分級變速主傳動系統(tǒng)設計課程設計

1、<p><b>　　摘要1</b></p><p><b>　　第一章 緒論1</b></p><p>　　一）課程設計的目的1</p><p>　　二）課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求1</p><p>　　1 課程設計題目和主要技術參數(shù)1</p><p

2、><b>　　2 技術要求1</b></p><p>　　第二章 運動設計2</p><p>　　1 運動參數(shù)及轉速圖的確定2</p><p>　　2 主軸.傳動件計算4</p><p>　　第三章 動力計算5</p><p>　　1 主軸.傳動軸直徑初選5</p>

3、<p>　　2 齒輪參數(shù)確定、齒輪應力計算6</p><p>　　3 帶傳動設計10</p><p>　　4 主軸合理跨距的計算13</p><p>　　第四章 主要零部件的選擇14</p><p>　　1 選擇電動機,軸承，鍵和操縱機構14</p><p><b>　　第五章 校核1

4、5</b></p><p>　　1 Ⅱ軸剛度校核15</p><p>　　2 軸承壽命校核。16</p><p><b>　　結束語17</b></p><p><b>　　參考文獻17</b></p><p><b>　　摘要</b>

5、;</p><p>　　設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的

6、變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。</p><p><b>　　第一章 緒論</b></p><p><b>　　一）課程設計

7、的目的</b></p><p>　　《機械裝備制造設計課程設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法

8、的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。</p><p>　　二）課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求</p><p>　　1 課程設計題目和主要技術參數(shù)</p><p>

9、　　題目10：分級變速主傳動系統(tǒng)設計</p><p>　　技術參數(shù)：Nmin=90r/min；Nmax=900r/min；Z=11級；公比為1.26；電動機功率P=2.5/3.5kW；電機轉速n=710/1420r/min</p><p><b>　　2 技術要求</b></p><p>　　1.利用電動機完成換向和制動。</p>

10、<p>　　2.各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構。</p><p>　　3.進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。</p><p><b>　　第二章 運動設計</b></p><p>　　1 運動參數(shù)及轉速圖的確定</p><p>　?。?）轉速范圍。Rn==900/90=10</p><p>

11、;　?。?）轉速數(shù)列。查《機械裝備制造設計》表2-5標準數(shù)列表，首先找到90r/min、然后每隔3個數(shù)取一個值，得出主軸的轉速數(shù)列為90r/min、112r/min、140r/min、180r/min、224r/min、280r/min，355r/min，450r/min，560r/min，710r/min，900r/min共11級。</p><p>　?。?）定傳動組數(shù)，選出結構式。對于Z=11可按z=12寫出

12、結構式，并且有一級速度重復。即：Z=12=31×23×25。</p><p>　　（4）根據(jù)傳動結構式,畫結構圖。</p><p>　　根據(jù)“前多后少”,“前密后疏”，“升2降4”,“前滿后快”的原則,選取傳動方案Z=31×23×25,可知第二擴大組的變速范圍滿足“升2降4”要求，</p><p><b>　　其結構

13、網(wǎng)如圖1。</b></p><p>　　圖1結構網(wǎng)Z=11=31×23×25</p><p>　?。?）畫轉速圖。轉速圖如下圖2。</p><p>　?。?）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖3，</p><p><b>　　圖3主傳動系統(tǒng)圖</b><

14、/p><p>　?。?）齒輪齒數(shù)的確定。根據(jù)齒數(shù)和不宜過大原則一般推薦齒數(shù)和在100～120之間，和據(jù)設計要求Zmin≥17,原則。并且變速組內取模數(shù)相等，變速組內由《機械裝備制造設計》表2-8，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表1。</p><p><b>　　表1齒輪齒數(shù)</b></p><p>　　2 主軸.傳動件計算&

15、lt;/p><p><b>　　2.1計算轉速</b></p><p>　?。?）.主軸的計算轉速</p><p>　　本設計所選的是中型普通車床，所以由《機械裝備制造設計》表2-9中的公式</p><p>　?。?0 ＝166.7r/min取180r/min</p><p>　　(2).傳動軸的計

