《机械系统设计》课程设计-分级变速主传动系统设计（题号24）【全套图纸】.doc

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。 全套图纸，加153893706 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：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=75r/min；Nmax=750r/min；Z=11级；公比为1.26；电动机功率P=3.5/5KW；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。3. 进给传动系统采用单独电动机驱动。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= 750/75=10（2） 转速数列。查机械系统设计表 2-9标准数列表，首先找到75r/min、然后每隔3个数取一个值，得出主轴的转速数列为75 r/min、95 r/min、118r/min、150 r/min、190 r/min、236 r/min，300 r/min，375 r/min，475r/min，600r/min，750r/min共11级。（3） 定传动组数，选出结构式。对于Z=11可按z=12写出结构式，并且有一级速度重复。即：Z=11=312325。（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=312325,可知第二扩大组的变速范围 满足“升2降4”要求，其结构网如图2-1。 图2-1结构网 Z=11=312325（5） 画转速图。转速图如下图2-2。图2-2 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2-3： 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100120之间，和据设计要求Zmin17,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。 表2-2 齿轮齿数传动比基本组第一扩大组1:1.61:21:2.51.6：11:2代号ZZZZZZZZZZ齿数46 74 40 80 34 8674 46 4080 2 主轴.传动件计算 2.1 计算转速 （1）.主轴的计算转速 本设计所选的是中型普通车床，所以由机械系统设计表3-2中的公式 75 138.9r/min 取150 r/min (2). 传动轴的计算转速 在转速图上，轴在最低转速150r/min时经过传动组b的74:46传动副，得到主轴转速为236r/min。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nIIj=150/min,同理可求得轴1的计算转速为nIj=375r/min（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中Z46在轴上具有的转分别为236r/min,300r/min,375r/min,475/min,600r/min,750r/minz这六种转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮Z46的计算转速为这六种转速的最小值即=236r/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 , =375r/min =300r/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(-1),即 |实际转速n-标准转速n| - 10(-1) 标准转速n 对于标准转速n=75r/min时，其实际转速n=37534/8640/80=74.13r/min 1.1610(1.26-1)=2.6% 因此满足要求。同理可得各级转速误差如表各级转速误差n 75 95118150190236300475600950n74.1394.75118.42150.72189.47236.84300475600950误差1.160.30.40.50.30.40000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。由表4-9初选取前轴径 ，后轴颈的轴径为前轴径，所以。 （2）传动轴直径初定 传动轴直径按文献5公式（6）进行概算 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，=。 取=3.5/5Kw,验算3.5Kw。 轴：TI =955=85568(N.mm) =1.64 =33.29mm 取36mm 轴：TII 955206280（N.mm） dII =1.64 =41.48mm 取42mm 轴： TIII 955203096（N.mm） dIII =1.64 =41.32mm 取42mm 2 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-轴：以最小齿轮齿数34为准 m=16338 =2.72 取m=3 轴-轴：以最小齿轮齿数40为准 m=16338=2.89 取m=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 （2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2Z3Z3齿数467434864080分度圆直径138222102258120240齿顶圆直径1441228108264126246齿根圆直径130.5214.594.5250.5112.5232.5 齿宽252525252525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=3.5kW; -计算转速（r/min）. =150（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）; B-齿宽（mm）;B=25（mm）; z-小齿轮齿数；z=40; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2; -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）, =150（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，取=0.60 -功率利用系数，取=0.78 -材料强化系数， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，取=1 -齿向载荷分布系数，=1 Y-齿形系数，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查表，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查表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）扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z4Z4Z5Z5齿数74464080分度圆直径222138120240齿顶圆直径1228144126246齿根圆直径214.5130.5112.5232.5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，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 3 带传动设计定V带型号和带轮直径(1).工作情况系数.(2).计算功率.(3).选带型号.(4).小带轮直径.(5).大带轮直径.(6)验算带速计算带长 (1).初取中心距.(2).计算带.基准长度.(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P0(2)确定各修正系数（3）确定V带根数Z求轴上载荷(1)确定单根V带初拉力(2)计算压轴力（3）带轮结构.由机械设计表3.5查的PcKAP1.13.53.85Kw根据参考图3.16及表3.3选带型及小带轮直径D2（1）D1n1n2（10.01）2100198mm 按表3.3取标准值 =3.72m/s=1277.5按表3.2取标准值=413.74mm180。- =180。-（100/415）57.3=由D1及n1查表3.6并用线性插值法求得P0=0.7Kw由机械设计表 3.7 k=0.96由机械设计表 3.8 kL=0.9由机械设计表 3.9P0=0.09 =5.38 =139.74N（机械设计表 3.1 ）=1660N略.KA1.1Pc3.85KwA型取100mm取D2200mm满足要求400mm=1250mma=415mm168.6。120。合格P0=0.7Kwk=0.96kL=0.9P0=0.09取z=6=140NFQ=1660N4 主轴合理跨距的计算 设机床最大加工回转直径为400mm,电动机功率P=3.5kw，,主轴计算转速为150r/min。已选定的前后轴径为 ：， 定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩TIII 955203096（N.mm）设该车床的最大加工直径为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；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=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，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=2522.28=3783.42NRB=F=2522.28=1261.14N根据机械系统设计得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查机械系统设计图 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 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=62mm，后轴径d=55mm。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,轴承，键和操纵机构 3.5.1电动机的选择： 转速n710/1420r/min，功率P3.5/5kW 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7008C II轴：对称布置角接触球轴承代号7008C 中间布置角接触球轴承代号7010C III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7012C 3.5.3 单位（mm） I轴安装带轮处选择普通平键规格： bhL=8 安装齿轮处选择花键规格： N dDB II轴选择花键规格：N dDB III轴选择花键规格：N dDB 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。第五章 校核一 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：: 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：=0.026；=0.084；=0.160； =0.205；=0.088；=0.025。 合成挠度 =0.238 查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度=5/10000*L即=0.268。 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，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】，