12級分級變速主傳動系統(tǒng)的設計【N=71~900;Z=12級;公比為1.26;P=3.55KW;電機轉(zhuǎn)速n=710~1420含3張CAD圖】
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充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙目 錄第 1 章 緒 論 ..................................................................................................11.1 課程設計的目的 .......................................................................................11.2 課程設計的內(nèi)容 .......................................................................................11.3 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 ...........................................2第 2 章 運動設計 ................................................................................................32.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 .......................................................................32.2 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 ...................................................................................4第 3 章 動力計算 ................................................................................................63.1 帶傳動設計 ...............................................................................................63.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 .......................................................................................73.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 ...............................................................................73.4 傳動軸最小軸徑的初定 .........................................................................103.5 主軸合理跨距的計算 .............................................................................11第 4 章 主要部件的校核 ..................................................................................134.1 主軸強度、剛度校核 .............................................................................134.2 軸的剛度校核 .........................................................................................154.3 軸承壽命校核 .........................................................................................16第 5 章 總 結(jié) ................................................................................................17第 6 章 參 考 文 獻 ........................................................................................18 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙1第 1 章 緒 論1.1 課程設計的目的《機械系統(tǒng)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(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識,及生產(chǎn)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(gòu),進行選擇和改進;結(jié)合結(jié)構(gòu)設計,進行設計計算并編寫技術(shù)文件;完成系統(tǒng)主傳動設計,達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計,掌握查閱相關(guān)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(shù)問題的能力,并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內(nèi)容《機械系統(tǒng)設計》課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、圖樣技術(shù)設計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算:(1)機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析,最佳功能原理方案的確定。(2)根據(jù)總體設計參數(shù),進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。(3)根據(jù)設計方案和零部件選擇情況,進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設計:(1)選擇系統(tǒng)中的主要機件。(2)工程技術(shù)圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件:(1)對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙2(2)編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求1.3.1 課程設計題目和主要技術(shù)參數(shù)題目:分級變速主傳動系統(tǒng)設計技術(shù)參數(shù):Nmin=71r/min;Nmax=900r/min;Z=12 級;公比為 1.26;電動機功率 P=3.5/5KW;電機轉(zhuǎn)速 n=710/1420r/min1.3.2 技術(shù)要求:(1)利用電動機完成換向和制動。(2)各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構(gòu)。