机械系统设计分级变速主传动系统设计

1、目录摘要- 1第1章绪论3第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 21参考文献21.摘要设计机床得主传动变速系统吋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。木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 口标，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，

2、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 屮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。第一章绪论(-)课程设计的目的机械系统课程设计课程设计是在学完木课程后，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，分析比较机械系统屮的某些典 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

3、骤和方法的口的。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，捉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：nmin=80r/min； nmax=630r/min； z=10 级；公比为 1.26； 电动机功率p=2.5/3.5kw；电机转速n=710/1420r/min2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。

4、3.进给传动系统采用单独电动机驱动。iiiiiiivz=11=3ix23x24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=nmax = 630/80=7.9nmin(2) 转速数列。查机械系统设计表2-9标准数列表，首先找到 80r/min.然后每隔3个数取一个值，得岀主轴的转速数列为80r/min. 100 r/min 125r/min 160 r/min > 200 r/min > 250 r/min, 315 r/min, 400 r/min, 500r/min, 630r/min 共 10 级。(3) 定传动组数，选出结构式。对于z=10可按z=12写出结

5、构式， 并且有一级速度重复。即：z=10=3ix23x24o(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=3i x 23 x 24,可知第二扩大组的变速范围r2 = 1.264 = 2.52 < rnmin = 8满足“升2降4”要求,其结构网如图21 o图2-1结构网(5) 画转速图。转速图如下图22。1420 cr/min)710<r/min>图22系统转速图（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23：02001iiiii35 3041533053 7663 68 5

6、7010025/3 脸710/wqr/hiir图2-3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zmin217,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3-1,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2-2。传动比代号齿数表2-2齿轮齿数基本组第一扩大组z】z；z2z?z441573563306853531:1.41:1.81:2.31： 1z5 z；30761:2. 52主轴传动件计算2. 1计算转速(1) 主轴的计算转速本设计所选的是屮型普通车床，所以由机械系统设计表3-2屮 的公式7_ (尹(

7、h_i)® = %®=80x1.26 3=137. 2r/min 取 160 r/min(2) .传动轴的计算转速在转速图上，轴ii在最低转速200r/min时经过传动组b的53:53传动 副，得到主轴转速为200r/mino这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nnj=200/min,同理可求得轴1的计算转速为n)1=447r/mi n(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b屮z53在轴iii上具冇 的转分别为200r/min, 350r/mi

8、n, 315r/min, 400/min, 500r/min, 630r/minz 这 六 种转速都在恒功率区间内，即都要求传递最人功率所以齿轮z53的 计算转速为这六种转速的最小值即njz53=200r/min同理可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即,njz30=315r/min rijz30=250r/min2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(0)1)%,目卩|实际转速n'标准转速n| 10(1)%标准转速n对于标准转速n=80r/min时，其实际转速n'=447 x 30/68 x 30/76=78.85r/min(80

9、-78.85) / 80=1. 4% <10(1. 26-1) %=2. 6%因此满足要求。同理口j得各级转速误差如表n 80100125160200250315400500650n 7999.78125.34160.65199.58251.72315400500630误 1.44%0.28%035%0.43%0.25%0.37%0000差各级转速都满足要求，因此不需要修改齿数。第三章动力计算1主轴传动轴宜径初选（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。由机械系统设计表4-9初选取前轴径 di=75mm,后轴颈的轴径为前轴径,所以d

10、2=（0.70.85）di=60mm。（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d-传动轴直径(mm)ntn该轴传递的额定扭矩(n*mm)t=9550000x；njn该轴传递的功率(kw)”厂一该轴的计算转速讷-该轴每米长度的允许扭转角，0ho.5°l°。取=0.5°n° = q=2.5/3.5kw,验算 3.5kw。x0.96 = 3.36/rvvn2 = p2=p x0.995x0.97 = 3.24kwn3 = p.=鬥 x 0.995x0.99 = 39kw轴 i ： ti =9550000x3.36/447=71785(n.m

