分级变速主传动专业系统设计.doc

Cad图纸整套，需要加QQ(承办各类机械课程设计，毕业设计)课 程 设 计题 目： 分级变速主传动系统设计 学 院： 姓 名： 指引教师： 系 主 任： Cad图纸整套，需要加QQCad图纸整套，需要加QQ不要删除行尾分节符，此行不会被打印目 录第1章 绪 论11.1 课程设计目11.2 课程设计内容11.3 课程设计题目、重要技术参数和技术规定1第2章 运动设计12.1 运动参数及转速图拟定12.2 核算主轴转速误差1第3章 动力计算13.1 带传动设计13.2 计算转速计算13.3 齿轮模数计算及验算13.4 传动轴最小轴径初定13.5 主轴合理跨距计算1第4章 重要部件校核14.1 主轴强度、刚度校核14.2 轴刚度校核14.3 轴承寿命校核1第5章 总 结1第6章 参 考 文 献1千万不要删除行尾分节符，此行不会被打印。在目录上点右键“更新域”，然后“更新整个目录”。打印前，不要忘掉把上面“Abstract”这一行后加一空行第1章 绪 论1.1 课程设计目机械系统设计课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计综合性练习。通过课程设计，使学生可以运用所学过基本课、技术基本课和专业课关于理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识目。通过课程设计，分析比较机械系统中某些典型机构，进行选取和改进；结合构造设计，进行设计计算并编写技术文献；完毕系统主传动设计，达到学习设计环节和办法目。通过设计，掌握查阅有关工程设计手册、设计原则和资料办法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力目。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能训练，提高分析和解决工程技术问题能力，并为进行机械系统设计创造一定条件。1.2 课程设计内容机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文献编制三某些构成。1.2.1 理论分析与设计计算：（1）机械系统方案设计。设计方案分析，最佳功能原理方案拟定。（2）依照总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）依照设计方案和零部件选取状况，进行关于动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计：（1）选取系统中重要机件。（2）工程技术图样设计与绘制。1.2.3编制技术文献：（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算阐明书。1.3 课程设计题目、重要技术参数和技术规定1.3.1课程设计题目和重要技术参数题目：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=71r/min；Nmax=900r/min；Z=12级；公比为1.26；电动机功率P=3.5/5KW；电机转速n=710/1420r/min1.3.2技术规定：（1）运用电动机完毕换向和制动。（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2章 运动设计2.1 运动参数及转速图拟定（1）转速范畴。Rn=12.67（2）转速数列。查1表 2.12，一方面找到71r/min、然后每隔3个数取一种值，得出主轴转速数列为71 r/min、90 r/min、112 r/min、140 r/min、180 r/min、230 r/min，280 r/min，355 r/min，450 r/min、560 r/min、710r/min、900 r/min共12级。（3）定传动组数。对于Z=12可分解为：12=232。 （4）写传动构造式。依照“前多后少” ，“先降后升” ，前密后疏,构造紧凑原则,选用传动方案 Z=12=233126。（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。依照系统转速图及已知技术参数，画主传动系统图如图2-3： 图2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数拟定。变速组内取模数相等，据设计规定Zmin17,齿数和Sz100120，由【1】表4.1，依照各变速组公比，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二扩大组11:1.261:1.581:11:4代号ZZZZZ Z Z Z ZZ齿数35 35 31 39 27 4345 45 1872 2.2 核算主轴转速误差实际传动比所导致主轴转速误差，普通不应超过10(-1),即 10(-1)对Nmax=710r/min，Nmax=1420*100/160*31/39*45/45=705.44r/min 则有=0.64 120（4） 求带根数带速 =Dn/(601000)=3.141001420/(601000)= 7.43m/s传动比i i=n/n=1420/900=1.58带根数 由【2】中表3.6，并用插值法得P=1.30KW； 由【2】中表3.7，并用插值法得P=0.17KW； 由【2】中表3.8，得包角系数K=0.95； 由【2】中表3.9，得长度系数K=0.93；Z=P/（P+P）KK=（5.01.2）/(1.32+0.15)0.950.93=3.48取Z=4根3.2 计算转速计算（1） 主轴计算转速nj，由公式n=n 得，主轴计算转速nj=140r/min。 （2） 拟定各传动轴计算转速。轴共有3级转速：180 r/min、250 r/min、355 r/min。若经传动副Z/ Z传动主轴，则只有355r/min传递全功率；若经传动副Z/ Z传动主轴，所有传递全功率，其中180r/min是传递全功率最低转速， 故其计算转速nj=180 r/min； 轴有1级转速，且都传递全功率，因此其计算转速nj=500 r/min。各计算转速入表3-1。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min450280140 （3） 拟定齿轮副计算转速。齿轮Z装在主轴上并具备45-90r/min共3级转速，其中只有90r/min传递全功率，故Zj=90 r/min。 齿轮Z装在轴上，有180-355 r/min共3级转速，但经齿轮副Z/ Z传动主轴，则只有355r/min传递全功率，故Zj=355r/min。依次可以得出别的齿轮计算转速，如表3-2。 表3-2 齿轮副计算转速 序号ZZZZZn5005005001803553.3 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。普通同一变速组内齿轮取同一模数，选用负荷最重小齿轮，按简化接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组模数，如表3-3所示。表3-3 模数组 号基本组第二扩大组模数 mm3.54（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353531392743分度圆直径122.50122.50108.50136.5094.50150.50齿顶圆直径129.50129.50115.50143.50101.50157.50齿根圆直径113.75113.7599.75127.7585.75141.75齿 宽303030303030按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质解决，硬度301HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质解决，硬度229HB286HB，平均取300HB。