(3)進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙3第 2 章 運動設計2.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定(1)轉(zhuǎn)速范圍。Rn= = =12.67minaxN7190(2)轉(zhuǎn)速數(shù)列。查[1]表 2.12,首先找到 71r/min、然后每隔 3 個數(shù)取一個值,得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為 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 級。(3)定傳動組數(shù)。對于 Z=12 可分解為:12=2 ×3×2。(4)寫傳動結(jié)構(gòu)式。根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=12=2 3×31×26。(5) 畫轉(zhuǎn)速圖。轉(zhuǎn)速圖如下圖 2-2。圖 2-2 系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙4(6)畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù),畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3:圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖(7)齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等,據(jù)設計要求Zmin≥17,齒數(shù)和 Sz≤100~120,由【1】表 4.1,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 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第二擴大組傳動比1 1:1.26 1:1.58 1:1 1:4代號 Z Z'1Z ZZZ Z Z Z5Z '齒數(shù) 35 35 31 39 27 43 45 45 18 72 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙52.2 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差,一般不應超過±10( -?1)% ,即〈 10( -1)%'n-實 際 轉(zhuǎn) 速 標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速對Nmax=710r/min,Nmax`=1420*100/160*31/39*45/45=705.44r/min 則有 =0.64% 1201??12???(4) 求帶根數(shù)帶速 = D n /(60×1000)???1=3.14×100×1420/(60×1000)= 7.43m/s傳動比 i i=n /n =1420/900=1.5812帶根數(shù) 由【2】中表 3.6,并用插值法得 P =1.30KW;0由【2】中表 3.7,并用插值法得△P =0.17KW;0由【2】中表 3.8,得包角系數(shù) K =0.95;?由【2】中表 3.9,得長度系數(shù) K =0.93;LZ=P /[(P +△P )×K ×K ]d0=(5.0×1.2)/(1.32+0.15)×0.95×0.93=3.48 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙7取 Z=4 根3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算(1) 主軸的計算轉(zhuǎn)速 nj,由公式 n =n 得,主軸jmin(/31)z??的計算轉(zhuǎn)速 nj=140r/min。(2) 確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。Ⅱ軸共有 3 級轉(zhuǎn)速:180 r/min、250 r/min、355 r/min。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸,則6'只有 355r/min 傳遞全功率;若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸,全部5'傳遞全功率,其中 180r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速, 故其計算轉(zhuǎn)速 nⅡ j=180 r/min;Ⅰ 軸有 1 級轉(zhuǎn)速,且都傳遞全功率,所以其計算轉(zhuǎn)速 nⅠ j=500 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速(3) 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有'645-90r/min 共 3 級轉(zhuǎn)速,其中只有 90r/min 傳遞全功率,故Z j=90 r/min。'6齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上,有 180-355 r/min 共 3 級轉(zhuǎn)速,但經(jīng)齒輪6副 Z / Z 傳動主軸,則只有 355r/min 傳遞全功率,故'6Z j=355r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速,如表 3-2。6表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z2Z3Z4Z5n j500 500 500 180 3553.3 齒輪模數(shù)計算及驗算(1)模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù),選軸 號Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 450 280 140 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙8取負荷最重的小齒輪,按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算,即 mj=16338 可得各組的模數(shù),如表 3-3 所示。321()[]mjuPzn???表 3-3 模數(shù)(2)基本組齒輪計算?;窘M齒輪幾何尺寸見下表齒 輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3`齒 數(shù) 35 35 31 39 27 43分度圓直徑 122.50 122.50 108.50 136.50 94.50 150.50齒頂圓直徑 129.50 129.50 115.50 143.50 101.50 157.50齒根圓直徑 113.75 113.75 99.75 127.75 85.75 141.75齒 寬 30 30 30 30 30 30按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度301HB~286HB,平均取 260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB~286HB,平均取 300HB。計算如下:① 齒面接觸疲勞強度計算:接觸應力驗算公式為12()()jEHjuKTZMPabd??????????彎曲應力驗算公式為:??12()FaSwwTYm?