课题8分级变速主传动系统设计论文 题目8Word格式文档下载.docx
《课题8分级变速主传动系统设计论文 题目8Word格式文档下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《课题8分级变速主传动系统设计论文 题目8Word格式文档下载.docx（22页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
第5章校核20
5.1刚度校核20
5.2轴承寿命校核21
第6章结构设计及说明22
6.1结构设计的内容、技术要求和方案22
6.2展开图及其布置22
结论23
参考文献24
致谢24
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，进行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基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、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某些典型机构，进行选择和改进；
结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；
完成系统主传动设计，达到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，达到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基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行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部分组成。
1.2.1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，最佳功能原理方案的确定。
（2）根据总体设计参数，进行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，进行有关动力计算和校核。
1.2.2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。
1.2.3编制技术文件
（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。
（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
1.3.1课程设计题目和主要技术参数
题目：
技术参数：
Nmin=50/min；
Nmax=800r/min；
Z=9级；
公比为1.41；
电动机功率P=4KW；
电机转速n=1440r/min
1.3.2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运动参数及转速图的确定
2.1.1转速范围
Rn===16
2.1.2转速数列
转速数列。
查《机械系统设计》表2-9标准数列表，首先找到50r/min、然后每隔5个数取一个值（1.41=1.066），得出主轴的转速数列为50r/min、71r/min、100r/min、140r/min、200r/min、280r/min，400r/min，560r/min，800r/min共9级。
2.1.3确定结构式
对于Z=9可分解为：
Z=31×
33。
。
2.1.4确定结构网
根据“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案Z=31×
33,易知第二扩大组的变速范围r=φ（P3-1）x=1.414=3.95〈8满足要求，其结构网如图2-1。
图2-1结构网Z=31×
33
2.1.5绘制转速图和传动系统图
（1）选择电动机：
采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。
（2）绘制转速图：
转速图
（3）画主传动系统图。
根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2-3：
1-2轴最小中心距：
A1_2min>
1/2（Zmaxm+2m+D）
轴最小齿数和:
Szmin>
（Zmax+2+D/m）
定中间轴转速
b:
ib1=1/3,ib2=1,ib3=3基本组
a:
ia1=1:
11/21:
1.41第一扩大组
2.2确定各变速组此论传动副齿数
（2）直齿圆柱齿轮Zmin18-20,m4
图2-3主传动系统图
（7）齿轮齿数的确定。
变速组内取模数相等，据设计要求Zmin≥18—20,齿数和Sz≤100～120，由表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
基本组
第一扩大组
1:
1
2.78:
2.78
1：
1.41
2
代号
Z
齿数
36
53
19
59
59
49
69
39
79
2.3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Nmin=50r/min，实际转速Nmin=1440*90/180*30/42*66/33=734.69r/min
则有
=3.47％〈4.1％
因此满足要求。
各级转速误差
n
800
560
400
280
200
100
71
50
n`
802
560.8
401.2
280.68
200.03
99.68
71.35
50.2
误差
1..2％
0.41％
0.85％
0.47％
0.15％
0.32％
0.49％
2.41％
只有一级转速误差小于4.1％，因此不需要修改齿数。
第3章动力计算
3.1带传动设计
输出功率P=4kw,转速n1=1440r/min,n2=280r/min
（1）确定计算功率:
按最大的情况计算P=4kw,K为工作情况系数，查[1]表3.5.取K=1.0
pd=kAP=1.0X4=4kw
（2）选择V带的型号:
根据pd,n1=1440r/min参考[1]图表3.16及表3.3选小带轮直径，查表选择A型V带d1=100mm
（3）确定带轮直径d1,d2
小带轮直径d1=100mm
验算带速v=d1n1/（60X1000）=X100X1440/（60X1000）=7.536m/s
从动轮直径d2=n1d1/n2=1440X100/280=514.28mm取d2=500mm查[1]表3.3
计算实际传动比i=d2/d1=500/100=5
（4）定中心矩a和基准带长Ld
[1]初定中心距a0
0.7（d1+d2）a02（d1+d2））
