機械系統(tǒng)設(shè)計分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計(DOC)

1、哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書目錄1 緒論 .21.1 課程設(shè)計的目的 .22 運動設(shè)計 . .32.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 .42.2 主軸傳動件計算 83 動力計算 93.1 主軸傳動軸直徑初選 103.2 齒輪參數(shù)確定、齒輪應(yīng)力計算 113.3 帶傳動設(shè)計 .143.4 主軸合理跨距的計算 .154 主要零部件的選擇 184.1 選擇電動機 , 軸承, 鍵和操縱機構(gòu) . 185 校核 195.1 軸剛度校核 195.2 軸承壽命校核 206 總 結(jié) 21參考文獻(xiàn) . 22哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書1 緒論1.1 課程設(shè)計的目的機械系統(tǒng)課程設(shè)計課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計

2、的 綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所學(xué)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(xí)等實踐技能，達(dá)到鞏固、加深和 拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機 構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進(jìn)行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完 成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達(dá)到學(xué)習(xí)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(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計知識和設(shè)計 技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè) 計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進(jìn)行機械系統(tǒng) 設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書2 運動設(shè)計1 運動

3、參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定（1）轉(zhuǎn)速范圍。 Rn= N max = 900/90=10N min（ 2） 轉(zhuǎn)速數(shù)列。查機械系統(tǒng)設(shè)計表 2-9 標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表，首先找到 90r/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 90 r/min 、 112r/min 、 140r/min 、 180r/min 、 224r/min 、 280 r/min ，355 r/min ，450 r/min ，560r/min，710r/min，900r/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(fù)。即： Z=10=31×

4、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× 24, 可知 第二 擴大組的變速 范圍 r2 p2（x2 1） 1.264 2.52 rnmin 8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哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書5) 畫轉(zhuǎn)速圖。轉(zhuǎn)速圖如下圖 2-2。圖 2-2 系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書（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

5、系統(tǒng)圖如圖 2-3：圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書（ 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100120 之間，和據(jù)設(shè)計要求 Zmi n 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(shè)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 。哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書表 2-2 齒輪齒數(shù)傳 動 比基本組第一擴大組1:1.251:1.571:22：11.25:1代號齒數(shù)Z1 Z1'48 60Z2 Z242 66Z3 Z3'36 72Z4 Z472 36Z5 Z560 482 主軸. 傳動件計算2

6、.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，所以由機械系統(tǒng)設(shè)計表3-2 中的公式1175 1.26 3 165.6r/min 取180 r/min(2) . 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 在轉(zhuǎn)速圖上，軸在最低轉(zhuǎn)速 180r/min 時經(jīng)過傳動組 b的72:36傳動 副，得到主軸轉(zhuǎn)速為 355r/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=180/min, 同理可求得軸1的計算轉(zhuǎn)速為 =355r/min(3) 確定各齒輪計算轉(zhuǎn)速 由機械設(shè)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 Z

7、36在軸上具有 的轉(zhuǎn)速 900r/min,710r/min,560r/min,450/min,355r/min,280r/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Z36的計算轉(zhuǎn)速為這六種轉(zhuǎn)速的最小值即 njz53=180r/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, njz30=224r/minnjz30 =280r/min2 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(yīng)超過± 10( -1),即哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書|實際轉(zhuǎn)速 n-標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速 n| 10( -1)標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速 n對 于標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速 n=90r/min 時， 其

8、 實 際轉(zhuǎn) 速 n=355 × 36/72 × 36/72=88.75r/min(887590)90=1.38 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n90112140180224280355450560710n88.7599.78125.34160.65199.58251.72315400500630誤差1.380.280350.430.250.370000各級轉(zhuǎn)速都滿足要求，因此不需要修改齒數(shù)。哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書3 動力計算1 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

9、根據(jù)現(xiàn)有的資料 初步確定 主軸直徑。由機械 系統(tǒng)設(shè)計表 4-9 初選 取前軸徑 d1=75mm，后軸頸的軸徑為前軸徑，所以 d2=（0.70.85）d1=60mm。（2）傳動軸直徑初定 傳動軸直徑按文獻(xiàn) 5 公式（ 6）進(jìn)行概算式中 d- 傳動軸直徑（ mm）NTn-該軸傳遞的額定扭矩（ N*mm ）T=9550000 ；nJN該軸傳遞的功率（ KW ）nj 該軸的計算轉(zhuǎn)速-該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，=0.5 10 。取 =0.5N0 P0 =2.5/3.5Kw,驗算3.5Kw 。N1 P1 P0 0.96 3.36KwN2 P2 P1 0.995 0.97 3.24KwN3 P3 P2 0.

