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《目錄》
摘要------------------------------------------------------------1
第1章 緒論…………………………………………….3
第2章 運動設計…………………………………………4
第3章 動力計算…………………………………………9
第4章 主要零部件的選擇………………………………18
第5章 校核………………………………….. ………19
結(jié)束語………………………………………………….21
參考文獻…………………………………………………21.
摘要 設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求,分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手,確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案,計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法,根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標,擬定變速系統(tǒng)的變速方案,以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中,為減少齒輪數(shù)目,簡化結(jié)構(gòu),縮短軸向尺寸,用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算,湊算法,計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究,繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。
第一章 緒論
(一) 課程設計的目的
《機械系統(tǒng)課程設計》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課、技術(shù)基礎課和專業(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。
(二) 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求
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=75r/min;Nmax=750r/min;Z=11級;公比為1.26;電動機功率P=3.5/5KW;電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min
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。
第二章 運動設計
1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定
(1) 轉(zhuǎn)速范圍。Rn== 750/75=10
(2) 轉(zhuǎn)速數(shù)列。查《機械系統(tǒng)設計》表 2-9標準數(shù)列表,首先找到75r/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級。
(3) 定傳動組數(shù),選出結(jié)構(gòu)式。對于Z=11可按z=12寫出結(jié)構(gòu)式,并且有一級速度重復。即:Z=11=31×23×25。
(4)根據(jù)傳動結(jié)構(gòu)式,畫結(jié)構(gòu)圖。
根據(jù)“前多后少”,“ 前密后疏”,“升2降4”,“前滿后快”的原則,選取傳動方案 Z=31×23×25,可知第二擴大組的變速范圍 滿足“升2降4”要求,其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2-1。
圖2-1結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=11=31×23×25
(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
(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。根據(jù)齒數(shù)和不宜過大原則一般推薦齒數(shù)和在100~120之間,和據(jù)設計要求Zmin≥17,原則。并且變速組內(nèi)取模數(shù)相等,變速組內(nèi)由《機械系統(tǒng)設計》表3-1,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)
傳動比
基本組
第一擴大組
1:1.6
1:2
1:2.5
1.6:1
1:2
代號
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
齒數(shù)
46
74
40
80
34
86
74
46
40
80
2 主軸.傳動件計算
2.1 計算轉(zhuǎn)速
(1).主軸的計算轉(zhuǎn)速
本設計所選的是中型普通車床,所以由《機械系統(tǒng)設計》表3-2中的公式
=75× =138.9r/min 取150 r/min
(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速
在轉(zhuǎn)速圖上,軸Ⅱ在最低轉(zhuǎn)速150r/min時經(jīng)過傳動組b的74:46傳動副,得到主軸轉(zhuǎn)速為236r/min。這個轉(zhuǎn)速高于主軸計算轉(zhuǎn)速,在恒功率區(qū)間內(nèi),因此軸2的最低轉(zhuǎn)速為該軸的計算轉(zhuǎn)速即nIIj=150/min,同理可求得軸1的計算轉(zhuǎn)速為nIj=375r/min
(3)確定各齒輪計算轉(zhuǎn)速
由機械設計知識可知,一對嚙合齒輪只需要校核危險的小齒輪,因此只需求出危險小齒輪的計算轉(zhuǎn)速。在傳動組b中Z46在軸Ⅲ上具有的轉(zhuǎn)分別為236r/min,300r/min,375r/min,475/min,600r/min,750r/minz這六種轉(zhuǎn)速都在恒功率區(qū)間內(nèi),即都要求傳遞最大功率所以齒輪Z46的計算轉(zhuǎn)速為這六種轉(zhuǎn)速的最小值即=236r/min
同理可求得其余兩對嚙合齒輪中危險齒輪的計算轉(zhuǎn)速即
, =375r/min =300r/min
2驗算主軸轉(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
|實際轉(zhuǎn)速n`-標準轉(zhuǎn)速n|
------------------------------- 〈 10(-1)%
標準轉(zhuǎn)速n
對于標準轉(zhuǎn)速n=75r/min時,其實際轉(zhuǎn)速n`=375×34/86×40/80=74.13r/min
1.16%〈10(1.26-1)%=2.6%
因此滿足要求。
