分级变速主传动系统设计

-Cad图纸整套，需要的加QQ1162401387(承接各类机械课程设计，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：指导教师：系 主 任：Cad图纸整套，需要的加QQ1162401387Cad图纸整套，需要的加QQ1162401387不要删除行尾的分节符，此行不会被打印. z.-目录第1章绪 论11.1 课程设计的目的11.2 课程设计的内容11.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求1第2章 运动设计12.1 运动参数及转速图确实定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 计算转速的计算13.3 齿轮模数计算及验算13.4 传动轴最小轴径的初定13.5 主轴合理跨距的计算1第4章 主要部件的校核14.1 主轴强度、刚度校核14.2 轴的刚度校核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的分节符，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，不要忘记把上面Abstract这一行后加一空行. z.-第1章 绪论1.1 课程设计的目的机械系统设计课程设计是在学完本课程后，进展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根底课、技术根底课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，到达稳固、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*些典型机构，进展选择和改进；结合构造设计，进展设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，到达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，到达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根本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进展机械系统设计创造一定的条件。1.2 课程设计的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件编制三局部组成。 理论分析与设计计算：1机械系统的方案设计。设计方案的分析，最正确功能原理方案确实定。2根据总体设计参数，进展传动系统运动设计和计算。3根据设计方案和零部件选择情况，进展有关动力计算和校核。 图样技术设计：1选择系统中的主要机件。2工程技术图样的设计与绘制。编制技术文件：1对于课程设计内容进展自我经济技术评价。2编制设计计算说明书。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求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=71r/min；Nma*=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/min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2章 运动设计2.1 运动参数及转速图确实定1转速范围。Rn=12.672转速数列。查1表 2.12，首先找到71r/min、然后每隔3个数取一个值，得出主轴的转速数列为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。根据前多后少 , 先降后升 , 前密后疏,构造紧凑的原则,选取传动方案 Z=12=233126。5 画转速图。转速图如以下图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齿轮齿数确实定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin17,齿数和Sz100120，由【1】表4.1，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 齿轮齿数传动比根本组第二扩大组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造成的主轴转速误差，一般不应超过10(-1),即 10(-1)对Nma*=710r/min，Nma*=1420*100/160*31/39*45/45=705.44r/min 则有=0.64 1204 求带根数带速=Dn/(601000)=3.141001420/(601000)= 7.43m/s传动比ii=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+PKK=5.01.2/(1.32+0.15)0.950.93=3.48取Z=4根3.2 计算转速的计算1 主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=140r/min。 2 确定各传动轴的计算转速。轴共有3级转速：180 r/min、250 r/min、355 r/min。假设经传动副Z/ Z传动主轴，则只有355r/min传递全功率；假设经传动副Z/ Z传动主轴，全部传递全功率，其中180r/min是传递全功率的最低转速， 故其计算转速nj=180 r/min； 轴有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速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 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上并具有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。依次可以得出其余齿轮的计算转速，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。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进展计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。表3-3 模数组 号根本组第二扩大组模数 mm3.542根本组齿轮计算。根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按根本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度301HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，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.=500r/min; m-初算的齿轮模数mm, m=3.5mm; B-齿宽mm;B=30mm; 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.;-齿轮的最低转速r/min,=500r/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-功率利用系数，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；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa=78 Mpa3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，调质处理，硬度301HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取300HB。同理根据根本组的计算，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 传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64mm 或 d=91mm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，=。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 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=Kw，根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=0.70.9d1，取d2=60mm。根据设计方案，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60%，即180mm，故半径为0.09m； 切削力沿y轴 Fc=3789.7N 背向力沿*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。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=4237=6355.5NRB=F=4237=3018.5N根据 文献【1】式3.7得：Kr=3.39得前、后支承的刚度：KA= 1689.69 N/； KB= 785.57 N/；求最正确跨距：=2.15主轴的当量外径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，所以最正确跨距=1201.7=204mm合理跨距为0.751.5，取合理跨距l=250mm。 根据构造的需要，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=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的角接触球轴承。第4章 主要部件的校核4.1 主轴强度、刚度校核4.1.1轴的强度校核1轴的受力分析1求轴传递的转矩T=9.55=9.55=238.75Nmm2)求轴上的作用力齿轮上的圆周力=2652Nmm齿轮上的径向力=tan=2652tan20=965Nmm3)确定轴的跨距=255，=130，=802轴的受力分析1作轴的空间受力简图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，故轴的强度足够。4.2 轴的刚度校核单一载荷下，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；*=/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：=0.030；=0.078；=0.128；=0.203；=0.098；=0.044。 合成挠度 =0.230 查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度=5/10000L即=0.2325。 因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。2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】，查得支承处的=0.001因0.001，故轴的转角也满足要求。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】，查得支承处的=0.001因0.001，故轴的转角也满足要求。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=*Fr+YFa*=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承的径向力Fr=5623.6N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000hL10h=55808hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。第5章 总 结机械系统设计课程设计即将完毕了，时间虽然短暂，但对我们来说是受益匪浅，收获颇丰的。通过这设计使我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，进展实实在在的设计。这使得我们不但稳固了理论知识，而且掌握了设计的步骤和要领，使我们更好的利用图书馆的图书资料和网络信息资源，更熟练的使用我们手中的各种设计手册以及AutoCAD等绘图软件，为我们的毕业设计打下了良好的根底。课程设计使我们认识到了只是努力的学好书本上的知识是不够的，还应该更好的做到理论联系实践，理论运用到实际。这无论对我们大学学习，还是日后工作都是很有帮助的。在此，学生也非常感谢教师给我们的辛勤指导，使我们学到了好多，也非常珍惜学院给我们的这次设计的时机，它将是我们毕业设计完成的更出色的关键一步。最后，衷心的感谢段铁群教师以及其他几位帮助过我的教师，感谢你们的精心指导和悉心帮助，使我顺利的完成此次设计。谢谢！第6章 参 考 文 献1侯珍秀主编.机械系统设计.*工业大学.20002 戴曙主编金属切削机床机械工业，19943机床设计手册编写组.机床设计手册.机械工业.19864 戴曙主编金属切削机床设计，第2版机械工业，19955 于惠力主编.机械设计.科学.20066 于惠力主编.机械设计课程设计.科学.2006. z.