人人文库网 > 图纸下载 > 课程设计 > 分级变速主传动题目21-参数(2.5-3.5kw,80-1000r,公比1.26,12级)分级变速车床主轴箱主传动设计(带CAD和说明书）
【题目21】机械系统设计—分级变速主传动系统设计说明书.doc
分级变速主传动题目21-参数(2.5-3.5kw,80-1000r,公比1.26,12级)分级变速车床主轴箱主传动设计(带CAD和说明书）
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分级
变速
传动
题目
21
参数
2.5
3.5
kw80
1000
公比
1.2612
车床
主轴
设计
CAD
说明书
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分级变速主传动题目21-参数(2.5-3.5kw,80-1000r,公比1.26,12级)分级变速车床主轴箱主传动设计(带CAD和说明书）,分级,变速,传动,题目,21,参数,2.5,3.5,kw80,1000,公比,1.2612,车床,主轴,设计,CAD,说明书
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目 录第1章 绪论11.1 课程设计的目的11.2 课程设计的内容11.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求2第2章 运动设计32.1 运动参数及转速图的确定32.2 核算主轴转速误差6第3章 动力计算73.1 带传动设计73.2 计算转速的计算83.3 齿轮模数计算及验算93.4 传动轴最小轴径的初定123.5 主轴合理跨距的计算13第4章 主要部件的校核144.1 主轴强度、刚度校核144.2 轴的刚度校核164.3 轴承寿命校核17总 结18参 考 文 献19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21：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=80r/min；Nmax=1000r/min；Z=12级；公比为1.26；电动机功率P=2.5/3.5KW；电机转速n=710/1420r/min （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。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=12.52.1.2转速数列查1表 2.12，首先找到80r/min、然后每隔3个数取一个值，得出主轴的转速数列为80 r/min、100 r/min、125 r/min、160r/min、200 r/min、250 r/min，315 r/min，400 r/min，500 r/min、630 r/min、800r/min、1000 r/min共12级。2.1.3定传动组数 对于Z=12，可分解为：12=232。2.1.4写传动结构式根据“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 Z=12=233126。2.1.5 画转速图转速图如下图2-1。 图2-1 系统转速图2.1.6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： 图2-2 主传动系统图2.1.7齿轮齿数的确定变速组内取模数相等，据设计要求Zmin17,齿数和Sz100120，由【1】表4.1，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2-1。表2-1 齿轮齿数传动比基本组第一扩大组1:1.581:1.261:11：2.511.58:1代号ZZZZZZZZZZ齿数27 43 31 39 35 3521 52 45282.2 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)对Nmax=1000r/min，Nmax=1420*125/280*35/35*45/28=1018.8r/min 则有(1018.8-1000)/1000=1.8 1203.1.4 求带根数带速 =Dn/(601000)=3.141251420/(601000)= 9.26m/s传动比i i=n/n=1420/630=2.25带根数 由【2】中表3.6，并用插值法得P=1.07KW； 由【2】中表3.7，并用插值法得P=0.17KW； 由【2】中表3.8，得包角系数K=0.93； 由【2】中表3.9，得长度系数K=0.87；Z=P/（P+P）KK=（3.51.1）/(1.07+0.17)0.870.93=3.48取Z=4根3.2 计算转速的计算3.2.1 主轴的计算转速nj 由公式n=n 得，主轴的计算转速nj=160r/min。3.2.2 确定各传动轴的计算转速 轴共有6级转速：200r/min、250 r/min、315 r/min、400r/min、500r/min、630r/min。若经传动副Z/ Z传动主轴，则全部传递全功率；若经传动副Z/ Z传动主轴，全部传递全功率，其中200r/min是传递全功率的最低转速， 故其计算转速nj=200 r/min； 轴有2级转速，且都传递全功率，所以其计算转速nj=315 r/min。各计算转速入表3-1。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min315200160 3.2.3 确定齿轮副的计算转速 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上并具有315-1000r/min共6级转速，它们都传递全功率，故Zj=315 r/min。 齿轮Z装在轴上，有200-630 r/min共6级转速，但经齿轮副Z/ Z传动主轴，则全部传递全功率，故Zj=200r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。 表3-2 齿轮副计算转速 单位：（rmin） 序号ZZZ ZZZZZZZn 315200315250315315200802003153.3 齿轮模数计算及验算3.3.1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 由上面各轴的输出功率计算可知，在电动机功率为P=3.5KW，转速n=1420r/min时，传动系统受力最大，则由此数据计算。