16、算轉速</p><p>　　在轉速圖上，軸Ⅱ在最低轉速180r/min時經過傳動組b的74:46傳動副，得到主軸轉速為280r/min。這個轉速高于主軸計算轉速，在恒功率區(qū)間內，因此軸2的最低轉速為該軸的計算轉速即 =170/min,同理可求得軸1的計算轉速為 =450r/min</p><p>　?。?）確定各齒輪計算轉速</p><p>　　由機械設計知識可知，

17、一對嚙合齒輪只需要校核危險的小齒輪，因此只需求出危險小齒輪的計算轉速。在傳動組b中Z46在軸Ⅲ上具有的轉分別為280r/min,355r/min,450r/min,560/min,710r/min,900r/min這六種轉速都在恒功率區(qū)間內，即都要求傳遞最大功率所以齒輪Z46的計算轉速為這六種轉速的最小值即=280r/min</p><p>　　同理可求得其余兩對嚙合齒輪中危險齒輪的計算轉速即</p>

18、<p>　　,=450r/min=355r/min</p><p>　　2.2驗算主軸轉速誤差</p><p>　　實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即：</p><p>　　（|實際轉速n`-標準轉速n|）/標準轉速n〈10(-1)％</p><p>　　對于標準轉速n=90r/min時，

19、其實際轉速n`=450×34/86×40/80=88.95r/min</p><p>　　（︱88.95-90︱）/90*1.16％〈10(1.26-1)％=2.6%</p><p><b>　　因此滿足要求。</b></p><p>　　同理可得各級轉速誤差如表</p><p><b>　

20、　各級轉速誤差</b></p><p>　　各級轉速都滿足要求，因此不需要修改齒數(shù)</p><p><b>　　第三章 動力計算</b></p><p>　　1 主軸.傳動軸直徑初選</p><p>　　（1）主軸軸徑的確定</p><p>　　在設計初期，由于主軸的結構尚未確定，所以

21、只能根據(jù)現(xiàn)有的資料初步確定主軸直徑。由<<機械裝備制造設計>>表3-1，初選取前軸徑d1=62mm，后軸頸的軸徑為前軸徑，所以。</p><p>　?。?）傳動軸直徑初定</p><p>　　傳動軸直徑按公式進行概算</p><p>　　式中d---傳動軸直徑（mm）</p><p>　　Tn---該軸傳遞的額定扭矩（

22、N*mm）T=9550000；</p><p>　　N----該軸傳遞的功率（KW）</p><p>　　nj----該軸的計算轉速</p><p>　　---該軸每米長度的允許扭轉角，=~。取=</p><p>　　N0=P0=2.5/3.5Kw,驗算2.5Kw。</p><p>　　N1=P1=P0*0.96=2.

23、4KW</p><p>　　N2=P2=P1*0.995*0.97=2.32KW</p><p>　　N3=P3=P2*0.995*0.99=2.28KW</p><p>　　軸Ⅰ： T1=955*104*(2.4/450) =50933(N.mm)</p><p>　　=1.64*=29.30mm取36mm</p><p

24、>　　軸Ⅱ： ＝955*104* ＝123088（N.mm）</p><p>　　d11=1.64* =36.53mm取42mm</p><p>　　軸Ⅲ： ＝955*104* ＝120966（N.mm）</p><p>　　=1.64 *=36.37mm取42mm</p><p>　　2 齒輪參數(shù)確定、齒輪應力計算</p>

25、<p>　?。?）齒輪模數(shù)的初步計算</p><p>　　一般同一組變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最小的齒輪，按簡化的接觸疲勞強度由文獻[5]公式（8）進行計算：</p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　為了不產生根切現(xiàn)象，并且考慮到軸的直徑，防止在裝配時干涉，對齒輪的模數(shù)作如下計算和選擇：</p

26、><p>　　軸Ⅰ-軸Ⅱ：以最小齒輪齒數(shù)34為準</p><p>　　m=16338 *=2.5取m=3</p><p>　　軸Ⅱ-軸Ⅲ：以最小齒輪齒數(shù)40為準</p><p>　　m=16338=2.7取m=3</p><p>　?。?）齒輪參數(shù)的確定</p><p><b>　　計算公