420a01200取ao=700mm
[2]带的计算基准长度
Ld0≈2a0+（d1+d2）/2+（d2-d1）2/4a0
≈2399mm
查[1]表3.2取Ld0=2400mm
[3]计算实际中心距
[4]确定中心距调整范围
amax=a+0.03Ld=700.5+0.03X2400=772.5mm
amin=a-0.015Ld=700.5-0.015X2400=664.5mm
（5）验算包角:
1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-（180-90）/290X57.30=1720>
1200
（6）确定V带根数：
确定额定功率：
P0
由查表并用线性插值得P0=0.15kw
查[1]表37得功率增量P0=0.13kw
查[1]表38得包角系数K=0.99
查[1]表3得长度系数Kl=0.81
确定带根数：
Z=P/｛（P+△P）×
K×
K｝
=3.85/（1.05+0.13）X0.99X0.81=4.07取Z=5
3.2计算转速的计算
（1）.主轴的计算转速
本设计所选的是中型普通车床，所以由《机械系统设计》表3-2中的公式
＝50＝100r/min
（2）.传动轴的计算转速
在转速图上，轴Ⅲ在最低转速140r/min时经过传动组传动副，得到主轴转速为400in。
这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴Ⅲ的最低转速为该轴的计算转速即nⅢj=140/min,同理可求得轴Ⅱ的计算转速为=280r/min、轴Ⅰ计算转速为=280r/min
（2）确定各传动轴的计算转速。
由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮，因此只需求出危险小齿轮的计算转速。
在传动组c中Z在轴2有的转分别为100in,280/min,800min，这3转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮Z38的计算转速为这3转速的最小值即=100/min
同理可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即
=100r/min=100r/min
各计算转速入表3-1。
表3-1各轴计算转速
轴号
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
计算转速r/min
（3）确定齿轮副的计算转速。
齿轮Z装在主轴上并具有50-800r/min共.级转速，其中只有100r/min传递全功率，故Zj=100r/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
n
3.3齿轮模数计算及验算
1、计算各传动轴的输出功率
2、计算各传动轴的扭矩
（n.mm）
（n.mm）
3、轴径设计及键的选取
轴一：
，取带入公式：
有，,圆整取
选花键：
轴二：
选花键：
轴三：
主轴：
选择主轴前端直径，后端直径
取，则平均直径。
对于普通车床，主轴内孔直径,故本例之中，主轴内孔直径取为
支承形式选择两支撑，初取悬伸量，支撑跨距。
选择平键连接，
4、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行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。
45号钢整体淬火，
按接触疲劳计算齿轮模数m
1-2轴由公式mj=16338可得，m=2.5mm
2-3轴由公式mj=16338可得，m=2.5mm
3-主轴由公式mj=16338可得，m=3.0mm
表3-3模数
组号
模数mm
3
（2）基本组齿轮计算。
基本组齿轮几何尺寸见下表
齿轮
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
19
分度圆直径
108
159
57
齿顶圆直径
114
165
63
齿根圆直径
100.5
151.5
49.5
齿宽
25
按基本组最小齿轮计算。
小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
计算如下：
①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=4kW;
-----计算转速（r/min）.=500（r/min）;
m-----初算的齿轮模数（mm）,m=3（mm）;
B----齿宽（mm）;
B=25（mm）;
z----小齿轮齿数；
z=19;
u----小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.78;
-----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）,=500（r/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=650Mpa；
---许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275Mpa；
根据上述公式，可求得及查取值可求得：
=635Mpa
=78Mpa
（3）扩大组齿轮计算。
扩大组齿轮几何尺寸见下表
Z4
Z4`
Z5
Z5`
Z6
Z6`
177
147
207
117
237
183
153
213
123
243
169.5
139.5
199.5
109.5
229.5
齿宽
按扩大组最小齿轮计算。
同理根据基本组的计算，
查文献【6】，可得=0.62，=0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619Mpa
=135Mpa
3.5主轴合理跨距的计算
由于电动机功率P=4KW，根据【1】表3.20，前轴径应为60~90mm。
初步选取d1=80mm。
后轴径的d2=（0.7~0.9）d1，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×
=424.44N.m
假设该机床为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50%，这里取60%，即180mm，故半径为0.09m；
切削力（沿y轴）Fc==4716N
背向力（沿x轴）Fp=0.5Fc=2358N
总作用力F==5272.65N
此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。
先假设l/a=2，l=3a=240mm。
前后支承反力RA和RB分别为
RA=F×
