题目16-分级变速主传动系统的设计【减速器变速箱课程设计类全套】
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16
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题目16-分级变速主传动系统的设计【减速器变速箱课程设计类全套】,题目,16,分级,变速,传动系统,设计,减速器,变速箱,课程设计,全套
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课 程 设 计 设 计 说 明 书 1 宁大 学 课程 设计 (论文 ) 分级变速主传动系统设计 (题目 16) 所在学院 机械学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 姓 名 学 号 指导老师 2013 年 月 日 课 程 设 计 设 计 说 明 书 2 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， he of to to of of to of as up of in to of In in to of is of to to of 课 程 设 计 设 计 说 明 书 3 目录 摘要 1 目录 3 第一章 绪论 5 程设计目的 5 程设计内容及基本要求 5 程设计 题目和主要技术参数 5 术要求 5 第二章 运动设计 6 定转速图 6 轴 8 算转速 8 轴误差计算 9 第三章 动力计算 10 轴 10 轮参数确定、齿轮应力计算 11 轴合理跨距的计算 14 传动设计 16 d 16 17 17 的基准长度并验算小轮包 角 18 z 19 19 19 20 第四章 主轴零部件选择及校核 22 择电动机 ,轴承，键和操纵机构 22 动机的选择 22 课 程 设 计 设 计 说 明 书 4 承的选择 22 位（ 22 速操纵机构的选择： 22 轴刚度校核 23 轴承寿命校核 24 第五章 结构设计 25 构设计的内容、技术要求和方 案 25 开图及其布置 25 轴（输入轴）的设计 25 轮块设计 26 动轴的设计 27 轴组件设计 28 部分尺寸的选择 28 轴轴承 29 轴与齿轮的连接 30 滑与密封 30 他问题 30 结束语 31 参考文献 31 心得 32 课 程 设 计 设 计 说 明 书 5 第一章 绪论 程设计的目的 1通过设计，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 到巩固、加深和拓展所学知识的目的。 2通过设计，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。 3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。 4通过设计，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。 课程设计内容及基本要求 程设计题目和主要技术参数 题目 16：分级变速主传动系统设计 技术参数： 5r/50r/ Z=6 级；公比为 电动机功率 P=3机转速 n=1430r/ 技术要求 1. 各滑移齿轮块采用单独操纵机构。 2. 利用电动机完成换向和制动。 3. 进给传动系统采用单独电动机驱动。 课 程 设 计 设 计 说 明 书 6 第二章 运动设计 定转速图 1 由任务书可知转速的最大范围与最小范围 则可以确定转速范围： Rn=450/45=10 2 确定转速数列。 查表可得出标准数列表，根据公比 （ 然后每隔 7 个数取一个值，首先取值 40r/定主轴的转 速数列为 45 r/71 r/112r/180 r/80 r/450 r/ 6级。 3 定传动组数，选出结构式。 画结构网。 因为 z=Z=6=31 23。 根据“前多后少”原则 ,取传动方案 Z=31 23,可知第二扩大组的变速范围 28 此机构 满足“升 2降 4”要求， 确定其结构网如图。 图 2构网 Z=6=31 23 课 程 设 计 设 计 说 明 书 7 4. 绘制转速图，如图 2 2统转速图 图 2 程 设 计 设 计 说 明 书 8 图 2主传动系统图 根据设计要求 17,原则 ，并且 根据齿数和不宜过大原则一般推荐齿数和在100 120之间 原则 。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 传动比 基本组 第一扩大组 1:4 1： 1 1:4 代号 Z1 Z2 Z3 齿数 33 52 24 61 17 68 45 45 18 72 表 2轴 算转 速 （ 1） 由 机械系统设计表 3 课 程 设 计 设 计 说 明 书 9 45 71 r/2). 传动轴的计算转速 轴 2=280 r/ 3=710 r/ （ 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 45在轴 上具有的转速分别为 180r/80r/50r/都要求传递最大功率所以齿轮 80r/理可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即 , 10r/ 80r/ 主轴误差计算 实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过 10( ,即 |实际转速 nn| 10( 标准转速 n 对于标准转速 n=45r/，其实际转速 n=710 17/68 18/72= (45= 10( =因此满足要求。 同理可得各级转速误差如表 2-2 n 45 71 112 180 280 450 n 差 表 2级转速误差 各级转速都满足要求，因此不需要修改齿数。 课 程 设 计 设 计 说 明 书 10 第三章 动力计算 轴 （ 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 42d 后轴颈的轴径为前轴径，所以21( 0 . 7 0 . 8 5 ) 5 5d d m m。 （ 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 N* T=9550000； =01 。 取 = 003 1=2=1 3=2 轴： =955 104 (30)=43657(d=4 3657 = 取 29： 955 104 (50) 106196（ =4 06196 = 取 36 程 设 计 设 计 说 明 书 11 轴： 955 104 (3) 415349（ =4 15349 = 取 50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 以最小齿轮齿数 17为准 m=16338 36306006001768171783)11768( =取 m= 以最小齿轮齿数 18为准 m=16338 325 060 060 01872181883)11872( =取 m=5 （ 2） 齿轮参数的确定 课 程 设 计 设 计 说 明 书 12 计算公式如下： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 =6 （ 3）基本组齿轮计算。 