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分级变速主传动题目13-参数(4kw,40-315r,公比1.58,6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
13
参数
kw40
315
公比
1.586
车床
主轴
设计
CAD
说明书
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分级变速主传动题目13-参数(4kw,40-315r,公比1.58,6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,13,参数,kw40,315,公比,1.586,车床,主轴,设计,CAD,说明书
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哈尔滨理工大学课 程 设 计题 目：机械系统设计课程设计 院 、 系：机械动力工程学院 班 级：机械 姓 名： 学 号： 指导教师： 目录 一.课程设计的目的.2 二.机械系统设计课程设计题目2三.运动设计 .2 四. 主轴.传动组及相关组件的验算.10 五.设计总结.20 六.参考文献.21一. 课程设计的目的机械系统设计课程设计是在学习完本课程后，进行一次学习和设计的综合性练习。通过课程设计，使我们能够应用所学过的基础课、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结构，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，设计标准资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高我们设计能力的目的。通过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。 二课程设计题目和主要技术参数和技术要求 1. 设计题目和技术参数题目13：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=71r/min；Nmax=710r/min；Z=6级；公比为1.58；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min2.技术要求： (1)完成装配图的设计包括床头箱传动系统 展开图和床头箱横剖图。 (2)利用电动机完成换向和制动。(3)各滑移齿轮采用单独操纵机构。 (4)进给传动系统采用单独电动机驱动。三.运动设计 3.1 运动设计 3.1.1 确定转速数列及转速范围 由设计题目知最低转速为71r/min,公比为1.58，查文献2表2.12，查得主轴的转速数列值为（单位：r/min）:71，118，180，280，450，710. 转速范围Rn= NmaxNmin=z-1=1.585=103.1.2 定传动组数和传动副数 本设计为6级变速，结构式为：6=3123 ，画结构网：结构网如下图所示： 3.1.3 齿轮齿数的确定 14 ic2,因此13ic1.5,故取ic=12.5=12 iB=（pB-1）XB=2-13=3=48 所以满足条件 iA= （pA-1）XA=3-11 =2=2.58 所以满足条件由转速图上定的传动副和传动比，查文献2表4.1，齿数和最大不超过100120，可得各齿轮组的齿数如下表： 表1 传动组传动比齿数第1传动组1：2.528：701：1.5838：601：149：49第2传动组1：420：801：150：50 3.1.4 绘制转速图： 结构网格数rnmax3，升2降4，由文献3表11.6，选取D1125mm D2（1）D1n1n2177.0 mm 取D2180mm在确定出齿数后对转速图完善如下： 0 3.1.5绘制传动系统图：3.2 主轴.传动件计算 3.2.1 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 711.58（63-1）118r/min (2). 传动轴的计算转速 在转速图上，可推出各传动轴的计算转速如下： nIIIj =118r/min,nIIj=450r/min,nIj=710r/min（3）.各齿轮计算转速 可得出各齿轮计算转速。现将各齿轮的计算转速列入下表中 序号Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 Z5 Z5nj(r/min) 710 710710 450450 500 450 450450 1183.2.2 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。初选取前轴径D1=80 ，后轴颈的轴径为前轴径，所以 。 （2）传动轴直径初定 传动轴直径进行概算 轴：TI =60635 (N.mm) d=34.3mm 取35mm 轴：TII 152800（N.mm） dII=43.2mm 取45mm3.2.3 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： a组: ia1 =49/49, nj=630r/minmf=16338 3=1.29 取ma=2b组：ib1 =20/80 ,nj=630r/minmf=16338 3=2.75 取mb=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 m=610 取m=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： 轴齿模数m分度圆直径 d齿顶圆直径 da齿根圆直径df齿宽B代号齿数I49298102931628256100511638276807116II49298102931670214014414516 602120124115165031501561422420360665224III50315015614224803240246232243.3 带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=710r/min3.3.1计算设计功率Pd表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016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1.01.11.21.11.21.3载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1.11.21.31.21.31.4载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1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。