式中 N----傳遞的額定功率(kW) ,這里取 N 為電動機功率,N=3.5kW;----計算轉(zhuǎn)速(r/min ). =500(r/min);jnjnm-----初算的齒輪模數(shù)(mm), m=3.5(mm);B----齒寬(mm);B=30(mm);z----小齒輪齒數(shù);z=19;組 號 基本組 第二擴大組模數(shù) mm 3.5 4 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙9u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79;-----壽命系數(shù);sK=sTKnNq----工作期限系數(shù);TmTC016?T------齒輪工作期限,這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min), =500(r/min)1n 1n----基準循環(huán)次數(shù),接觸載荷取 = ,彎曲載荷取0C0C7=062?m----疲勞曲線指數(shù),接觸載荷取 m=3;彎曲載荷取m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù),查【5】2 上,取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù),查【5】2 上,取 =0.78N N-----材料強化系數(shù),查 【5】2 上, =0.60q q-----工作狀況系數(shù),取 =1.13 3-----動載荷系數(shù),查 【5】2 上,取 =12 2------齒向載荷分布系數(shù),查【5】2 上, =1 1K 1KY------齒形系數(shù),查 【5】2 上,Y=0.386 ;----許用接觸應力(MPa),查【4】 ,表 4-7,取??j?=650 Mpa;j---許用彎曲應力( MPa) ,查【4】 ,表 4-7,取w=275 Mpa;??根據(jù)上述公式,可求得及查取值可求得:= =635 Mpa j?12()()EHuKTZMPabd?????j?=78 Mpaw???w?(3)擴大組齒輪計算。 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙10擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5`齒數(shù) 45 45 18 72分度圓直徑 180.00 180.00 72.00 288.00齒頂圓直徑 188.00 188.00 80.00 296.00齒根圓直徑 170.00 170.00 62.00 278.00齒寬 30 30 30 30按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度 301HB~286HB,平均取 260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB~286HB,平均取 300HB。同理根據(jù)基本組的計算,查文獻【6】 ,可得 =0.62, nK=0.77, =0.60, =1.1,NKq3K=1, =1,m=3.5 , =355;21jn可求得:=574.35 Mpa =650Mpa;j????j?=118.77Mpa =275Mpa。ww3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6,傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算:d=1.64 (mm)??4?Tn或 d=91 (mm)jN式中 d---傳動軸直徑(mm )Tn---該軸傳遞的額定扭矩(N*mm ) T=9550000;JnN?N----該軸傳遞的功率(KW )----該軸的計算轉(zhuǎn)速j 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙11---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角, == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=5Kw ,根據(jù)【1】表 3.20,前軸徑應為60~90mm。初步選取 d1=80mm。后軸徑的 d2=(0.7~0.9)d 1,取 d2=60mm。根據(jù)設計方案,前軸承為 NN3016K 型,后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm,主軸孔徑為 30mm。軸承剛度,主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550× =9550× =341.07N·mnP5140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(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 60%,即180mm,故半徑為 0.09m;切削力(沿 y 軸) Fc= =3789.7N341.079背向力(沿 x 軸) Fp=0.5 Fc=1894.8N總作用力 F= =4237.0N2pC?此力作用于工件上,主軸端受力為 F=4237.0N。先假設 /a=2, =2a=300mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別ll為RA=F× =4237× =6355.5Nla?2401?RB=F× =4237× =3018.5N根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得:Kr=3.39 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos得前、后支承的剛度:KA= 1689.69 N/ ; m?KB= 785.57 N/ ;m?軸 號 Ⅰ軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 40 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙12求最佳跨距: = =2.15BAK1653.478主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)0..(???η= = =0.0843aKEA18362..052??查【1】圖 3-38 得 =1.7,與原假設接近,所以最佳跨距l(xiāng)0=120×1.7=204mm0l合理跨距為(0.75~1.5) ,取合理跨距 l=250mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要,主軸的實際跨距大于合理跨距,因此需要采取措施增加主軸的剛度,增大軸徑:前軸徑 D=100mm,后軸徑d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承,后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙13第 4 章 主要部件的校核4.1 主軸強度、剛度校核4.1.1 軸的強度校核(1)軸的受力分析1)求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=9.55× =9.55× × =238.75× N·mm610nP6103.543102)求軸上的作用力齒輪上的圓周力= = =2652N·mmtF2dT34.7180?齒輪上的徑向力= tan = 2652·tan20°=965N·mmrt?3)確定軸的跨距=255, =130, =801?23?(2)軸的受力分析1)作軸的空間受力簡圖 AHDVCB2)作水平受力簡圖和彎矩圖=292N =5549NAHFBHF=74460N =-303120N 1M2 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙143)作垂直受力簡圖和彎矩圖=466N =913NAVFBVF=118830N 3M4)作合成彎矩圖= =140231N·mmIM2213?