題目15—分級變速主傳動系統(tǒng)課程設(shè)計

1、 xx大學課 程 設(shè) 計題 目： 機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計 院 、 系： xxxxxx 班 級： xxxxxx 姓 名： xxxx 學 號： xxx 指導教師： xxx 目錄一. 課程設(shè)計的目的2二課程設(shè)計題目22.1設(shè)計題目和技術(shù)參數(shù)2三.運動設(shè)計23.1 運動設(shè)計23.1.1 確定轉(zhuǎn)速數(shù)列及轉(zhuǎn)速范圍23.1.2 定傳動組數(shù)和傳動副數(shù)23.1.3 齒輪齒數(shù)的確定33.1.4 繪制轉(zhuǎn)速圖43.1.5繪制傳動系統(tǒng)圖43.2 主軸.傳動件計算53.2.1 計算轉(zhuǎn)速53.3 帶傳動設(shè)計73.3.1計算設(shè)計功率Pd73.2選擇帶型73.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速83.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算

2、小輪包角83.5確定帶的根數(shù)z93.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸93.7確定帶的張緊裝置93.8計算壓軸力93.9求最佳跨距10四、主軸.傳動組及相關(guān)組件的驗算124.1 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差124.2 齒輪的應(yīng)力驗算134.3主軸校核20五.設(shè)計總結(jié)22六.參考文獻23一. 課程設(shè)計的目的機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計是在學習完本課程后，進行一次學習和設(shè)計的綜合性練習。通過課程設(shè)計，使我們能夠應(yīng)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(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型結(jié)構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系

3、統(tǒng)主傳動設(shè)計，達到學習設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊，設(shè)計標準資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高我們設(shè)計能力的目的。通過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(shè)計創(chuàng)造一定的條件。 二課程設(shè)計題目2.1設(shè)計題目和技術(shù)參數(shù)題目15：分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計Nmin=63r/min；Nmax=630r/min； Z=6級；公比為1.58；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440r/min三.運動設(shè)計3.1 運動設(shè)計 3.1.1 確定轉(zhuǎn)速數(shù)列及轉(zhuǎn)速范圍 由設(shè)計題目知最低轉(zhuǎn)速為63r/min,公比為1.58，查標準數(shù)列表，查得主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列值為（單位：r/mi

4、n）:63，100，160，250，400，630. 轉(zhuǎn)速范圍Rn= =103.1.2 定傳動組數(shù)和傳動副數(shù) 本設(shè)計為6級變速，結(jié)構(gòu)式為：6=31×23 ，畫結(jié)構(gòu)網(wǎng)。結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下圖所示： 3.1.3 齒輪齒數(shù)的確定 2,因此,故取= =48 所以滿足條件 = = =2.58 所以滿足條件由轉(zhuǎn)速圖上定的傳動副和傳動比，齒數(shù)和最大不超過100-120，最小不小于18-20，查各種常用傳動比適合齒輪表，可得各齒輪組的齒數(shù)如下表： 表1 傳動組 傳動比 齒數(shù) 第1傳動組1：2.5 28：701：1.58 38：601：1 49：49第2傳動組1：4 20：801：1 50：50 3.1.4 繪

5、制轉(zhuǎn)速圖 結(jié)構(gòu)網(wǎng)格數(shù)3，升2降4，選取125mm （1）177.0 mm 取180mm，在確定出齒數(shù)后對轉(zhuǎn)速圖完善如下： 0 3.1.5繪制傳動系統(tǒng)圖3.2 主軸.傳動件計算 3.2.1 計算轉(zhuǎn)速 （1）主軸的計算轉(zhuǎn)速 本設(shè)計所選的是中型普通車床，所以 (2)傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 在轉(zhuǎn)速圖上，可推出各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速如下： =100r/min,=250r/min,=630r/min（3）各齒輪計算轉(zhuǎn)速 可得出各齒輪計算轉(zhuǎn)速?，F(xiàn)將各齒輪的計算轉(zhuǎn)速列入下表中 序號Z1 Z1´ Z2 Z2´ Z3 Z3´ Z4 Z4´ Z5 Z5´nj(r/min) 6