=5272.65×
=7908.97N
RB=F×
=2636.325N
根据文献【1】式3.7得：
Kr=3.39得前支承的刚度：
KA=1689.69N/；
KB=785.57N/；
==2.15
主轴的当量外径de=（80+60）/2=70mm，故惯性矩为
I==113.8×
10-8m4
η===0.14
查【1】图3-38得=2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=120×
2.0=240mm
合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。
根据结构的需要，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章主要零部件的选择
4.1电动机的选择
转速n＝1440r/min，功率P＝4kW
选用Y系列三相异步电动机
4.2轴承的选择
I轴：
与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C另一安装深沟球轴承6012
II轴：
对称布置深沟球轴承6009
III轴：
后端安装双列角接触球轴承代号7015C
另一安装端角接触球轴承代号7010C
中间布置角接触球轴承代号7012C
4.3变速操纵机构的选择
选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。
第5章校核
5.1轴的校核
（a）主轴的前端部挠度
（b）主轴在前轴承处的倾角
（c）在安装齿轮处的倾角
E取为，
，
由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算
将其分解为垂直分力和水平分力
由公式
可得
主轴载荷图如下所示：
由上图可知如下数据：
a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm
计算（在垂直平面）
,
，，
计算（在水平面）
合成：
5.2轴承寿命校核
由П轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,ε=3；
P=XFr+YFaX=1，Y=0。
对Ⅱ轴受力分析
得：
前支承的径向力Fr=2642.32N。
由轴承寿命的计算公式：
预期的使用寿命[L10h]=15000h
L10h=×
=×
=
h≥[L10h]=15000h
轴承寿命满足要求。
第6章结构设计及说明
6.1结构设计的内容、技术要求和方案
设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。
课程设计由于时间的限制，一0般只画展开图。
主轴变速箱是机床的重要部件。
设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。
精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。
主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。
在正式画图前应该先画草图。
目的是：
1布置传动件及选择结构方案。
2检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。
3确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确
定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。
6.2展开图及其布置
展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。
轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。
有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。
齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。
这样轴的间距加大。
另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。
这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。
我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。
总布置时需要考虑制动器的位置。
制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。
制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。
齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。
结论
分级变速主传动系统设计的结构及部分计算，到这里基本结束了，由于笔者水平有限，加之时间仓促，仅对分级变速主传动系统主要部分进行设计和校核，定有许多地方处理不够妥当，有些部分甚至可能存在错误，望老师多提宝贵意见。
经过这次课程设计，使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解，并且对设计工作有了更深入的认识。
在设计过程中，得到XX老师的精心指导和帮助，在此表示衷心的感谢。
参考文献
【1】候珍秀.《机械系统设计》.哈尔滨工业大学出版社，修订版；
【2】、于惠力主编《机械设计》科学出版社第一版
【3】、戴曙主编《金属切削机床设计》机械工业出版社
【4】、戴曙主编《金属切削机床》机械工业出版社第一版
【4】、赵九江主编《材料力学》哈尔滨工业大学出版社第一版
【6】、郑文经主编《机械原理》高等教育出版社第七版
【7】、于惠力主编《机械设计课程设计》科学出版社
致谢
在设计成过程中，感谢很多人的帮助和指点，首先我要感谢我的母校的辛勤培育，感谢院系各位老师四年来的谆谆教诲，感谢他们默默的栽培我。
本次设计是在我的导师XX教授的亲切关怀和悉心指导下完成的。
他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。
从课题的选择到项目的最终完成，老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持，在此，谨向教师表示衷心的感谢和崇高的敬意！
此外，在毕业设计过程中，也得到了其他老师和同学的帮助，设计任务一直在很好的氛围中进行，在这里，也向他们表示真诚的感谢！
再次向设计中所有提供过帮助的人表示感谢！
升级会员 