题目30-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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题目30-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,30,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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机械系统设计 课 程 设 计 题 目 ： 分级变速主传动系统设计 （题目 30） 专 业 ： 机械 设计制造及其自动化 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 2012 年 月 日 - 2 - 目录 摘要 2 第 1章 绪 论 3 第 2章 运动设计 5 转速数列，结构网和结构式 .算主轴转速误差 . 3章 动力计算 9 . 9 . 10 . 4章 主要零部件选 择 20 第 5章 校核 21 结束语 22 参考文献 23 - 3 - 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 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： 0r/120r/Z=8 级；公比为 动机功率 P=4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。 - 5 - 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=1120/50= 2） 转速数列。查 机械系统设计 表 2准数列表 ，首先找到50r/后每隔 5 个数取一个值，得出主轴的转速 数列为 50 r/71 r/100r/140 r/200r/280r/400r/560r/00r/1120r/ 10 级。 （ 3） 定传动组数 ，选出结构式 。对于 Z=8 可得结构式 ： Z=8=22 21 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=22 23 24,可 知第二扩大组的变速范围 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 = 0=4 1=2=1 3=2 轴 ： 4 3 . 8 49 5 5 1 0 = 9 1 6 8 0400T N m m （ ）4 916801 . 6 4 3 3 . 9 40 . 5d m m 取 36 ： 4 3 . 7 19 5 5 1 0 2 5 3 0 7 5 ( )140T N m m - 10 - 4 2530751 . 6 4 4 3 . 7 40 . 5d m m 取 44 ： 4 3 . 6 59 5 5 1 0 3 8 7 3 0 6 ( )90T N m m 4 3873061 . 6 4 4 8 . 6 50 . 5d m m 取 482 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 32287( 1 ) 431878 3 1 5 5 1 4 0 031 =取 m=3 轴 以最小齿轮齿数 31为准 - 11 - m=16338 32287( 1 ) 431878 3 1 5 5 1 1 4 031 = 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 1 2 齿数 59 59 31 87 分度圆直径 177 177 93 261 齿顶圆直径 183 183 99 267 齿根圆直径 宽 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 22986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 1212 1 H E H 弯曲应力验算公式为： 13212 F F a S a Y 式中 主动轴传递扭矩（ K 载荷系数， K K K - 12 - 传动比， 1 ，“ +”用于外啮合，“ -”用于内啮合 1d 齿轮分度圆直径（ b 齿宽（ m 齿轮模数（ d 齿宽系数，1/d 1z 齿轮齿数 弹性系数 节点区域系数 Z 接触强度重合系数 齿形系数 应力修正系数 Y 弯曲强度重合度系数 H 许用接触应力（ F 许用弯曲应力（ 以上各系数，可查机械设计教材进行确定： 1 8 9 . 82 . 543111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s 0 1 . 7 43 1 8 74 1 . 7 40 . 8 73 P 取 1，V m s 取 - 13 - 116111 . 0 81 1 . 0 8 1 1 . 0 8 1 . 1 6 6 493253250 . 2 793312 . 849 . 5 5 1 0 9 5 5 0 04002 . 5 31 . 6 40 . 7 50 . 2 5 0 . 6 81 . 7 4 m H 许用接触应力 取 650 F 许用弯曲应力 取 275 根据上述公式，可求得及查取值可求得： H= HF= 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 3 4 齿数 69 49 31 87 分度圆直径 276 196 124 348 齿顶圆直径 284 204 132 356 齿根圆直 径 266 186 114 338 齿宽 35 35 35 35 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 22986均取 240 - 14 - 同理根据 第一扩大组 的计算， 查文献 ， 可得 ： 1 8 9 . 