III轴：IIIII轴：取整后模数为：III轴：3mm；IIIII轴：3mm。3.3.2基本组齿轮计算 基本组齿轮几何尺寸见表3-3。表3-3 基本组齿轮几何尺寸齿轮齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽Z27818773.524Z43129135121.524Z31939985.524Z39117123109.524Z3510511197.524Z3510511197.524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=4kW; -计算转速（r/min）. =315（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）; B-齿宽（mm）;B=24（mm）; z-小齿轮齿数；z=27 u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=1.6; -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）, =200（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 3.3.3扩大组齿轮计算扩大组齿轮几何尺寸见表3-4。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：=574.35 Mpa=650Mpa=118.77Mpa=275Mpa表3-4 扩大组齿轮几何尺寸齿轮ZZZZ齿数21524528分度圆直径6315613584齿顶圆直径6916214190齿根圆直径55.5149.5127.576.5齿宽181818183.4 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，=。I轴：P=3.33KW, 计算转速为： 315r/min,所以可得：II轴：P=3.19KW, 计算转速为： 200r/min,所以可得：取整后各轴的轴径为：I轴为30mm；II轴为35mm。 3.5 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=4Kw，轴（主轴）的轴径由文献【1】中的表3.2，选取前轴轴径为60mm，后轴直径去前轴径的0.7到0.85倍，所以取整后取50mm，平均直径为55mm。对于普通机床主轴内孔径为0.5到0.65倍的平均直径，取30mm；悬伸量取90mm。理想跨距的设计：本车床的最大回转直径为200mm，经济加工直径取最大回转直径的60%，故半径为60mm，主轴最大输出转矩在前面可知。切削力和被切削力，总力为：主轴轴端受力为F/2=1707N，设l/a=3，所以l=270mm，可求得前后支反力为：初选主轴采用滚子轴承，由文献【1】中公式3.3可得轴承的刚度：平均直径为55mm，最后验算最佳跨距：由文献【1】中的图3.38可知：，与原假设接近，所以最佳跨距=903.1=279mm；合理跨距为（0.751.5），取合理跨距l=250mm。 第4章 主要部件的校核4.1 主轴强度、刚度校核4.1.1轴的强度校核1轴的受力分析1）求轴传递的转矩T=9.55=9.55=100957Nmm2)求轴上的作用力齿轮上的圆周力= = =2243Nmm齿轮上的径向力=tan= 2243tan20=817Nmm3)确定轴的跨距=250，=120，=702轴的受力分析1）作轴的空间受力简图，见图4-1。图4-12）作水平受力简图和弯矩图，见图4-2。=173N =3329N=44676N =-181872N 3）作垂直受力简图和弯矩图，见图4-2。=268N =548N=71298N 图424）作合成弯矩图，见图4-2。=138721Nmm=181872Nmm5）作转矩图=100.957Nmm=100957Nmm6）作当量弯矩图，见图4-2。=276580Nmm由机械设计教材表7.5查得，对于45钢，=600Mpa, =55Mpa,由公式=21.0Mpa，故轴的强度足够。4.2 轴的刚度校核单一载荷下，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：=0.024；=0.078；=0.128； =0.203；=0.098；=0.044。 合成挠度 =0.224 查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度=5/10000 L即=0.2325。 因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。（2）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。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。4.3 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为6016深沟球轴承,=3P=XFr+YFa；X=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承的径向力Fr=3054N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000h L10h=55808hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。总 结为期二周的机械系统设计课程设计即将结束了，二周的时间虽然短暂，但对我们来说是受益匪浅，收获颇丰的。通过这二周的设计使我们不再只是胸中空有理论，不再是纸上谈兵，而是将理论和实践相结合，进行实实在在的设计。这使得我们不但巩固了理论知识，而且掌握了设计的步骤和要领，使我们更好的利用图书馆的图书资料和网络信息资源，更熟练的使用我们手中的各种设计手册以及AutoCAD等绘图软件，为我们的毕业设计打下了良好的基础。课程设计使我们认识到了只是努力的学好书本上的知识是不够的，还应该更好的做到理论联系实践，理论运用到实际。这无论对我们大学学习，还是日后工作都是很有帮助的。在此，学生也非常
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