= =303120N·mmI `5)作轉(zhuǎn)矩圖=341.07× N·mm=341070 N·mmT3106)作當量彎矩圖= =368773N·mme 22(.6)IT?由《機械設計》教材表 7.5 查得,對于 45 鋼, =600Mpa, b? 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙15=55Mpa,由公式1w??????= = =30.0Mpa< ,故軸的強度足eB30.deM3687.1(0)?1w??????夠。4.2 軸的剛度校核單一載荷下,軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算::??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----兩支承的跨距;D-----軸的平均直徑;X= /L; -----齒輪工作位置處距較近支承點的距離; iaiN-----軸傳遞的全功率;校核合成撓度??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度;-------輸出扭距齒輪撓度b;)(????---被演算軸與前后軸連心線夾角; =144°?嚙合角 =20°,齒面摩擦角 =5.72°。?代入數(shù)據(jù)計算得: =0.030; =0.078; =0.128;2ay3ay1ay=0.203; =0.098; =0.044。5b4b6b合成撓度 =0.230?cos511aahY???查文獻【6】 ,帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000 L??y?即 =0.2325。??y因合成撓度小于許用撓度,故軸的撓度滿足要求。(2)扭轉(zhuǎn)角的校核傳動軸在支承點 A,B 處的傾角 可按下式近似計算:BA?,????????radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得: 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙16??0.32ABrad???由文獻【6】 ,查得支承處的 =0.001???因 〈0.001,故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.傳動軸在支承點 A,B 處的傾角 可按下式近似計算:BA,????????radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得:0.2B由文獻【6】 ,查得支承處的 =0.001???因 〈0.001,故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.3A???4.3 軸承壽命校核由 П 軸最小軸徑可取軸承為 6016 深溝球軸承,ε=3; P=XFr+YFaX=1,Y=0。對Ⅱ軸受力分析得:前支承的徑向力 Fr=5623.6N。由軸承壽命的計算公式:預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × =55808h≥[L 10h]=15000hn1670?)PC(1806734.510()26?軸承壽命滿足要求。 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙17第 5 章 總 結(jié)機械系統(tǒng)設計課程設計即將結(jié)束了,時間雖然短暫,但對我們來說是受益匪淺,收獲頗豐的。通過這設計使我們不再只是胸中空有理論,不再是紙上談兵,而是將理論和實踐相結(jié)合,進行實實在在的設計。這使得我們不但鞏固了理論知識,而且掌握了設計的步驟和要領(lǐng),使我們更好的利用圖書館的圖書資料和網(wǎng)絡信息資源,更熟練的使用我們手中的各種設計手冊以及 AutoCAD 等繪圖軟件,為我們的畢業(yè)設計打下了良好的基礎(chǔ)。課程設計使我們認識到了只是努力的學好書本上的知識是不夠的,還應該更好的做到理論聯(lián)系實踐,理論運用到實際。這無論對我們大學學習,還是日后工作都是很有幫助的。在此,學生也非常感謝老師給我們的辛勤指導,使我們學到了好多,也非常珍惜學院給我們的這次設計的機會,它將是我們畢業(yè)設計完成的更出色的關(guān)鍵一步。最后,衷心的感謝段鐵群老師以及其他幾位幫助過我的老師,感謝你們的精心指導和悉心幫助,使我順利的完成此次設計。謝謝! 充值購買-下載設計文檔后,加 Q--1459919609 免費領(lǐng)取圖紙18第 6 章 參 考 文 獻1 侯珍秀主編.機械系統(tǒng)設計.哈爾濱工業(yè)大學出版社.20002 戴曙主編.金屬切削機床.機械工業(yè)出版社,19943 機床設計手冊編寫組.機床設計手冊.機械工業(yè)出版 社.19864 戴曙主編.金屬切削機床設計,第 2 版.機械工業(yè)出版 社,19955 于惠力主編.機械設計.科學出版社.20066 于惠力主編.機械設計課程設計.科學出版社.2006目 錄第 1 章 緒 論 ..................................................................................................11.1 課程設計的目的 .......................................................................................11.2 課程設計的內(nèi)容 .......................................................................................11.3 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 ...........................................2第 2 章 運動設計 ................................................................................................32.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 .......................................................................32.2 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 ...................................................................................4第 3 章 動力計算 ................................................................................................63.1 帶傳動設計 ...............................................................................................63.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 .......................................................................................73.