6、30 630630 400630 250 250250 400 1003.2.2 主軸.傳動軸直徑初選 （1）主軸軸徑的確定 在設(shè)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。初選取前軸徑=80 ，后軸頸的軸徑=0.7-0.9，所以=0.8=64。 （2）傳動軸直徑初定 傳動軸直徑進行概算 軸： =60635 (N.mm) d=34.3mm 取35mm 軸： 152800（N.mm） =43.2mm 取45mm3.2.3 齒輪參數(shù)確定、齒輪應(yīng)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

7、）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： a組: ia1 =49/49, nj=630r/minmf=16338 3=1.29 取ma=2b組：ib1 =20/80 ,nj=630r/minmf=16338 3=2.75 取mb=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 =6 取=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： 軸齒模數(shù)m分度圓直徑 d齒頂圓直徑 齒根圓直徑齒寬B代號齒數(shù)I49298102931628256100511638276807116II492

8、98102931670214014414516602120124115165031501561422420360665224 III50315015614224803240246232243.3 帶傳動設(shè)計輸出功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=630r/min3.3.1計算設(shè)計功率Pd根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查機械設(shè)計P296表4，取KA1.1。即3.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按機械設(shè)計P297圖1311選取。根據(jù)算出的Pd4.4kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n11440r/min ，查圖得：dd=80100可知應(yīng)選取A型V帶。3

9、.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由機械設(shè)計P298表137查得，小帶輪基準直徑為80120mm則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表3 V帶帶輪最小基準直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機械設(shè)計P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=256mm 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）誤差 符合要求 帶速 滿足5m/s<v<2530m/s的要求，故驗算帶速合適。3.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角由式可得0.7（100+250）2（100+250）即210600，選取=500mm 所以有：

10、由機械設(shè)計P293表132查得Ld1400mm實際中心距符合要求。3.5確定帶的根數(shù)z查機械設(shè)計手冊，取P1=0.35KW，P1=0.03KW由機械設(shè)計P299表138查得，取Ka=0.95 由機械設(shè)計P293表132查得，KL1.16 則帶的根數(shù)所以z取整數(shù)為4根。3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸根據(jù)V帶輪結(jié)構(gòu)的選擇條件，電機的主軸直徑為d=28mm；由機械設(shè)計P293 ，“V帶輪的結(jié)構(gòu)”判斷：當3ddd1(90mm)300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。由于dd2>300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊л嗊xH型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻

11、式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.8計算壓軸力 由機械設(shè)計P303表1312查得，A型帶的初拉力F0120.67N，上面已得到=167.59o，z=4，則對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔

12、角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時)。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時)。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時) 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時)。根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小

13、帶輪選擇實心帶輪，方法（1）,大帶輪選擇腹板帶輪方法（2）。3.9求最佳跨距 設(shè)機床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為ø400mm,電動機功率P=4kw，主軸孔徑為ø40mm,主軸計算轉(zhuǎn)速為100r/min。已選定的前后軸徑為 ：d1=80 d2=64 主軸輸出的最大轉(zhuǎn)矩： T9550 606N.m床身上最常用的最大加工直徑為最大回轉(zhuǎn)直徑的60%，即 此力作用在頂尖的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為 a/1.252.5 取a/=1.33 故a=120mm =(3 設(shè)初值 前后軸承的支反力為 前后軸承的剛度 由手冊四表512 采用圓錐滾子軸承 =750N/mm =530N/mm

14、由文獻2公式3.7得 求最佳跨距 : 1.42，當量外徑 慣性距 I=0.05()=192 = = 由文獻2查圖3.38得： /a=2.2，最佳跨距 120 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n1440r/min，功率P4kW 選用Y系列三相異步電動機Y112M-4，DE=2860. 3.5.2 軸承的選擇： I軸：與帶輪靠近段安裝兩個深溝球軸承代號6208 B18mm I軸右端布置一個深溝球軸承代號6207 B=17II軸：對稱布置三個深溝球軸承代號6209 B=19mmIII軸：軸徑ø64端采用圓錐滾子軸承代號30313 B23mm 軸徑

15、48;80端采用兩個圓柱滾子軸承代號N216E B=26 3.5.3鍵的選擇： I軸選擇普通平鍵規(guī)格： b×h=10×8 l=60 II軸選擇花鍵規(guī)格： N×d×D×B8×50×56×10 III軸選擇普通平鍵規(guī)格：b×h=25×14 l=100 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。四、主軸.傳動組及相關(guān)組件的驗算 4.1 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差一般不超過 ，即 本設(shè)計中公比為1.58，所以 軸：