27、式如下：</b></p><p><b>　　分度圓直徑</b></p><p><b>　　齒頂圓直徑</b></p><p><b>　　齒根圓直徑</b></p><p>　　齒寬 =6 取 =8</p><p>　　由已選定的齒數(shù)和計

28、算確定的模數(shù)，將各個齒輪的參數(shù)計算如下表</p><p>　　（3）基本組齒輪計算。</p><p>　　基本組齒輪幾何尺寸見下表</p><p>　　按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下：</p><p&g

29、t;　?、冽X面接觸疲勞強度計算：</p><p><b>　　接觸應力驗算公式為</b></p><p>　　彎曲應力驗算公式為：</p><p>　　式中N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=2.5kW;</p><p>　　-----計算轉速（r/min）.=180（r/min）;</p&

30、gt;<p>　　m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）,m=3（mm）;</p><p>　　B----齒寬（mm）;B=25（mm）;</p><p>　　z----小齒輪齒數(shù)；z=40;</p><p>　　u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2;</p><p>　　-----壽命系數(shù)；</p><

31、p><b>　　=</b></p><p>　　----工作期限系數(shù)；</p><p>　　T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;</p><p>　　-----齒輪的最低轉速（r/min）,=180（r/min）</p><p>　　----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=</p&g

32、t;<p>　　m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;</p><p>　　----轉速變化系數(shù)，取=0.60</p><p>　　----功率利用系數(shù)，取=0.78</p><p>　　-----材料強化系數(shù)，=0.60</p><p>　　-----工作狀況系數(shù)，取=1.1</p><

33、;p>　　-----動載荷系數(shù)，取=1</p><p>　　------齒向載荷分布系數(shù)，=1</p><p>　　Y------齒形系數(shù)，Y=0.386；</p><p>　　----許用接觸應力（MPa）,查表，取=650Mpa；</p><p>　　---許用彎曲應力（MPa），查表4-7，取=275Mpa；</p>

34、<p>　　根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：</p><p><b>　　=635Mpa</b></p><p><b>　　=78Mpa</b></p><p>　?。?）擴大組齒輪計算。</p><p>　　擴大組齒輪幾何尺寸見下表</p><p>　　按

35、擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。</p><p>　　同理根據(jù)基本組的計算，</p><p>　　查文獻，可得=0.62，=0.77，=0.60，=1.1，</p><p>　　=1，=1，m=3.5，=355；</p>

36、<p><b>　　可求得：</b></p><p><b>　　=619Mpa</b></p><p><b>　　=135Mpa</b></p><p><b>　　3 帶傳動設計</b></p><p>　　4 主軸合理跨距的計算<

37、/p><p>　　設機床最大加工回轉直徑為ø400mm,電動機功率P=2.5kw，,主軸計算轉速為180r/min。</p><p>　　已選定的前后軸徑為：，</p><p>　　定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。</p><p>　　軸承剛度，主軸最大輸出轉矩</p><p>　?。?55**104

38、 ＝120967（N.mm）設該車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m；</p><p>　　切削力（沿y軸）Fc=120.967/0.09=1344N</p><p>　　背向力（沿x軸）Fp=0.5Fc=672N</p><p>　　總作用力F==1502

39、.64N</p><p>　　此力作用于工件上，主軸端受力為F=1502.64N。</p><p>　　先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為</p><p>　　RA=F×=1502.64×=2253.96N</p><p>　　RB=F×=1502.64×=751.32

40、N</p><p>　　根據(jù)《機械裝備制造設計》得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA=1689.69N/；KB=785.57N/；==2.15</p><p>　　主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為</p><p>　　I==113.8×10-8m4</p><p><b>　　η===0.1

41、4</b></p><p>　　查《機械裝備制造設計》圖得=2.0，與原假設接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm</p><p>　　合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。</p><p>　　根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施</p><p>　　增加主軸的剛度，

42、增大軸徑：前軸徑D=62mm，后軸徑d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。</p><p>　　第四章 主要零部件的選擇</p><p>　　1 選擇電動機,軸承，鍵和操縱機構</p><p><b>　　1 電動機的選擇：</b></p><p>　　轉速n＝710/1420r/min，功率P＝2.5/3.