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 ...............................................................................73.4 傳動軸最小軸徑的初定 .........................................................................103.5 主軸合理跨距的計算 .............................................................................11第 4 章 主要部件的校核 ..................................................................................134.1 主軸強度、剛度校核 .............................................................................134.2 軸的剛度校核 .........................................................................................154.3 軸承壽命校核 .........................................................................................16第 5 章 總 結(jié) ................................................................................................17第 6 章 參 考 文 獻 ........................................................................................181第 1 章 緒 論1.1 課程設計的目的《機械系統(tǒng)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(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識,及生產(chǎn)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(gòu),進行選擇和改進;結(jié)合結(jié)構(gòu)設計,進行設計計算并編寫技術(shù)文件;完成系統(tǒng)主傳動設計,達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計,掌握查閱相關(guān)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(shù)問題的能力,并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內(nèi)容《機械系統(tǒng)設計》課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、圖樣技術(shù)設計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算:(1)機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析,最佳功能原理方案的確定。(2)根據(jù)總體設計參數(shù),進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。(3)根據(jù)設計方案和零部件選擇情況,進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設計:(1)選擇系統(tǒng)中的主要機件。(2)工程技術(shù)圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件:(1)對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。2(2)編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求1.3.1 課程設計題目和主要技術(shù)參數(shù)題目:分級變速主傳動系統(tǒng)設計技術(shù)參數(shù):Nmin=71r/min;Nmax=900r/min;Z=12 級;公比為 1.26;電動機功率 P=3.5/5KW;電機轉(zhuǎn)速 n=710/1420r/min1.3.2 技術(shù)要求:(1)利用電動機完成換向和制動。(2)各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構(gòu)。(3)進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。3第 2 章 運動設計2.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定(1)轉(zhuǎn)速范圍。Rn= = =12.67minaxN7190(2)轉(zhuǎn)速數(shù)列。查[1]表 2.12,首先找到 71r/min、然后每隔 3 個數(shù)取一個值,得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為 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 級。(3)定傳動組數(shù)。對于 Z=12 可分解為:12=2 ×3×2。(4)寫傳動結(jié)構(gòu)式。根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=12=2 3×31×26。(5) 畫轉(zhuǎn)速圖。轉(zhuǎn)速圖如下圖 2-2。圖 2-2 系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖 4(6)畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù),畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3:圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖(7)齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等,據(jù)設計要求Zmin≥17,齒數(shù)和 Sz≤100~120,由【1】表 4.1,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 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第二擴大組傳動比1 1:1.26 1:1.58 1:1 1:4代號 Z Z'1Z ZZZ Z Z Z5Z '齒數(shù) 35 35 31 39 27 43 45 45 18 72 52.2 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差,一般不應超過±10( -?1)% ,即〈 10( -1)%'n-實 際 轉(zhuǎn) 速 標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速對Nmax=710r/min,Nmax`=1420*100/160*31/39*45/45=705.44r/min 則有 =0.64% 1201??12???(4) 求帶根數(shù)帶速 = D n /(60×1000)???1=3.14×100×1420/(60×1000)= 7.43m/s傳動比 i i=n /n =1420/900=1.5812帶根數(shù) 由【2】中表 3.6,并用插值法得 P =1.30KW;0由【2】中表 3.7,并用插值法得△P =0.17KW;0由【2】中表 3.8,得包角系數(shù) K =0.95;?由【2】中表 3.9,得長度系數(shù) K =0.93;LZ=P /[(P +△P )×K ×K ]d0=(5.0×1.2)/(1.32+0.15)×0.95×0.93=3.487取 Z=4 根3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算(1) 主軸的計算轉(zhuǎn)速 nj,由公式 n =n 得,主軸jmin(/31)z??