同理可得各級轉(zhuǎn)速誤差如表
各級轉(zhuǎn)速誤差
n
75
95
118
150
190
236
300
475
600
950
n`
74.13
94.75
118.42
150.72
189.47
236.84
300
475
600
950
誤差
1.16%
0.3%
0.4%
0.5%
0.3%
0.4%
0
0
0
0
各級轉(zhuǎn)速都滿足要求,因此不需要修改齒數(shù)。
第三章 動力計算
1 主軸.傳動軸直徑初選
(1)主軸軸徑的確定
在設計初期,由于主軸的結(jié)構(gòu)尚未確定,所以只能根據(jù)現(xiàn)有的資料初步確定主軸直徑。由<<機械系統(tǒng)設計>>表4-9初選取前軸徑 ,后軸頸的軸徑為前軸徑,所以。
(2)傳動軸直徑初定
傳動軸直徑按文獻[5]公式(6)進行概算
式中 d---傳動軸直徑(mm)
Tn---該軸傳遞的額定扭矩(N*mm) T=9550000;
N----該軸傳遞的功率(KW)
----該軸的計算轉(zhuǎn)速
---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角,=~。
取=
=3.5/5Kw,驗算3.5Kw。
軸Ⅰ:TI =955=85568(N.mm)
=1.64 =33.29mm 取36mm
軸Ⅱ:TII =955=206280(N.mm)
dII =1.64 =41.48mm 取42mm
軸Ⅲ: TIII =955=203096(N.mm)
dIII =1.64 =41.32mm 取42mm
2 齒輪參數(shù)確定、齒輪應力計算
(1) 齒輪模數(shù)的初步計算
一般同一組變速組中的齒輪取同一模數(shù),選擇負荷最小的齒輪,按簡化的接觸疲勞強度由文獻[5]公式(8)進行計算:
式中:
為了不產(chǎn)生根切現(xiàn)象,并且考慮到軸的直徑,防止在裝配時干涉,對齒輪的模數(shù)作如下計算和選擇:
軸Ⅰ-軸Ⅱ:以最小齒輪齒數(shù)34為準
m=16338 =2.72 取m=3
軸Ⅱ-軸Ⅲ:以最小齒輪齒數(shù)40為準
m=16338=2.89 取m=3
(2) 齒輪參數(shù)的確定
計算公式如下:
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒寬 φm=6~10 取φm=8
由已選定的齒數(shù)和計算確定的模數(shù),將各個齒輪的參數(shù)計算如下表
(2)基本組齒輪計算。
基本組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
齒數(shù)
46
74
34
86
40
80
分度圓直徑
138
222
102
258
120
240
齒頂圓直徑
144
1228
108
264
126
246
齒根圓直徑
130.5
214.5
94.5
250.5
112.5
232.5
齒寬
25
25
25
25
25
25
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度241HB~286HB,平均取260HB,大齒輪用45鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度229HB~286HB,平均取240HB。計算如下:
① 齒面接觸疲勞強度計算:
接觸應力驗算公式為
彎曲應力驗算公式為:
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). =150(r/min);
m-----初算的齒輪模數(shù)(mm), m=3(mm);
B----齒寬(mm);B=25(mm);
z----小齒輪齒數(shù);z=40;
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2;
-----壽命系數(shù);
=
----工作期限系數(shù);
T------齒輪工作期限,這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min), =150(r/min)
----基準循環(huán)次數(shù),接觸載荷取=,彎曲載荷取=
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),取=0.60
----功率利用系數(shù),取=0.78
-----材料強化系數(shù), =0.60
-----工作狀況系數(shù),取=1.1
-----動載荷系數(shù),取=1
------齒向載荷分布系數(shù),=1
Y------齒形系數(shù),Y=0.386;
----許用接觸應力(MPa),查表,取=650 Mpa;
---許用彎曲應力(MPa),查表4-7,取=275 Mpa;
根據(jù)上述公式,可求得及查取值可求得:
=635 Mpa
=78 Mpa
(3)擴大組齒輪計算。
擴大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z4
Z4`
Z5
Z5`
齒數(shù)
74
46
40
80
分度圓直徑
222
138
120
240
齒頂圓直徑
1228
144
126
246
齒根圓直徑
214.5
130.5
112.5
232.5
齒寬
25
25
25
25
按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度241HB~286HB,平均取260HB,大齒輪用45鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度229HB~286HB,平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計算,
查文獻,可得 =0.62, =0.77,=0.60,=1.1,
=1,=1,m=3.5,=355;
可求得:
=619 Mpa
=135Mpa
3 帶傳動設計
定V帶型號和帶輪直徑
(1).工作情況系數(shù).
(2).計算功率.
(3).選帶型號
.
(4).小帶輪直徑.
(5).大帶輪直徑.
(6)驗算帶速
計算帶長
(1).初取中心距.
(2).計算帶.基準長度.
(3).計算實際中心距
(4)確定中心距調(diào)整范圍
(13)小輪包角.
求帶根數(shù)
(1).確定額定功率P0
(2)確定各修正系數(shù)
(3)確定V帶根數(shù)Z
求軸上載荷
(1)確定單根V帶初拉力
(2)計算壓軸力
(3)帶輪結(jié)構(gòu).
由機械設計表3.5查的
Pc=KAP=1.1×3.5=3.85Kw
根據(jù)參考圖3.16及表3.3選帶型及小帶輪直徑
D2=(1-ε)D1n1n2=(1-0.01)×2×100=198mm 按表3.3取標準值
=3.72m/s
=1277.5
按表3.2取標準值
=413.74mm
α=180。-
=180。-(100/415)57.3=
由D1及n1查表3.6并用線性插值法求得P0=0.7Kw
由《機械設計》表 3.7 kα=0.96
由《機械設計》表 3.8 kL=0.9
由《機械設計》表 3.9△P0=0.09
=5.38
=139.74N
(《機械設計》表 3.1 )
=
=1660N
略.