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-传递额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=3.5kW; -计算转速（r/min）. =500（r/min）; m-初算齿轮模数（mm），m=3.5（mm）; B-齿宽（mm）;B=30（mm）; z-小齿轮齿数；z=19; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.79; -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮最低转速（r/min），=500（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，查【5】2上，取=0.60 -功率运用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；依照上述公式，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45451872分度圆直径180.00180.0072.00288.00齿顶圆直径188.00188.0080.00296.00齿根圆直径170.00170.0062.00278.00齿宽30303030按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质解决，硬度301HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质解决，硬度229HB286HB，平均取300HB。 同理依照基本组计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=574.35 Mpa=650Mpa； =118.77Mpa=275Mpa。3.4 传动轴最小轴径初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递功率（KW） -该轴计算转速 -该轴每米长度容许扭转角，=。各轴最小轴径如表3-3。 表3-3 最小轴径轴 号轴 轴最小轴径mm 35403.5 主轴合理跨距计算由于电动机功率P=Kw，依照【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选用d1=80mm。后轴径d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。依照设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=9550=341.07Nm设该车床最大加工直径为300mm。床身上最惯用最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径60%，即180mm，故半径为0.09m； 切削力（沿y轴） Fc=3789.7N 背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1894.8N 总作用力 F=4237.0N此力作用于工件上，主轴端受力为F=4237.0N。先假设/a=2，=2a=300mm。先后支承反力RA和RB分别为RA=F=4237=6355.5NRB=F=4237=3018.5N依照 文献【1】式3.7得：Kr=3.39得前、后支承刚度：KA= 1689.69 N/； KB= 785.57 N/；求最佳跨距：= =2.15主轴当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 = =0.084查【1】图3-38 得 =1.7，与原假设接近，因此最佳跨距=1201.7=204mm合理跨距为（0.751.5），取合理跨距l=250mm。 依照构造需要，主轴实际跨距不不大于合理跨距，因而需要采用办法增长主轴刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装角接触球轴承。第4章 重要部件校核4.1 主轴强度、刚度校核4.1.1轴强度校核（1）轴受力分析1）求轴传递转矩T=9.55=9.55=238.75Nmm2)求轴上作用力齿轮上圆周力= = =2652Nmm齿轮上径向力=tan= 2652tan20=965Nmm3)拟定轴跨距=255，=130，=80（2）轴受力分析1）作轴空间受力简图2）作水平受力简图和弯矩图=292N =5549N=74460N =-303120N 3）作垂直受力简图和弯矩图=466N =913N=118830N 4）作合成弯矩图=140231Nmm=303120Nmm5）作转矩图=341.07Nmm=341070 Nmm6）作当量弯矩图=368773Nmm由机械设计教材表7.5查得，对于45钢，=600Mpa，=55Mpa,由公式=30.0Mpa，故轴强度足够。4.2 轴刚度校核单一载荷下，轴中心处挠度采用文献【5】中公式计算：: L-两支承跨距；D-轴平均直径；X=/L；-齿轮工作位置处距较近支承点距离； N-轴传递全功率； 校核合成挠度 -输入扭距齿轮挠度； -输出扭距齿轮挠度 ； -被演算轴与先后轴连心线夹角；=144 啮合角=20，齿面摩擦角=5.72。代入数据计算得：=0.030；=0.078；=0.128； =0.203；=0.098；=0.044。 合成挠度 =0.230 查文献【6】，带齿轮轴许用挠度=5/10000 L即=0.2325。 因合成挠度不大于许用挠度，故轴挠度满足规定。（2）扭转角校核传动轴在支承点A，B处倾角可按下式近似计算： 将上式计算成果代入得： 由文献【6】，查得支承处=0.001因0.001，故轴转角也满足规定。传动轴在支承点A，B处倾角可按下式近似计算： 将上式计算成果代入得： 由文献【6】，查得支承处=0.001因0.001，故轴转角也满足规定。4.3 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为6016深沟球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承径向力Fr=5623.6N。 由轴承寿命计算公式：预期使用寿命 L10h=15000h L10h=55808hL10h=15000h 轴承寿命满足规定。第5章 总 结机械系统设计课程设计即将结束了，时间虽然短暂，但对咱们来说是受益匪浅，收获颇丰。通过这设计使咱们不再只是胸中空有理论，不再是纸上谈兵，而是将理论和实践相结合，进行实实在在设计。这使得咱们不但巩固了理论知识，并且掌握了设计环节和要领，使咱们更好运用图书馆图书资料和网络信息资源，更纯熟使用咱们手中各种设计手册以及AutoCAD等绘图软件，为咱们毕业设计打下了良好基本。课程设计使咱们结识到了只是努力学好课本上知识是不够，还应当更好做到理论联系实践，理论运用到实际。这无论对咱们大学学习，还是日后工作都是很有协助。在此，学生也非常感谢教师给咱们辛勤指引，使咱们学到了好多，也非常爱惜学院给咱们这次设计机会，它将是咱们毕业设计完毕更出众核心一步。最后，衷心感谢段铁群教师以及其她几位协助过我教师，感谢你们精心指引和悉心协助，使我顺利完毕本次设计。谢谢！ 第6章 参 考 文 献1 侯珍秀主编.机械系统设计.哈尔滨工业大学出版社.2 戴曙主编金属切削机床机械工业出版社，19943 机床设计手册编写组.机床设计手册.机械工业出版 社.19864 戴曙主编金属切削机床设计，第2版机械工业出版 社，19955 于惠力主编.机械设计.科学出版社.6 于惠力主编.机械设计课程设计.科学出版社.