【题目24】课程设计_分级变速主传动系统设计.doc
题目24-分级变速主传动系统设计【减速器变速箱课程设计类全套】
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24
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题目24-分级变速主传动系统设计【减速器变速箱课程设计类全套】,题目,24,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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- 1 - 目录 摘要 第 1章 绪论 2章 运动设计 4 第 3章 动力计算 9 第 4章 主要零部件的选择 18 第 5 章 校核 . 19 结束语 考文献 21. - 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。 - 3 - 第一章 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：分级变速主传动系统设计 技术参数： 5r/50r/Z=11 级；公比为 动机功率 P=机转速 n=710/1420r/ 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。 - 4 - 第 二 章 运动设计 1 运动参数及转速图的确定 （ 1） 转速范围。 Rn=750/75=10 （ 2） 转速数列。查 机械系统设计 表 2准数列表 ，首先找到75r/后每隔 3 个数取一个值，得出主轴的转速数列为 75 r/95 r/118r/150 r/190 r/236 r/300 r/375 r/75r/600r/750r/ 11 级。 （ 3） 定传动组数 ，选出结构式 。对于 Z=11 可 按 z=12 写出结构式，并且有一级速度重复。即： Z=11=31 23 25。 （ 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=31 23 25, 可 知 第 二 扩 大 组 的 变 速 范 围 22( 1 ) 52 m i 2 6 3 . 1 8 8px 满足 “升 2降 4” 要求， 其结构网如图 2 图 2构网 Z=11=31 23 25 （ 5） 画转速图。转速图如下图 2 - 5 - 图 2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 - 6 - 710/1420r/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 17,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 表 2 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 1:2 1:1 1:2 代号 Z1 Z2 Z3 4 5 齿数 46 74 40 80 34 86 74 46 40 80 - 7 - 2 主轴 算转速 （ 1） 本设计所选的是中型普通车床，所以由 机械系统设计表 3式 75 11( 1) 150 r/2). 传动轴的计算转速 在转速图上，轴 在最低转速 150r/4:46传动副，得到主轴转速为 236r/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 =150/理可求得轴 1的计算转速为=375r/ 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 46在轴 上具有的转分别为 236r/00r/75r/75/00r/50r/都要求传递最大功率所以齿轮 36r/理可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即 , 3475r/ 4000r/ 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( ,即 |实际转速 nn| 10( 标准转速 n 对于标准转速 n=75r/，其实际转速 n=710 34/86 40/80= 7 4 7 575 10( =因此满足要求。 - 8 - 同理可得各级转速误差如表 各级转速误差 n 75 95 118 150 190 236 300 475 600 950 n 00 475 600 950 误差 0 0 0 0 各级转速都满足要求 ，因此不需要修改齿数。 - 9 - 第三章 动力计算 1 主轴 （ 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 = 00算 1 1 0 0 . 9 6 3 . 3 6N P P K w 2 2 1 0 . 9 9 5 0 . 9 7 3 . 2 4N P P K w 3 3 2 0 . 9 9 5 0 . 9 9 3 . 1 9N P P K w 轴 ： =955 4 =85568(d= 取 36 ： 955 4 206280（ = 取 42- 10 - 轴 ： 955 4 203096（ = 取 422 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 以最小齿轮齿数 34为准 m=16338 32286( 1 ) 3 . 534868 3 4 5 5 1 3 7 534 =取 m=3 轴 以最小齿轮齿数 40为准 - 11 - m=16338 32280( 1 ) 3 . 540808 4 0 5 5 1 1 5 040 =取 m=3 （ 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） 基本组齿轮计算 。 基本组齿轮 几何尺寸见下表 齿轮 1 2 3 齿数 46 74 34 86 40 80 分度圆直径 138 222 102 258 120 240 齿顶圆直径 144 1228 108 264 126 246 齿根圆直径 宽 25 25 25 25 25 25 按 基本组 最小 齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 24186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 - 12 - 弯曲应力验算公式为： P )(101 9 12 3215 式中 ，这里取 N=r/. 50（ r/; , m=3（ ; ;B=25（ ; z=40; u=2; K 里取 T=15000h.; 1n r/, 1n =150（ 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; 取取 3K=K 取 2K =1 1K 1K =1 - 13 - 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=635 jw=78 w（ 3） 扩大组齿轮计算 。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 4 5 齿数 74 46 40 80 分度圆直径 222 138 120 240 齿顶圆直径 1228 144 126 246 齿根圆直径 宽 25 25 25 25 按 扩大 组 最小 齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 24186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=355； 可求得： j=619 jw=135 w3 带 传动 设计 - 14 - 定 (1) (2) (3). (4) (5) (6) 验算带速 计算带长 (1) (2). 计算带 (3). 计算实际中心距 (4)确定中心距调整范围 由 机械设计表 P 据参考图 （ 1 ） （ 1 2 100 198表 1 3 . 1 4 1 0 0 7 1 06 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 =s 1 2 1 20 . 7 ( ) 2 ( ) 2 1 0 6 0 0D D a D D a 2210 1 2()2 ( )24a D D a =表 00 2 =m a xm i 0 3 4 5 2 . 50 . 0 1 5 3 9 6 . 2 5d da a La a L 型 取1D 100 200足要求 0a 400mm 250mm a=415- 15 - (13)小轮包角 . 求带根数 (1)(2) 确定各修正系数 （ 3）确定 求轴上载荷 (1) 确定单根 (2) 计算 压轴力 （ 3） 带轮结构 . - 215 7 = -（ 100/415） 由 机械设计 表 = 机械设计 表 机械设计 表 = 机械设计 表 ） = 1 6 6 . 22 6 1 4 0 s i =1660N 略 . 合格 = = z=6 0F=140N =1660N - 16 - 4 主轴合理跨距的计算 设机床最大加工回转直径为 400电动机功率P=,主轴计算转速为 150r/ 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 4 203096（ 设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） 256N 背向力（沿 x 轴） c=1128N 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： ； N/ m ；轴的当量外径 80+60)/2=70惯性矩为 I=64 )4 =10 - 17 - =38 9 = 机械系统设计 图 得 原假设接近，所以最佳跨距0l=12040理跨距为（ l，取合理跨距 l=360 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。 - 18 - 第 四 章 主要零部件的选择 择电动机 ,轴承，键和操纵机构 转速 n 710/1420r/率 P 用 承的选择：（轴承代号均采用新轴承代号） 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 格： N d 8 4 2 4 8 8 N d 8 6 2 7 2 1 2 用左右摆动的操纵杆使其 通过杆的推力来 控制 - 19 - 第五章 校核 一 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 )(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， B 处的倾角 , 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 由文献 【 6】 ，查得支承处的 = 轴的转角 也满足要求。 - 20 - 二 轴承寿命校核。 由 轴 最小轴径可取轴承为 7008轴承 ,=3； P=1， Y=0。
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