10、995 0.99 3.19Kw軸： =9550000×3.36/355=71785（N.mm）d =1.64 4 71785 =31.92mm 取 35mm軸： 9550000× 3.24/200154710（N.mm）哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書=1.64 41547100.5=38.68mm取40mm2 齒輪參數(shù)確定、齒輪應(yīng)力計算（ 1） 齒輪模數(shù)的初步計算般同一組變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負(fù)荷最小的齒輪，按簡化的接觸疲勞強度由文獻(xiàn) 5 公式（ 8）進(jìn)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- 軸：以

11、最小齒輪齒數(shù) 30為準(zhǔn)68（ 1） 3.530 =2.77 取m=32 68 28 3026502 44730軸- 軸：以最小齒輪齒數(shù) 30為準(zhǔn)m=163383(76 1) 3.530 =2.948 302 76 6502 20030取m=3- 10 -哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書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（2）基本組齒輪計算 ?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3齒數(shù)486042663672分度圓直徑144180126198108216齒頂圓直徑15018613

12、2204114222齒根圓直徑142.5178.5124.5196.5106.5214.5齒寬252525252525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： 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應(yīng)力驗算公式為2088zm108 (u 1)Ku1BKn2K3KsN (MPa)jzm uBn f彎曲應(yīng)力驗算公式為：(M P )a w191 105K1K2K3K sN2zm2B Y n- 11 -哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書式中 N 傳遞的額定功率（

13、kW），這里取 N 為電動機功率， N=3.5kW; nj 計算轉(zhuǎn)速（ r/min）. nj =180（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=36;u 小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比 ,u =2;K s 壽命系數(shù)；Ks=KT Kn KN KqKT 工作期限系數(shù)；KT60n1TC0T齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;n1 齒輪的最低轉(zhuǎn)速（ r/min ）, n1=180（r/min）C0 基準(zhǔn) 循 環(huán) 次 數(shù)， 接 觸 載 荷取 C0 =107 ， 彎 曲 載 荷取C0 =2 106m疲勞曲線指數(shù)，接觸

14、載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;Kn 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，取 K n =0.60K N 功率利用系數(shù)，取 KN =0.78Kq 材料強化系數(shù)， Kq =0.60K3 工作狀況系數(shù)，取 K 3 =1.1K2 動載荷系數(shù)，取 K2=1K1 齒向載荷分布系數(shù)， K1=1Y齒形系數(shù)， Y=0.386；j 許用接觸應(yīng)力（ MPa）,查表，取 j =650 Mpa；- 12 -哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書w -許用彎曲應(yīng)力（ MPa），查表 4-7，取 w =275 Mpa； 根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：j =635 Mpa jw =78 Mpa w3）擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z

15、4Z4Z5Z5齒數(shù)72364860分度圓直徑216108144180齒頂圓直徑222114150186齒根圓直徑214.5106.5142.5178.5齒寬25252525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(xiàn)，可得K n =0.62， K N =0.77， K q =0.60， K3 =1.1，K2=1， K1=1，m=3.5，nj=355；可求得：j =619 Mpa jw =135Mpa w3 帶傳動設(shè)計- 13

16、 -哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書定 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 徑由機械設(shè)計表 4.8 查的 P1.1 3.5 3.85Kw根據(jù)參考圖 4.11 及表 4.6 選帶型及小帶輪直徑( 1 ) 198mm 按表 4.5 ， 取 200mm( 1 0.014.6 取標(biāo)準(zhǔn)值(6) 驗算帶速D1n60 10003.14 100 71060 1000=3.72m/s計算帶長(1). 初取 中心 距.(2).計算帶.基 準(zhǔn)長度 .由式( 4.24)得0.7(D1 D2) a 2(D1