齿轮 1 2 3 齿数 33 52 24 61 17 68 分度圆直径 82 84 38 齿顶圆直径 89 91 45 齿根圆直径 宽 30 30 30 30 30 30 表 3按 基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 P n )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为： P )(101 9 12 3215 式中 这里取 N=3r/. 3（ r/; , m=5（ ; ;B=30（ ; 课 程 设 计 设 计 说 明 书 13 z=17; u=4; K 里取 T=15000h.; 1n r/, 1n =160（ r/ 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 取数， 取 3K=K 取 2K =1 1K 1K =1 Y= j ,查 表，取 j =650 w 查 表 4 w =275 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j= j课 程 设 计 设 计 说 明 书 14 w= w（ 4） 扩大组齿轮计算 。 齿轮 4 5 齿数 45 45 18 72 分度圆直径 225 225 90 360 齿顶圆直径 235 235 100 370 齿根圆直径 宽 30 30 30 30 表 3大组齿轮几何尺寸 按 扩大组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算， 查文献 ， 可得 K= 2K =1， 1K =1， m=5， 63； 可求得： j= jw= w轴合理跨距的计算 课 程 设 计 设 计 说 明 书 15 图 3轴跨距计算图 设机床最大加工回转直径为 400动机功率 P=3 ,主轴计算转速为71r/已选定的前后轴径为 ：1 62d 21( 0 . 7 0 . 8 5 ) 5 5d d m m， 定悬伸量 a=120轴孔径为 30 轴承刚度，主轴最大输出转矩 955 104 (3) 415349（ 该车床的最大加工直径为300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 180半径为 切削力（沿 y 轴） 615N 背向力（沿 x 轴） c=2307N 总作用力 F= 22F =力作用于工件上，主轴端受力为 F= 先假设 l/a=2， l=3a=240后支承反力 B 分别为 40240120 =B=F40120=据 机械系统设计 得： iz 前 支承的刚度： ； ；轴的当量外径 80+60)/2=70惯性矩为 I=64 )4 =10 =3 机械系统设计 图 得 原假设接近，所以最佳跨距0l=120 40理跨距为（ l，取合理跨距 l=360 课 程 设 计 设 计 说 明 书 16 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=62轴径 d=55后支承采用背对背安装的角接触球轴承。 传动设计 输出功率 P=3速 430r/10r/ 计算设计功率 Pd 表 3作情况系数原动机 类 类 一天工作时间 /h 10 1016 16 10 1016 16 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 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 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 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 据 稳 ，两班工作制（ 16 小时），查 机械设计 ， 取 1 . 1 3 3 . 3 k e P k W 课 程 设 计 设 计 说 明 书 17 择带型 普通 机械设计 11选取。 图 3据算出的 1430r/查图得： d d=80 100可知应选取 带。 证带速并确定带轮的基准直径 由 机械设计 3 7查得，小带轮基准直径为 80 100取 10075 295表 13 表 3带带轮最小基准直径Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211430 = 2 . 0 1 4 , = 1 0 0 2 . 0 1 4 = 2 0 1 m 所 以 课 程 设 计 设 计 说 明 书 18 由 机械设计 查“ 得200 误差验算传动比：21200= 2 . 0 4 1(1 ) 1 0 0 (1 2 % )d 误（ 为弹性滑动率） 误差112 . 0 4 1 21 0 0 % 1 0 0 % 2 . 0 2 % 5 %2 误 符合要求 带速 1 1 0 0 1 4 3 0v = 7 . 4 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 满足 5m/以宜选用 总之，小带轮选 带轮选择 带轮的材料：选用灰铸铁， 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。 课 程 设 计 设 计 说 明 书 20 算压轴力 由 机械设计 3 12 查得， A 型带的初拉力 面已得到1a=z=3，则 1a 1 6 5 . 1 72 s i n = 2 3 1 2 3 . 3 1 s i n N = 7 3 3 . 6 7 z F 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小 , 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 0 ，为了适应 规定普通 为 32 、 34 、 36 、 38 （按 带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表 7在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 基准线上槽深 h 基准线下槽深 h 槽间距 e 8 12 15 19 37 第一槽对称面至端面的距离 f 6 7 9 16 23 28 最小轮缘厚 5 6 10 12 15 带轮宽 B B =( z e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 课 程 设 计 设 计 说 明 书 21 极限偏差 1 表 3通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （ 1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮 (3)d 时 )，如图 3 （ 2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮 ( 300 )，如图 3 （ 3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮 (d) 100 )，如图 3 （ 4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮 ( 500 )，如图 3 （ a） （ b） （ c） （ d） 图 3轮结构类型 根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮， 如图 （ a） ,大带轮选择 