的計算轉(zhuǎn)速 nj=140r/min。(2) 確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。Ⅱ軸共有 3 級轉(zhuǎn)速:180 r/min、250 r/min、355 r/min。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸,則6'只有 355r/min 傳遞全功率;若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸,全部5'傳遞全功率,其中 180r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速, 故其計算轉(zhuǎn)速 nⅡ j=180 r/min;Ⅰ 軸有 1 級轉(zhuǎn)速,且都傳遞全功率,所以其計算轉(zhuǎn)速 nⅠ j=500 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速(3) 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有'645-90r/min 共 3 級轉(zhuǎn)速,其中只有 90r/min 傳遞全功率,故Z j=90 r/min。'6齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上,有 180-355 r/min 共 3 級轉(zhuǎn)速,但經(jīng)齒輪6副 Z / Z 傳動主軸,則只有 355r/min 傳遞全功率,故'6Z j=355r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速,如表 3-2。6表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z2Z3Z4Z5n j500 500 500 180 3553.3 齒輪模數(shù)計算及驗算(1)模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù),選軸 號Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 450 280 1408取負荷最重的小齒輪,按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算,即 mj=16338 可得各組的模數(shù),如表 3-3 所示。321()[]mjuPzn???表 3-3 模數(shù)(2)基本組齒輪計算?;窘M齒輪幾何尺寸見下表齒 輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3`齒 數(shù) 35 35 31 39 27 43分度圓直徑 122.50 122.50 108.50 136.50 94.50 150.50齒頂圓直徑 129.50 129.50 115.50 143.50 101.50 157.50齒根圓直徑 113.75 113.75 99.75 127.75 85.75 141.75齒 寬 30 30 30 30 30 30按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度301HB~286HB,平均取 260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB~286HB,平均取 300HB。計算如下:① 齒面接觸疲勞強度計算:接觸應力驗算公式為12()()jEHjuKTZMPabd??????????彎曲應力驗算公式為:??12()FaSwwTYm?式中 N----傳遞的額定功率(kW) ,這里取 N 為電動機功率,N=3.5kW;----計算轉(zhuǎn)速(r/min ). =500(r/min);jnjnm-----初算的齒輪模數(shù)(mm), m=3.5(mm);B----齒寬(mm);B=30(mm);z----小齒輪齒數(shù);z=19;組 號 基本組 第二擴大組模數(shù) mm 3.5 49u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79;-----壽命系數(shù);sK=sTKnNq----工作期限系數(shù);TmTC016?T------齒輪工作期限,這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min), =500(r/min)1n 1n----基準循環(huán)次數(shù),接觸載荷取 = ,彎曲載荷取0C0C7=062?m----疲勞曲線指數(shù),接觸載荷取 m=3;彎曲載荷取m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù),查【5】2 上,取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù),查【5】2 上,取 =0.78N N-----材料強化系數(shù),查 【5】2 上, =0.60q q-----工作狀況系數(shù),取 =1.13 3-----動載荷系數(shù),查 【5】2 上,取 =12 2------齒向載荷分布系數(shù),查【5】2 上, =1 1K 1KY------齒形系數(shù),查 【5】2 上,Y=0.386 ;----許用接觸應力(MPa),查【4】 ,表 4-7,取??j?=650 Mpa;j---許用彎曲應力( MPa) ,查【4】 ,表 4-7,取w=275 Mpa;??根據(jù)上述公式,可求得及查取值可求得:= =635 Mpa j?12()()EHuKTZMPabd?????j?=78 Mpaw???w?(3)擴大組齒輪計算。10擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5`齒數(shù) 45 45 18 72分度圓直徑 180.00 180.00 72.00 288.00齒頂圓直徑 188.00 188.00 80.00 296.00齒根圓直徑 170.00 170.00 62.00 278.00齒寬 30 30 30 30按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度 301HB~286HB,平均取 260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB~286HB,平均取 300HB。同理根據(jù)基本組的計算,查文獻【6】 ,可得 =0.62, nK=0.77, =0.60, =1.1,NKq3K=1, =1,m=3.5 , =355;21jn可求得:=574.35 Mpa =650Mpa;j????j?=118.77Mpa =275Mpa。ww3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6,傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算:d=1.64 (mm)??4?Tn或 d=91 (mm)jN式中 d---傳動軸直徑(mm )Tn---該軸傳遞的額定扭矩(N*mm ) T=9550000;JnN?N----該軸傳遞的功率(KW )----該軸的計算轉(zhuǎn)速j11---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角, == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=5Kw ,根據(jù)【1】表 3.20,前軸徑應為60~90mm。初步選取 d1=80mm。后軸徑的 d2=(0.7~0.9)d 1,取 d2=60mm。