11、m)% =1.64xj =31 92mm取35mm轴 ii： th = 9550000x3.24/200 =154710 (n.mm)du =1.64x4/ 54710 =38.68mm 取40mmv 0.52齿轮参数确定、齿轮应力计算(1) 齿轮模数的初步计算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：i(“ + 叽叫 =163383i；式中： -按接触疲劳强度计算的齿轮模数(讪)；nd -驱动电机功率(k炉)；计算齿轮的计算转速(r/min);“-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比/z>l,外啮合，取正值；乙-小齿轮齿数；弘-齿宽系

12、数9(pm =b/mb为齿宽，用为模数)，(pm = 610,取& -许用接触应力(mpa),查文献177页表4-7知=6()0mpajj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：（討 x3.5m=16338x3轴i -轴ii:以最小齿轮齿数30为准6o=2. 778x302xx6502x44730g + x.5m二16338x3轴ii-轴iil以最小齿轮齿数30为准76二2. 948x302xx6502x20030(2)齿轮参数的确定计算公式如下：分度圆直径d = mz齿顶圆直径da=d + 2h：m = d + 2m齿根圆真径心&qu

13、ot;-2宀+沏=2血 齿宽 =©宀二6"。取佑二8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z1zrz2z2、z3z3、齿数415735633068分度圆直径12317110518990204齿顶圆直径12917711119596210齿根圆直径115.5163. 597.5181.582.5196. 5齿宽252525252525按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40c1，调质处理，硕度241hb 286hb,平均取260hb,大齿轮用45钢，调质处理，硬度229hb 286hb,平均取240hbo计算如下:

14、齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为(72088x10*zmalubn /(mpa) <弯曲应力验算公式为:191x10皿2心屮zm2byn(mpa)<aw式屮n传递的额定功率(kw),这里取n为电动机功率，n=3. 5kw;nf计算转速(r/min).勺=150 (r/min);m 初算的齿轮模数(mm) , m=3 (mm);b齿宽(mm) ;b=25 (min);z小齿轮齿数；z=40;u小齿轮齿数与大齿轮齿数z比,u=2;ks 寿命系数;k产陷kn心kq陷一工作期限系数；齿轮工作期限，这里取t=15000h.;nx齿轮的最低转速(r/min),蚀=150 (r/min)

15、c。-基准循环次数，接触载荷取co = 107 ,弯曲载荷取 co=2xlo6m疲劳曲线指数，接触载荷取m二3；弯曲载荷取m二6;转速变化系数，取k=0.60kn-功率利用系数，取心=0.78 £ 一材料强化系数,k(=0.60k3工作状况系数，取心=1心一动载荷系数，取心=1齿向载荷分布系数，k严1y齿形系数，y=0.386；bj许用接触应力(mpa)，杳表，取crj=650 mpa；crj许用弯曲应力(mpa),查表47,取crj=275 mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：5=635 mpa < crjq=78 mpa< %(3) 扩大组齿轮计算。扩大组齿轮

16、几何尺寸见卜表齿轮z4z4z5z5'齿数53533076分度圆直顶圆直径16516596234齿根圆直径151.5151.581.5220. 5齿宽25252525按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40cr,调质处理，硬度241hb 286hb,平均取260hb,大齿轮用45钢，调质处理，硕度229hb 286hb,平均取 240hbo同理根据基本组的计算，查文献，可得 k”=0.62, 心=0.77, k厂0.60,心=1.1,k? = l, k=l, m=3.5, ©=355；可求得：5=619 mpa < crj久= 135mpas(rj3带

17、传动设计定v带型 号和带 轮直径工作情 况系数.计算功 率.由机械设计表3. 5查的ka=1.1吒= 3.85kwpc = k.qp = 1.1 x3.5 = 3.85kw(3).选带型 号a型根据参考图3. 16及表3. 3选带型及小带轮肓径取 d = 100mm(4) 小带轮 直径.(5).大带轮 直径.d2 = ( 1 - e )沁=(1 - 0.01 )取 d2 = 160mm(6)验算带x1 .6x1 00= 159mm按表3.3取标准值.兀3.14x100x710 -.满足要求v j.速60x100060x1000带 算 计长初取 屮心距.0.7(di+d2)waw2(di+d2)