82 . 543111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s 0 1 . 7 43 1 8 74 1 . 7 40 . 8 73 P 取 1，16111 . 0 21 1 . 0 5 1 1 . 0 2 1 . 0 7 1 0124354350 . 2 8124312 . 849 . 5 5 1 0 2 7 2 8 5 71402 . 5 31 . 6 40 . 7 50 . 2 5 0 . 6 81 . 7 4 m 可求得： 5 0 1 a 9 5 a - 15 - 3 带传动设计 定 (1). 工作情况系数 . (2). 计算功率 . (3). 选带型号 . (4). 确定带轮直径 算带长 (1) 由机械设计表 P 据参考图 1160 1000 确定从动轮基准直径 1122 = 80算实际传动比 : 当忽略滑动率时，21 验算传动比相对误差，题目的理论传动比1021 5ni n 传动比相对误差 001.4% 1 2 1 20 . 7 ( ) 2 ( ) 1 9 6 5 6 0D D a D D a 2210 1 2()2 ( )24a D D a =表 00 2 =403mm m a xm i 0 3 4 4 2 . 50 . 0 1 5 3 8 6 . 2 5d da a La a L - 215 7 = 由 表 用线性插值法求得=机械设计表 型 取1D 100v m s 80 5% 合格 0a 380mm 250- 16 - (2). 计算 带 (3). 计算实际中心距 (4)确定中心距调整范围 (13) 小轮包角 . 求带根数 (1). 确定额定功率 (2)确定各修正系数 （ 3）确定 求轴上载荷 (1)确定单根 由机械设计表 机械设计表 =机械设计表 ） = 1 6 6 . 22 6 1 4 0 s i = . a=405 6 8 2 0 合格 = = z=4 - 17 - (2)计算压轴力 （ 3） 带轮结构 . 0F= 主轴合理跨距的计算 设机床最大加工回转直径为 400动机功率 P=4,主轴计算转速为140r/ 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=85 轴承刚度，主轴最大输出转矩 : 6 3 . 6 79 . 5 5 1 0 = 2 5 0 3 4 6140 N m m 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 781N 背向力（沿 c=1390N 总作用力 F= 22F =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=255后支承反力 3109 8 5 2 5 5 4145255 N - 18 - 109 85 1036255N 根据 机械系统设计得： ) co 得前 支承的刚度： ； N/ m ；轴的当量外径 85+65)/2=75惯性矩为 I= =10 =31 1 6362 . 1 1 0 1 . 5 5 1 01 3 7 6 . 6 9 0 . 0 8 5 1 0 = 机械系统设计 图 得 原假设接近，所以最佳跨距0l=85 理跨距为（ l，取合理跨距 l=250 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=85轴径 d=55支承采用背对背安装的角接触球轴承。 - 19 - 第 四 章 主要零部件的选择 选择电动机 ,轴承， 键和操纵机构 (1)电动机的选择 ： 转速 n 710/1420r/率 P 4用 (2)轴承的选择 (轴承代号均采用新轴承代号 ) 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 球轴承代号 6007。 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 ： 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)键的选择 轴 :安装带轮处选择普通平键： 8 7 5 5b h L 安装齿轮处选择 普通平键 ： 1 0 8 9 0b h L 轴 :左侧齿轮选择普通平键 : 1 2 8 6 4b h L 右侧齿轮选择普通平键 : 1 2 8 9 7b h L 轴 :选择 普通平键 : 2 0 1 2 1 1 5b h L (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 , 轴上的二联滑移齿轮。 - 20 - 第五章 校核 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文献 【 5】中的公式计算 : nD 433 1 X=； 校核合成挠度 ： c o 齿轮挠度； )(2 ； 取 =91 ， 啮合角 =20 ，齿面摩擦角 =。 代入数据计算得：1 合成挠度 221 4 1 42 c o sh a b a bY y y y y = 查文献 【 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： ra 将上式计算的结果代入得： 0 . 0 0 0 7 4AB r a d 由文献 【 6】，查得支承处的 = 0 . 0 0 0 7 4 轴的转角也满足要求。 2 轴承寿命校核 由 轴最小轴径可取轴承为 6008 深沟 球轴承 ,=3 ， P=- 21
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