根據(jù)設計方案,前軸承為 NN3016K 型,后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm,主軸孔徑為 30mm。軸承剛度,主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550× =9550× =341.07N·mnP5140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(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 60%,即180mm,故半徑為 0.09m;切削力(沿 y 軸) Fc= =3789.7N341.079背向力(沿 x 軸) Fp=0.5 Fc=1894.8N總作用力 F= =4237.0N2pC?此力作用于工件上,主軸端受力為 F=4237.0N。先假設 /a=2, =2a=300mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別ll為RA=F× =4237× =6355.5Nla?2401?RB=F× =4237× =3018.5N根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得:Kr=3.39 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos得前、后支承的剛度:KA= 1689.69 N/ ; m?KB= 785.57 N/ ;m?軸 號 Ⅰ軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4012求最佳跨距: = =2.15BAK1653.478主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)0..(???η= = =0.0843aKEA18362..052??查【1】圖 3-38 得 =1.7,與原假設接近,所以最佳跨距l(xiāng)0=120×1.7=204mm0l合理跨距為(0.75~1.5) ,取合理跨距 l=250mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要,主軸的實際跨距大于合理跨距,因此需要采取措施增加主軸的剛度,增大軸徑:前軸徑 D=100mm,后軸徑d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承,后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。13第 4 章 主要部件的校核4.1 主軸強度、剛度校核4.1.1 軸的強度校核(1)軸的受力分析1)求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=9.55× =9.55× × =238.75× N·mm610nP6103.543102)求軸上的作用力齒輪上的圓周力= = =2652N·mmtF2dT34.7180?齒輪上的徑向力= tan = 2652·tan20°=965N·mmrt?3)確定軸的跨距=255, =130, =801?23?(2)軸的受力分析1)作軸的空間受力簡圖 AHDVCB2)作水平受力簡圖和彎矩圖=292N =5549NAHFBHF=74460N =-303120N 1M2143)作垂直受力簡圖和彎矩圖=466N =913NAVFBVF=118830N 3M4)作合成彎矩圖= =140231N·mmIM2213?= =303120N·mmI `5)作轉(zhuǎn)矩圖=341.07× N·mm=341070 N·mmT3106)作當量彎矩圖= =368773N·mme 22(.6)IT?由《機械設計》教材表 7.5 查得,對于 45 鋼, =600Mpa, b?15=55Mpa,由公式1w??????= = =30.0Mpa< ,故軸的強度足eB30.deM3687.1(0)?1w??????夠。4.2 軸的剛度校核單一載荷下,軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算::??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----兩支承的跨距;D-----軸的平均直徑;X= /L; -----齒輪工作位置處距較近支承點的距離; iaiN-----軸傳遞的全功率;校核合成撓度??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度;-------輸出扭距齒輪撓度b;)(????---被演算軸與前后軸連心線夾角; =144°?嚙合角 =20°,齒面摩擦角 =5.72°。?代入數(shù)據(jù)計算得: =0.030; =0.078; =0.128;2ay3ay1ay=0.203; =0.098; =0.044。5b4b6b合成撓度 =0.230?cos511aahY???查文獻【6】 ,帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000 L??y?即 =0.2325。??y因合成撓度小于許用撓度,故軸的撓度滿足要求。(2)扭轉(zhuǎn)角的校核傳動軸在支承點 A,B 處的傾角 可按下式近似計算:BA?,????????radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得:16??0.32ABrad???由文獻【6】 ,查得支承處的 =0.001???因 〈0.001,故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.傳動軸在支承點 A,B 處的傾角 可按下式近似計算:BA,????????radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得:0.2B由文獻【6】 ,查得支承處的 =0.001???因 〈0.001,故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.3A???4.3 軸承壽命校核由 П 軸最小軸徑可取軸承為 6016 深溝球軸承,ε=3; P=XFr+YFaX=1,Y=0。對Ⅱ軸受力分析得:前支承的徑向力 Fr=5623.6N。由軸承壽命的計算公式:預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × =55808h≥[L 10h]=15000hn1670?)PC(1806734.510()26?軸承壽命滿足要求。17第 5 章 總 結(jié)機械系統(tǒng)設計課程設計即將結(jié)束了,時間雖然短暫,但對我們來說是受益匪淺,收獲頗豐的。通過這設計使我們不再只是胸中空有理論,不再是紙上談兵,而是將理論和實踐相結(jié)合,進行實實在在的設計。這使得我們不但鞏固了理論知識,而且掌握了設計的步驟和要領(lǐng),使我們更好的利用圖書館的圖書資料和網(wǎng)絡信息資源,更熟練的使用我們手中的各種設計手冊以及 AutoCAD 等繪圖軟件,為我們的畢業(yè)設計打下了良好的基礎(chǔ)。課程設計使我們認識到了只是努力的學好書本上的知識是不夠的,還應該更好的做到理論聯(lián)系實踐,理論運用到實際。這無論對我們大學學習,還是日后工作都是很有幫助的。在此,學生也非常感謝老師給我們的辛勤指導,使我們學到了好多,也非常珍惜學院給我們的這次設計的機會,它將是我們畢業(yè)設計完成的更出色的關(guān)鍵一步。最后,衷心的感謝段鐵群老師以及其他幾位幫助過我的老師,感謝你們的精心指導和悉心幫助,使我順利的完成此次設計。謝謝!18第 6 章 參 考 文 獻1 侯珍秀主編.機械系統(tǒng)設計.哈爾濱工業(yè)大學出版社.20002 戴曙主編.金屬切削機床.機械工業(yè)出版社,19943 機床設計手冊編寫組.機床設計手冊.機械工業(yè)出版 社.19864 戴曙主編.金屬切削機床設計,第 2 版.機械工業(yè)出版 社,19955 于惠力主編.機械設計.科學出版社.20066 于惠力主編.機械設計課程設計.科學出版社.2006