腹板带轮 如图 （ b） 课 程 设 计 设 计 说 明 书 22 第四章 主轴零部件选择及 校核 择电动机 ,轴承，键和操纵机构 选择： 转速 n 1430r/率 P 3用 承的选择： 带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号 7007C 另一安装端角接触球轴承代号 7008C 称布置角接触球轴承代号 7008C 中间布置角接触球轴承代号 7010C 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 位（ =8 7 40 安装齿轮处选择花键规格： N d 8 3 6 4 2 7 N d 8 4 2 4 8 8 N d 8 6 2 7 2 1 2 选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制 课 程 设 计 设 计 说 明 书 23 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文献 【 5】中的公式计算： : nD 433 1 X=； 校核合成挠度 c o 挠度 )(2 ； =144 啮合角 =20，齿面摩擦角 = 代入数据计算得：2 5 合成挠度 c =文献 【 6】，带齿轮轴的许用挠度 y =5/10000*L 即 y = 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， A , 可按下式近似计算： r a 将上式计算的结果代入得： r 0 0 5 课 程 设 计 设 计 说 明 书 24 由文献 【 6】，查得支承处的 = 轴的转角也满足要求。 轴承寿命校核。 由 轴最小轴径可取轴承为 7008=3 ； P=1， Y=0。 对轴受力分析 ：如图 4 4：前支承的径向力 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 15000h )180166703) = 31 6 6 7 0 3 6 . 3 1 0 0 0( ) 2 8 8 1 4 2 . 9 41 5 0 2 6 4 2 . 3 2h 15000h 轴承寿命满足要求。 课 程 设 计 设 计 说 明 书 25 第 5 章 结构设计 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： (2)布置传动件及选择结构方案。 (3)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。 (4)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。 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。 轴（输入轴）的设计 将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。 于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好 们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到课 程 设 计 设 计 说 明 书 26 箱壁上。 车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现政反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。 在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有 间隙，间隙应能调整。 离合器及其压紧装置中有三点值得注意： 1） 摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘 装 在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度，起了定位作用。 2） 摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭 系统，不增加轴承轴向复合。 3） 结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤 消后，有自锁作用。 I 轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相 对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。 齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。 空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。 轮块设计 轮块设计 齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。 齿轮块的结 构形式很多，取决于下列有关因素： 1） 是固定齿轮还是滑移齿轮； 2） 移动滑移齿轮的方法； 3） 齿轮精度和加工方法； 变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大 6 工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。 为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用 7 6 6，圆周速度很低的，才选 8 7 7。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 6 5 5。当精 度从 7 6 6提高到 6 5 5 时，制造费用将显著提高。 课 程 设 计 设 计 说 明 书 27 不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。 8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。 7 级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的 7 级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于 7，或者淬火后在衍齿。 6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到 6级。 机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。 他问题 滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆 齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。 选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。 齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距
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