43、5kW</p><p>　　選用Y系列三相異步雙速電動機</p><p>　　2 軸承的選擇：（軸承代號均采用新軸承代號）</p><p>　　I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C另一安裝端角接觸球軸承代號7008C</p><p>　　II軸：對稱布置角接觸球軸承代號7008C</p><p>　　中

44、間布置角接觸球軸承代號7010C</p><p>　　III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C</p><p>　　另一安裝端角接觸球軸承代號7010C</p><p>　　中間布置角接觸球軸承代號7012C</p><p><b>　　3 單位（mm）</b></p><p>　　I軸安

45、裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：</p><p><b>　　=8 </b></p><p>　　安裝齒輪處選擇花鍵規(guī)格：</p><p><b>　　N d </b></p><p>　　II軸選擇花鍵規(guī)格：</p><p><b>　　N d </b>&l

46、t;/p><p>　　III軸選擇花鍵規(guī)格：</p><p><b>　　N d </b></p><p>　　4 變速操縱機構的選擇：選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。</p><p><b>　　第五章 校核</b></p><p&g

47、t;<b>　　1 Ⅱ軸剛度校核</b></p><p><b>　?。?）П軸撓度校核</b></p><p>　　單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：:</p><p>　　L-----兩支承的跨距；</p><p>　　D-----軸的平均直徑；</p><

48、;p>　　X=/L；-----齒輪工作位置處距較近支承點的距離；</p><p>　　N-----軸傳遞的全功率；</p><p><b>　　校核合成撓度</b></p><p>　　-----輸入扭距齒輪撓度；</p><p>　　-------輸出扭距齒輪撓度</p><p><

49、b>　??；</b></p><p>　　---被演算軸與前后軸連心線夾角；=144°</p><p>　　嚙合角=20°，齒面摩擦角=5.72°。</p><p>　　代入數(shù)據(jù)計算得：=0.026；=0.084；=0.160；</p><p>　　=0.205；=0.088；=0.025。<

50、;/p><p>　　合成撓度=0.238</p><p>　　查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L</p><p><b>　　即=0.268。</b></p><p>　　因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。</p><p>　?。?）П軸扭轉角的校核</p>

51、<p>　　傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算：</p><p>　　將上式計算的結果代入得：</p><p>　　由文獻【6】，查得支承處的=0.001</p><p>　　因〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。</p><p><b>　　2 軸承壽命校核。</b></p><

52、p>　　由П軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFa</p><p><b>　　X=1，Y=0。</b></p><p><b>　　對Ⅱ軸受力分析</b></p><p>　　得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。</p><p>　　由軸承壽命的計算公式

53、：預期的使用壽命[L10h]=15000h</p><p>　　L10h=×≥[L10h]=15000h</p><p><b>　　軸承壽命滿足要求。</b></p><p><b>　　結束語</b></p><p>　　經過兩周的課程設計，在老師的耐心指導和自己的努力分級變速主傳動系

54、統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，這次課程設計使我充分應用了以前所學的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題，進一步鞏固和深化了以前的所學的專業(yè)基礎知識，同時也是對《機械系統(tǒng)設計》學習的一個深入認識和理解的過程。同時也鍛煉了自己獨立完成工作的能力，熟悉了一些設計思想懂得了一些設計中的注意事項.本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，學會應用標準，規(guī)范，和查閱相關資料的本領，掌握了機械設計的基本技能，對以后的工作有很大的幫助。 <

55、;/p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　【1】鍛鐵群.《機械裝備制造設計》.科學出版社，第一版；</p><p>　　【2】孫全穎.《機械精度設計與質量保證》哈爾濱工業(yè)大學出版社</p><p>　　【3】于惠力,向敬忠.《機械設計》.高等教育出版社，第四版；</p><p>

56、;　　【4】于惠力,張春宜.《機械設計課程設計》，科學出版社；</p><p>　　【5】戴署.《金屬切削機床設計》.機械工業(yè)出版社；</p><p>　　【6】陳易新，《金屬切削機床課程設計指導書》；</p><p>　　【7】《金屬切削機床典型結構圖集》主傳動部件</p><p>　　【8】《機床設計手冊》2上冊。</p>