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 校核佃结束语 .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

2、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。- 3 -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

3、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=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

4、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- 8 -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 =Nax = 630/80=7.9N min(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，得出主轴的转速数列为 80 r/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写出结构式，

5、并且有一级速度重复。即：Z=10=31X 23 X 24。(4) 根据传动结构式，画结构图。图2-1结构网根据“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=31 X 23 X 24,可知第二扩大组的变速范围 D二=1.264 =2.52汀圖=8满足“升2降4”要求，其结构网如图 2-1。11111T -卜.(L-:X： r.XxZ=11= 31 X 23 X 24(5) 画转速图。转速图如下图2-2T1TIT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

6、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。Z76乙30乙55乙 35I 3Z66Z30，乙66 乙351Z 75乙44代号齿数表2-2 齿轮齿数传基本组第一扩大组动比1:1.41:1.81:2.31: 11:2.52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中型普通车床，所以由机械系统设计表 3-2中 的公式炉=80%1.26=勺 =137.2r/mi n 取 160 r/mi n(2) .传动轴的计算转速在

7、转速图上，轴U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/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jj=200/min,同理可求得轴1的计算转速为心j=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中Z53在轴川上具有的转分别为200r/min,350r/min,315r/min,400/min,500r/min,630r/minz这六种转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮Z53的计算转速为这六

8、种转速的最小值即 njz53=200r/mi n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/mi nnjz30=250r/mi n2验算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过土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=80r/min 时，其实际转速n=447 X 30/68 X 30/76=78.85r/mi n(80- 78.85)/80=1.4 % 10(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 80100125160200250315 400 500 65

9、0n 79 99.78 125.34 160.65 199.58 251.72 315 400 500 630、误 1.44 0.28 035 0.43 0.25 0.37 0 0 0 0 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d仁75m m,后轴颈的轴径为前轴径，所以 d2=（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）Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm

10、）NT=9550000 一 nj- 12 -N-该轴传递的功率（KW） n -该轴的计算转速：-;：L-该轴每米长度的允许扭转角，：1=0.51。取 | ;: |=0.5N0 = F0=2.5/3.5Kw,验算3.5Kw。N, = R =/0.96 = 3.36KwN2 =F2 =R 汉 0.995汉 0.97=3.24KwN3 = P = B汉 0.995江0.99 = 3.19Kw车由 I :北=9550000x3.36/447=71785(N.mm)d =1.64 4 7；7；5=3i.92mm取 35mm= 9550000x3.24/200= 154710 (N.mm)= 1.6441

11、547100.5=38.68mm取 40mm2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:= 16338(“ +叽汕-驱动电机功率(诙):nf -计算齿轮的计算转速(r/min);护-大齿轮齿数与小齿轮齿数之bl/ L外啮S 取正值；Z】-小齿轮齿数；也-齿宽系数，仇工內他(疗为齿宽，购为模数)，p. =6108；Q -许用接触应力 Wpg查文献177页表4-7.1 = 600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I -轴以最小齿轮齿

12、数30为准J68(1) 3.530=2.77取 m=32 68 28 3065044730以最小齿轮齿数30为准m=16338(1) 3.5302 7622：6502 20030=2.94取m=3(2)齿轮参数的确定计算公式如下：分度圆直径 -齿顶圆直径八-齿根圆直径一-齿宽=6汀取轨;1=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Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿数415735633068分度圆直径12317110518990204齿顶圆直径12917711119596210齿根圆直径115.5163.597.5181.582.51

13、96.5齿宽252525252525按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr,调质处理，硬度 241HB 286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45钢，调质处理，硬度 229HB 286HB，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(MPa) 182 a 120合格由D1及n1查表3.6并用线性插值法求得求带根 数(1).确定额定功率雌确定各修正系数(3 )确 定V带根 数Z求轴上 载荷(1)确定单 根V带初拉 力计算压 轴力(3)带轮 结构.= 1.32Kw由机械设计表由机械设计表由机械设计表3.7 %=0.933.8 血=0.913.9一 =0.15=3.10

14、九=500=219.77N（机械设计表3.1 ）F& - 2zF0 sin=2 6 140sin= 1713.79N166.22?_=1.32Kw =0.93 b%=0.91 =0.15取z=4F。=220NF- =1720N4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160r/min。已选定的前后轴径为：d仁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=955 104 319 = 190403 ( N.mm)设该车床的最大加工直.150径为300mm。床身上

15、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= FC 2 - Fp2 =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分别为丨 +a120 +240Ra=F X -一 =2522.28X 120 240 =3783.42Nl240a120Rb=F X - =2522.28X=1261.14Nl240根据机械系统设计得： Kr=3

16、.39 Fr0.1 La0.8 (iz)0.9 cos1.9a得前支承的刚度：Ka= 1689.69 N/ Jm ； Kb= 785.57 N/ Jm ；= 1689.69 =2.15Kb 785.57主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm,故惯性矩为44二(0.07 - 0.03 )64-84=113.8X 108m411 8=0.14El =2.1x10 x113.80KA a3 = 1689.69 0.13 106查机械系统设计图 得5=2.0，与原假设接近，所以最佳跨距l0=12OXa2.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5） I。，取合理跨距l=360mm。根据结构的

17、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 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中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7

18、015C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（mr）I轴安装带轮处选择普通平键规格：_=87 40安装齿轮处选择花键规格:N: d L J =8 36 42 7II轴选择花键规格:N dXDxR=8 42 48 8III轴选择花键规格:=8 62 72 123.5.4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H轴刚度校核（1）n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:Ya Yb =171.39L3N 0.75x -x3D4m Z nL-两支承的跨距；

19、D-轴的平均直径；X= ai/L ； ai-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 斗二 Ya 2 Yb2 - 2YaYb COS ： : Y1Ya -输入扭距齿轮挠度；Yb 输出扭距齿轮挠度二:_2径亠:）；-被演算轴与前后轴连心线夹角；=144啮合角=20 ，齿面摩擦角?=5.720代入数据计算得：ya2 =0.026； ya3 =0.084； ya1 =0.160；yb5 =0.205； yb4 =0.088； yb6 =0.025。合成挠度 Yh = . ya1 - yb5 - 2yab5 cos ： =0.238 查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度yl=5/10000*L 即 y =0.2680因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。（2） n轴扭转角的校核传动轴在支承点A，B处的倾角，弘可按下式近似计算:* - -B = y r a d - I- l将上式计算的结果代入得：B 二 0.0 0 0 5r2i d由文献【6】，查得支承处的b】=0.001因 V B 0.00052 0.001,故轴的转角也满足要求。二轴承寿命校核。由n轴最小轴径可