 ()cos01.74 3187 4 1.74 0.87 3 e h zmpa z z z 取1 a k ， v k 根据1.4/vm s取 1.08 - 5 - 5 1 1 6 1 1 1.08 1 1.08 1 1.081.1664 93 25 3 25 0.27 93 31 2.8 4 9.55 1095500 400 2.53 1.64 0.75 0.250.68 1.74 d fa sa k k k d b m z tn mm y y y h 许用接触应力取 650 mpa； f 许用弯曲应力取 275 mpa； 根据上述公式，可求得及查取值可求得： h =488.15 mpa h f =89.72 mpa f （3）第二扩大组齿轮计算。 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮z3z3z4z4 齿数69493187 分度圆直径276196124348 齿顶圆直径284204132356 齿根圆直径266186114338 齿宽35353535 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40cr，调质处理，硬度 241hb 286hb，平均取 260hb，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229hb 286hb，平均取 240hb。 - 6 - 6 同理根据第一扩大组的计算， 查文献，可得： 189.8 2.5 4 3 11 1.883.2 ()cos01.74 3187 4 1.74 0.87 3 e h zmpa z z z 取1 a k ， v k =1.05 可求得： 501 hh mpa 95 ff mpa 3带传动设计带传动设计 定v带型 号 和 带 轮直径 (1). 工 作 情 况 系数. (2). 计 算功率. (3). 选 带型号 . (4). 确 定 带 轮 直径d1d2 由机械设计表3.5查的 p1.144.4kw 根据参考图3.16及表3.3选带型及小带轮直径 1 1 60 1000 dn v 确定从动轮基准直径 11 2 2 n d d d =177.5mm177.5mm 取取d d2 2=180mm=180mm 计算实际传动比: 当忽略滑动率时， 2 1 d i d 验算传动比相对误差，题目的理论传动比 1.11.1 4.4kw a a型型 取取 1 d 100mm100mm 7.43/vm s 177.5mm177.5mm 取取d d2 2=180mm=180mm - 7 - 7 计 算 带 长 (1). 初 取 中 心 距. (2). 计 算带.基 准长度. (3). 计 算 实 际 中心距 (4)确定 中 心 距 调 整 范 围 (13) 小 1 0 2 1.775 n i n 传动比相对误差 0 0 1.4% ii i 1212 0.7()2()196560ddadda 2 21 012 () 2() 24 d dd ladd a =1204.0 按表3.2取标准值 0 0 2 dd ll aa =403mm max min 0.03442.5 0.015386.25 d d aal aal - 21 57.3 dd a =168.7 由 d1 及 n1 查 表 3.6 并 用 线 性 插 值 法 求 得 =1.3kw 由机械设计表 3.8=0.98 由机械设计表 3.9=0.93 由机械设计表 3.7 =0.15 =3.33 =124.27n （机械设计表 3.1） = 166.2 2 6 140sin 2 =983.31n 1.8i 1.4%5% 合格 0 a 380mm d l =1250mm a=405mm=405mm 168.7120 合格合格 =1.3kw - 8 - 8 轮包角. 求 带 根 数 (1). 确 定 额 定 功率 (2)确定 各 修 正 系数 （3）确 定v带根 数z 求 轴 上 载荷 (1)确定 单根v带 初拉力 (2)计算 压轴力 （3）带 轮结构. 略. =0.98 =0.93 =0.15 取取z=4z=4 0 f=124.27n =983.31n=983.31n 4 4 主轴合理跨距的计算主轴合理跨距的计算 - 9 - 9 设机床最大加工回转直径为400mm,电动机功率p=4kw，,主轴计算转速为 140r/min。 已 选 定 的 前 后轴 径 为 : 1 62dmm 21 (0.7 0.85)55ddmm定 悬伸 量 a=85mm。 轴承刚度，主轴最大输出转矩: 6 3.67 9.55 10=250346 140 n mm 设该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=250.346/0.09=2781n 背向力（沿 x 轴）fp=0.5 fc=1390n 总作用力f= 22 p c ff=3109n 此力作用于工件上，主轴端受力为 f=3109n。 先假设 l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 ra和 rb分别为 ra=f l al =3109 85255 4145 255 n rb=f l a =3109 85 1036 255 n 根据机械系统设计得： r k =3.39 1 . 0 fr 8 . 0 la 0.91.9 ( )cosiz得前支承的刚 度：ka= 1376.69 n/ m；kb= 713.73n/ m； b a k k =1376.69 713.73 =1.93 主轴的当量外径 de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为 i= 4 0.075 64 =1.5510 -6m4 = 3 ak ei a = 116 36 2.1 101.55 10 1376.69 0.08510 =0.38 查机械系统设计图 得 a l0 =2.5，与原假设接近，所以最佳跨距 0 l =85 2.5=212.5mm 合理跨距为（0.75-1.5） 0 l ，取合理跨距 l=250mm。 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=85mm，后轴径 d=55mm。后支承采 用背对背安装的角接触球轴承。 - 10 - 10 第第四四章章主要零部件的选择主要零部件的选择 选择电动机选择电动机, ,轴承，键和操纵机构轴承，键和操纵机构 (1)(1)电动机的选择电动机的选择： 转速n710/1420r/min，功率p4kw 选用y系列三相异步双速电动机 (2)(2)轴承的选择轴承的选择( (轴承代号均采用新轴承代号轴承代号均采用新轴承代号) ) 轴轴：与带轮靠近段安装双列深沟球轴承代号6007，另一安装深沟球 - 11 - 11 轴承代号6007。 轴轴：左侧布置深沟球轴承代号6008，右侧布置深沟球轴承代号 6009。 轴轴：输出安装角接触球轴承配合推力球轴承代号分别为7012和 5013，另一端安装双列圆柱滚子轴承。 (3)(3)键的选择键的选择 轴轴: :安装带轮处选择普通平键：8 7 55b hl 安装齿轮处选择普通平键：10 8 90b hl 轴轴:左侧齿轮选择普通平键:12 8 64b hl 右侧齿轮选择普通平键:12 8 97b hl 轴轴: :选择普通平键:20 12 115b hl (4)(4)变速操纵机构的选择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,轴上的二联滑移 齿轮。 - 12 - 12 第五章第五章校核校核 1轴刚度校核轴刚度校核 (1)(1)轴挠度校核轴挠度校核 单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算: 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，取=91，啮合角=20，齿面 摩擦角=5.72。 代入数据计算得： 1a y =0.147， 2a y=0.045， 3a y=0.075， 4b y=0.087。 合成挠度 22 1414 2cos habab yyyy y=0.254； 查文献【6】 ，带齿轮轴的许用