16、=1440× =631.2r/min =0.17<5.8 符合要求 軸: i= 時: =630× =250.6r/min =0.05<5.8 符合要求 i= 時: =630× =401.25r/min =0.35<5.8 符合要求 i= 時: =630× =630r/min =0<5.8 符合要求 軸：i=1 時: =630×=630r/min =0<5.8 符合要求 i= 時: =250× =65r/min =1.24<5.8 符合要求 每根軸的轉(zhuǎn)速誤差均在允許的范圍內(nèi)，因此總體傳動符合要求。 4

17、.2 齒輪的應(yīng)力驗算 (1) 在驗算變速箱中的齒輪應(yīng)力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力計算。I軸上的最小齒數(shù)齒輪比較危險，為校核對象。 （Z28）由文獻5公式（9）、（10）知驗算公式如下： 接觸應(yīng)力驗算公式為: 彎曲應(yīng)力驗算公式為: 式中：電動機功率 從電動機到計算齒輪的傳動效率 =0.96 傳遞的額定功率： N=0.963.84kw 計算轉(zhuǎn)速nj630r/min ,初算的齒輪模數(shù) m2.5, 齒寬 B24mm 小齒輪齒數(shù) Z28 ,大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取正值： 2.5 壽命系數(shù) , 工作期限系數(shù) 齒輪在中型機床工作期限內(nèi)的總工作時間: TS取 1

18、5000 h同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間T5000h 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 710r/min 基準循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 彎曲載荷取 疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 ，彎曲載荷時，對正火、調(diào)質(zhì)時取 按接觸應(yīng)力計算時， 3.1 按彎曲應(yīng)力計算時， 1.57由文獻4表2-6，轉(zhuǎn)速變化系數(shù)接觸載荷取0.85，彎曲載荷時取0.95由文獻4表2-7，功率利用系數(shù)接觸時取0.58，彎曲時取0.98. 由文獻42表2-8，材料強化系數(shù)接觸時取0.60，彎曲時取0.75. 所以,接觸時,彎曲時. 考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊時工作狀況系數(shù)取 1 V3.14由文獻4表4-4，動載荷系數(shù): 1.3由文獻

19、4表4-5，齒向載荷分布系數(shù): 1由文獻5表1，查得齒型系數(shù)Y=0.408由文獻4表4-7可查得，許用接觸應(yīng)力600Mpa，許用彎曲應(yīng)力 由以上數(shù)據(jù)帶入公式驗算： =516.4Mpa<600Mpa =53.5Mpa 經(jīng)驗算知，所選齒輪合格。 (2) 在驗算變速箱中的齒輪應(yīng)力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力計算。II軸上的最小齒數(shù)齒輪比較危險，為校核對象。 （Z20）由文獻5公式（9）、（10）知驗算公式如下： 接觸應(yīng)力驗算公式為 ： 彎曲應(yīng)力驗算公式為 式中：電動機功率 從電動機到計算齒輪的傳動效率 ： =0.96 傳遞的額定功率 ：N=0.963.76

20、計算轉(zhuǎn)速250r/min ， 初算的齒輪模數(shù) m3（mm）齒寬 ，B24mm 小齒輪齒數(shù) Z20 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取正值： 4 壽命系數(shù) ，工作期限系數(shù) 齒輪在中型機床工作期限內(nèi)的總工作時間：TS取 15000 h同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間: T7500h齒輪的最低轉(zhuǎn)速 250r/min基準循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 彎曲載荷取 疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 ，彎曲載荷時，對正火調(diào)質(zhì)時取 按接觸應(yīng)力計算時， 2.62 按彎曲應(yīng)力計算時， 2.12由文獻4表2-6，轉(zhuǎn)速變化系數(shù)接觸載荷取0.85，彎曲載荷時取0.95由文獻4表2-7，功率利用系數(shù)接觸時取0.58，彎