根据算出的Pd4.4kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=200mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0120.67N，上面已得到=167.59o，z=4，则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V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装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。表 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) 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 极限偏差 1 0.5 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(dd(2.53)d时)，如图7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图7-6d。（a） （b） （c） （d）图7-6 带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）3.4 求最佳跨距 设机床最大加工回转直径为400mm,电动机功率P=4kw，主轴孔径为40mm,主轴计算转速为100r/min。已选定的前后轴径为 ：d1=80 d2=64 主轴输出的最大转矩： T9550pn 606N.m床身上最常用的最大加工直径为最大回转直径的60%，即 此力作用在顶尖的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为 a/D11.252.5 取a/D1=1.33 故a=120mm l0=(35)a 设初值 前后轴承的支反力为 前后轴承的刚度 由手册四表512 采用圆锥滚子轴承 kA =750N/mm kB =530N/mm 由文献2公式3.7得 求最佳跨距 : kAKB 750530 1.42，当量外径 惯性距 I=0.05(0.084-0.044)=19210-8m4 =EIkA.a3 =2.1101119210-87500.123106 由文献2查图3.38得：l0 /a=2.2，最佳跨距 l01202.2=264mm 3.5 选择电动机,轴承，键和操纵机构 3.5.1电动机的选择： 转速n1440r/min，功率P4kW 选用Y系列三相异步电动机Y112M-4，DE2860 3.5.2 轴承的选择： I轴：与带轮靠近段安装两个深沟球轴承代号6208 B18mm I轴右端布置一个深沟球轴承代号6207 B=17II轴：对称布置三个深沟球轴承代号6209 B=19mmIII轴：轴径64端采用圆锥滚子轴承代号30313 B23mm 轴径80端采用两个圆柱滚子轴承代号N216E B=26 3.5.3键的选择： I轴选择普通平键规格： bh=108 l=60 II轴选择花键规格： NdDB8505610 III轴选择普通平键规格：bh=2514 l=100 3.5.4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II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。四、主轴.传动组及相关组件的验算 4.1 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超过 ，即 本设计中公比为1.58，所以 轴：n实 =1440 =631.2r/min =0.175.8 符合要求 轴: i=12.5 时: n实 =630 =250.6r/min =0.055.8 符合要求 i=11.58 时: n实 =630 =401.25r/min =0.355.8 符合要求 i=11 时: n实 =630 =630r/min =05.8 符合要求 轴：i=1 时: n实 =630=630r/min =05.8 符合要求 i= 时: n实 =250 =65r/min =1.243由文献4表4-4，动载荷系数: K21.3由文献4表4-5，齿向载荷分布系数: K3 1由文献5表1，查得齿型系数Y=0.408由文献4表4-7可查得，许用接触应力j600Mpa，许用弯曲应力w220Mpa 由以上数据带入公式验算： j2088103223 （2.531）11.310.923.842.55241000=516.4Mpa600Mpa w19110511.311.13.842232240.4081000 =53.5Mpa 1 由文献4表4-4，动载荷系数： K21.2由文献4表4-5，齿向载荷分布系数： K3 1由文献5表1，查得齿型系数：Y=0.438由文献4表4-7可查得，许用接触应力： j600Mpa，许用弯曲应力： w220Mpa 由以上数据带入公式验算： j 2088103223 （2.51）11.210.773.762.524400=559.5Mpa600Mpa w=19110511.211.843.762832240.438400 =149.6Mpa w220Mpa 经验算知，所选齿轮合格。 4.2.3在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力计算。III轴上的最小齿数齿轮比较危险，为校核对象。（Z50）由文献5公式（9）、（10）知验算公式如下： 接触应力验算公式为： 弯曲应力验算公式为： 式中：电动机功率Nd4kw 从电动机到计算齿轮的传动效率 ： 0.960.993 传递的额定功率： N=Nd0.960.9934=3.65计算转速nj100r/min ，初算的齿轮模数 m3（mm），齿宽 B24mm 小齿轮齿数 Z50，大齿轮与小齿轮齿数之比，外啮合取正值： 1寿命系数 ，工作期限系数 齿轮在中型机床工作期限内的总工作时间： TS 取 15000h 同一变速组内的齿轮总工作时间: TTsp15000115000 齿轮的最低转速 n1100r/min 基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取 弯曲载荷取 疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取 ，弯曲载荷时，对正火、调质时取 按接触应力计算时， KT 36016015000107 2.43 按弯曲应力计算时， KT 660160150002106 2.04 由文献4表2-6，转速变化系数接触载荷取Knj0.85，弯曲载荷时取Knw0.95 由文献4表2-7，功率利用系数接触时取KN0.58，弯曲时取 KN0.98. 由文献42表2-8，材料强化系数接触时取Kq0.60，弯曲时取 Kq0.75. 所以，接触时Ks0.79，弯曲时Ks1.49. 考虑载荷冲击的影响，中等冲击时工作状况系数取K1 1 Vn100025010000.7851由文献4表4-4，动载荷系数 K21 由文献4表4-5，齿向载荷分布系数 K3 1 由文献5表1，查得齿型系数Y=0.444 由文献4表4-7可查得，许用接触应力j600Mpa，许用弯曲应力 w220Mpa 由以上数据带入公式验算： j 2088103304 （2.531）1110.723.65
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