KA=1.1
Pc=3.85Kw
A型
?。?00mm
取D2=200mm
滿足要求
=400mm
=1250mm
a=415mm
α=168.6。>120。合格
P0=0.7Kw
kα=0.96
kL=0.9
△P0=0.09
取z=6
=140N
FQ=1660N
4 主軸合理跨距的計算
設機床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?400mm,電動機功率P=3.5kw,,主軸計算轉(zhuǎn)速為150r/min。
已選定的前后軸徑為 :,
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
TIII =955=203096(N.mm)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50%,這里取60%,即180mm,故半徑為0.09m;
切削力(沿y軸) Fc=203.096/0.09=2256N
背向力(沿x軸) Fp=0.5 Fc=1128N
總作用力 F==2522.28N
此力作用于工件上,主軸端受力為F=2522.28N。
先假設l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為
RA=F×=2522.28×=3783.42N
RB=F×=2522.28×=1261.14N
根據(jù)《機械系統(tǒng)設計》得:Kr=3.39得前支承的剛度:KA= 1689.69 N/ ;KB= 785.57 N/;==2.15
主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為
I==113.8×10-8m4
η===0.14
查《機械系統(tǒng)設計》圖 得 =2.0,與原假設接近,所以最佳跨距=120×2.0=240mm
合理跨距為(0.75-1.5),取合理跨距l(xiāng)=360mm。
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=62mm,后軸徑d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。
第四章 主要零部件的選擇
3.5 選擇電動機,軸承,鍵和操縱機構(gòu)
3.5.1電動機的選擇:
轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min,功率P=3.5/5kW
選用Y系列三相異步雙速電動機
3.5.2 軸承的選擇:(軸承代號均采用新軸承代號)
I軸:與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝端角接觸球軸承代號7008C
II軸:對稱布置角接觸球軸承代號7008C
中間布置角接觸球軸承代號7010C
III軸:后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C
另一安裝端角接觸球軸承代號7010C
中間布置角接觸球軸承代號7012C
3.5.3 單位(mm)
I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格:
b×h×L=8
安裝齒輪處選擇花鍵規(guī)格:
N× d×D×B
II軸選擇花鍵規(guī)格:
N× d×D×B
III軸選擇花鍵規(guī)格:
N× d×D×B
3.5.4變速操縱機構(gòu)的選擇:選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。
第五章 校核
一 Ⅱ軸剛度校核
(1)П軸撓度校核
單一載荷下,軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算::
L-----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;
N-----軸傳遞的全功率;
校核合成撓度
-----輸入扭距齒輪撓度;
-------輸出扭距齒輪撓度
;
---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:=0.026;=0.084;=0.160;
=0.205;=0.088;=0.025。
合成撓度 =0.238
查文獻【6】,帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L
即=0.268。
因合成撓度小于許用撓度,故軸的撓度滿足要求。
(2) П軸扭轉(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:
將上式計算的結(jié)果代入得:
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。
二 軸承壽命校核。
由П軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,ε=3;P=XFr+YFa
X=1,Y=0。
對Ⅱ軸受力分析
得:前支承的徑向力Fr=2642.32N。
由軸承壽命的計算公式:預期的使用壽命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
結(jié)束語
經(jīng)過兩周的課程設計,在老師的耐心指導和自己的努力分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結(jié)構(gòu)及部分計算,到這里基本結(jié)束了,這次課程設計使我充分應用了以前所學的知識,并應用這些知識來分析和解決實際問題,進一步鞏固和深化了以前的所學的專業(yè)基礎知識, 同時也是對《機械系統(tǒng)設計》學習的一個深入認識和理解的過程。同時也鍛煉了自己獨立完成工作的能力,熟悉了一些設計思想懂得了一些設計中的注意事項.本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求,學會應用標準,規(guī)范,和查閱相關(guān)資料的本領,掌握了機械設計的基本技能,對以后的工作有很大的幫助。
參考文獻
【1】 段鐵群.《機械系統(tǒng)設計》. 科學出版社,第一版;
【2】 孫全穎.《機械精度設計與質(zhì)量保證》哈爾濱工業(yè)大學出版社
【3】于惠力,向敬忠.《機械設計》.高等教育出版社,第四版;
【4】于惠力,張春宜. 《機械設計課程設計》,科學出版社;
【5】戴署.《金屬切削機床設計》.機械工業(yè)出版社;
【6】陳易新,《金屬切削機床課程設計指導書》;
【7】《金屬切削機床典型結(jié)構(gòu)圖集》主傳動部件
【8】《機床設計手冊》2 上冊。
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