21、曲時取0.98. 由文獻42表2-8，材料強化系數(shù)接觸時取0.60，彎曲時取0.75. 所以，接觸時，彎曲時 考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊時工作狀況系數(shù)取 1 V1.256 由文獻4表4-4，動載荷系數(shù)： 1.2由文獻4表4-5，齒向載荷分布系數(shù)： 1由文獻5表1，查得齒型系數(shù)：Y=0.438由文獻4表4-7可查得，許用接觸應(yīng)力： 600Mpa，許用彎曲應(yīng)力： 由以上數(shù)據(jù)帶入公式驗算： =559.5Mpa<600Mpa = =149.6Mpa 經(jīng)驗算知，所選齒輪合格。 (3) 在驗算變速箱中的齒輪應(yīng)力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力計算。III軸上的最小

22、齒數(shù)齒輪比較危險，為校核對象。（Z50）由文獻5公式（9）、（10）知驗算公式如下： 接觸應(yīng)力驗算公式為： 彎曲應(yīng)力驗算公式為： 式中：電動機功率 從電動機到計算齒輪的傳動效率 ： 0.96 傳遞的額定功率： N=0.96計算轉(zhuǎn)速100r/min ，初算的齒輪模數(shù) m3（mm），齒寬 B24mm 小齒輪齒數(shù) Z50，大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取正值： 1壽命系數(shù) ，工作期限系數(shù) 齒輪在中型機床工作期限內(nèi)的總工作時間： TS 取 15000h 同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間: T15000 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 100r/min 基準循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 彎曲載荷取 疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄

23、鐵件：接觸載荷取 ，彎曲載荷時，對正火、調(diào)質(zhì)時取 按接觸應(yīng)力計算時， 2.43 按彎曲應(yīng)力計算時， 2.04 由文獻4表2-6，轉(zhuǎn)速變化系數(shù)接觸載荷取0.85，彎曲載荷時取0.95 由文獻4表2-7，功率利用系數(shù)接觸時取0.58，彎曲時取0.98. 由文獻42表2-8，材料強化系數(shù)接觸時取0.60，彎曲時取0.75. 所以，接觸時，彎曲時. 考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊時工作狀況系數(shù)取 1 V0.7851由文獻4表4-4，動載荷系數(shù) 1 由文獻4表4-5，齒向載荷分布系數(shù) 1 由文獻5表1，查得齒型系數(shù)Y=0.444 由文獻4表4-7可查得，許用接觸應(yīng)力600Mpa，許用彎曲應(yīng)力 由以上數(shù)據(jù)帶

24、入公式驗算： =372.5Mpa600Mpa =58.1Mpa 經(jīng)驗算知，所選齒輪合格。 (4) 根據(jù)文獻七，考慮齒輪轉(zhuǎn)速，載荷狀況，對振動，噪聲，使用性能方面的要求，選取齒輪精度等級為七級 4.3主軸校核 （1）.跨距 前后軸承都是圓錐滾子軸承 （2）.當量外徑 （3）作用在主軸上的扭矩 =34849N.m （4）作用在B點上的力為 2292.70N0.51146.35（5）作用在D點上的力為 774.2N 0.5387.21N（6）撓度計算取斷面慣性矩 I2552499 E2.1 N/（7） 按文獻中公式用變形疊加法、向量合成法，計算 B點和C點撓度和 表4 單位：mm撓度 坐標 方向 作

25、用在B點的力的撓度作用在D點的力的撓度疊加后的撓度 合成后的撓度 計算值 允許值 x 0.0038 -0.0086 -0.00480.0050.04y 0.0019-0.0043-0.0024x -0.00130.0035 0.022 0.0050.04y -0.00650.0017 -0.0048 注：表4中的計算值由公式 計算合成. 由表4中的計算結(jié)果知，撓度滿足要求. (5).傾角的計算 由文獻中的公式疊加合成計算A.B.C.D的傾角 , ,計算結(jié)果如下表： 表5 單位： rad傾角 坐標 作用B點上的力產(chǎn)生的傾角作用B點上的力產(chǎn)生的傾角疊加傾角合成后的傾角 計算值 允許值 x 0.00001 -0.00001 0 00.0006y 0.00005-0.000050 x 0.0000970.00004 0.0001370.000150.001 y 0.000049 0.00002 0.000069 x -0.00003 -0.00002 -0.000060.0000650.0006 y -0.000015 -0.00001 -0.000025 x 00.0000370.0000370.0