17、D2) 210 a 600(3). 計 算 實 際 中心距(4) 確 定 中 心 距調(diào)整范圍(5) 小輪包角 .(D2 D1)Ld0 2a(D1 D2)2 1 =1277.5mm2 4a按表 4.3取標(biāo)準(zhǔn)值a a0 Ld Ld0 =413.74mm02amax=a+0.03Ld=452.5mmamin=a-0.015Ld=396.25mm1.13.85Kw3.85KwA型取 D1 100mm取 200mm滿足要求a0 400mmLd=1250mma=415mmamax=452.5mmamin=396.25mm 168.6 ° > 120°合格- 14 -求帶根數(shù)(1)

18、. 確 定 額 定 功率(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) 計算壓軸力哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書查表 4.7 并用線性插值法求得 =0.7Kw由機械設(shè)計表 4.10得=0.96由機械設(shè)計表 4.3得=0.9由機械設(shè)計表 4.9 得 =0.09 Kw=5.38由機械設(shè)計表 4.2 得 q=0.1kg/m=139.74N= 2 6 140sin 166.22=1660N=0.7Kw=0.96=0.9 =0.09 Kw取 z=6 根F0 =139.74 N=1660N(3) 帶 輪結(jié) 略. 構(gòu).- 15 -哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書4

19、 主軸合理跨距的計算設(shè)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 160r/min 。 已選定的前后軸徑為 ： d1=75mm，d2=(0.70.85)d1=60mm， 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955 104 3.19 190403( N.mm)設(shè)該車床的最大加工直150徑為 300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)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=

20、0.5 Fc=1128N總作用力 F= FC 2 Fp2 =2522.28N 此力作用于工件上，主軸端受力為 F=2522.28N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA和 RB 分別為l a 120 240RA=F× l a =2522.28× 120 240 =3783.42Nl 240a120RB=F× =2522.28×=1261.14Nl240根據(jù)機械系統(tǒng)設(shè)計得： Kr=3.39 Fr 0.1 La 0.8 (iz) 0. 9 cos1.9 a 得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ m ；KB= 785.57 N/

21、 m； KA = 1689.69 =2.15 KB785.57主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為44(0.074 0.034)64-8 4=113.8×10-8m4- 16 -哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書11 8=0.14EI = 2.1 1011 113.8 10 8KA a3 = 1689.69 0.13 106查機械系統(tǒng)設(shè)計圖 得 l0 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距l(xiāng)0 =120×a2.0=240mm合理跨距為( 0.75-1.5) l 0 ，取合理跨距 l=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

22、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。- 17 -哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書4 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n710/1420r/min ，功率 P2.5/3.5kW 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 7008CII 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 7010CIII 軸：后端安裝雙列角接觸球軸承

23、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 7012C3.5.3 單位（ mm）I 軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：=8 7 40安裝齒輪處選擇花鍵規(guī)格：N d 8 36 42 7II軸選擇花鍵規(guī)格：8 42 48 8III 軸選擇花鍵規(guī)格：8 62 72 123.5.4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。- 18 -哈爾濱遠(yuǎn)東理工課程設(shè)計說明書5 校核軸剛度校核1)軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻(xiàn)【 5】中的公式計算：Ya Yb171.39L3N 0.75x x3D 4m

24、Z nL 兩支承的跨距；D軸的平均直徑；X= ai/L； ai 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YhYa 2 Yb2 2YaYb cosYYa 輸入扭距齒輪撓度；Yb 輸出扭距齒輪撓度2( ) ；- 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： y a2 =0.026； ya3 =0.084； ya1 =0.160；yb5 =0.205； yb4 =0.088； yb6 =0.025。22合成撓度 Yhya12 yb52 2ya1yb5 cos =0.238查文獻(xiàn)【 6】，帶齒輪軸的許用撓度 y =5/10000*L 即 y =0.268。因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。( 2) 軸扭轉(zhuǎn)角的校核傳動軸在支承點 A，B 處的傾角 A, B 可按下式近似計算：A B 3yh r a dl將上式計算的結(jié)果代入得：