18、= > 182waw520°()= 350mm(2).计算 带.基准长s = 2a + £ (0 + 2) +： q)= 111024ald= 120mm度.按表3.2取标准值.计算 实际中心a =务 + =355mma=355mm距0 2(4)确定 中心距 调整范 围amax=a+0.03ld=388.6 amin=a-0.015 ld=3 38.2n375x0一 q2一 2 4o 5 co u1 -;?根 带 求数39 o = kp0 率 功 定39 o 尸119 o-k-511o-确根 17-h-tt 3 v z(x±?一 j2+xiz-5 .2zk

19、空005-z 数-4 z= 取o11 o=求轴上 载荷01-2nsi 班 2一一26.611力2川力 (2轴賊4主轴合理跨距的计算设机床最大加工回转直径为0400mm,电动机功率 p=3.5kw,，主轴计算转速为160r/mino己选定的前后轴径为：di=75mm, d2=(0.70.85)di=60mm,定悬伸量a= 120mm,主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩tni =955xl04x = 190403 (n.mm)设该车床的最大加工直150径为300mm。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180mm,故半径为0. 09m；

20、 切削力(沿 y 轴)fc=203.096/0.09=2256n背向力(沿 x 轴)fp=0.5 fc=1128n总作用力f=2+f/=2522.28n此力作用于工件上，主轴端受力为f=2522.28n。先假设l/a=2, i=3a=240mm«前后支承反力ra和rb分别为ra=fx 2522.28 x 120 +240-3783.42ni240rb=fx-=2522.28 x =1261.14ni240根据机械系统设计得：kr=3.39fr01 la08 (zz)09 cos1%得前支承的刚 度：ka= 1689. 69 wpm ；心=785.57 n/如；1689 69 =2.1

21、5kb 785.57主轴的当量外径dc=(80+60)/2=70mm,故惯性矩为 /x(0070034)=酥 xiowei= 2.1x10««x113 8x10-=0141689.69x0.1? x10&查机械系统设计图 得 仏=2.0,与原假设接近，所以最佳跨距/o=12ox a2.0=240mm合理跨距为(0.75-1.5) /0,取合理跨距l=360mmo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 壇加主轴的刚度，壇大轴径：前轴径d=62mm,后轴径d=55mmo后支承 采用背对背安装的角接触球轴承。第四章 主要零部件的选择3.5选择电动机,

22、轴承，键和操纵机构3. 5. 1电动机的选择：转速n = 710/1420r/min,功率p = 3. 5/5kw选用y系列三相异步双速电动机3. 5. 2轴承的选择：(轴承代号均采用新轴承代号)i轴：与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7008cii轴：对称布置角接触球轴承代号7008c屮间布置角接触球轴承代号7010ciii轴：后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7012c3. 5. 3 单位(mm)i轴安装带轮处选择普通平键规格：bx hxl=8 x7x40安装齿轮处选择花键规格：nx

23、 dxd xb =8x36x42x7ii轴选择花键规格：nx dxd xb =8x42x48x8iii轴选择花键规格：nx dxd xb =8x62x72x123. 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i i轴上的三联滑移齿轮和二联 滑移齿轮。第五章 校核一 ii轴刚度校核（1） ii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： m-171.39也牡厂）<刃l-两支承的跨距；d轴的平均直径；x=/l；勺-齿轮工作位置处距较近支承点的距离；n-轴传递的全功率；校核合成挠度乙=収2+丫：-2丫/小0 <yya -输入扭距齿轮挠度；yb输出扭距齿轮挠度（3 3 2（q + p）；s -被演算轴与而后轴连心线夹角；<5=144° 啮合角。=20° ,齿而摩擦角p=5.72° o 代入数据计算得：儿2=0.026； yr/3 =0.084；儿=0.160；y/?5 =0.205；=0.088； yh（ =0.025 <>合成挠度丫人=j儿j +几5? 2儿*5 cos0 =0.238 查文献