分级变速主传动系统的设计题目13Z6公比158.docx
《分级变速主传动系统的设计题目13Z6公比158.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《分级变速主传动系统的设计题目13Z6公比158.docx(16页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
分级变速主传动系统的设计题目13Z6公比158
课程设计
题目:
机械系统设计课程设计
班级:
姓名:
学号:
指导教师:
段铁群
系主任:
段铁群
2011年10月18日
摘要
《机械系统设计》课程设计内容有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、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,进行有关动力计算与校核。
2、图样技术设计:
(1)选择系统中的主要组件。
(2)图样的设计与绘制。
3、编制技术文件:
(1)对于课程设计内容进行自我技术经济评价。
(2)编制设计计算说明书。
关键词分级变速;传动系统设计,传动副,结构网,结构式,齿轮模数,传动比,计算转速
一、课程设计目的.................................................................4
二、课程设计题目、主要技术参数和技术要求..................4
三、运动设计........................................................................4
1.确定极限转速,转速数列,结构网和结构式...............4
2.主传动转速图和传动系统图.....................................4
3.确定变速组齿轮齿数,核算主轴转速误差...................6
四、动力计算.............................................…………..…….7
1.传动件的计算转速.......................................................7
2.传动轴和主轴的轴径设计............................................7
3.计算齿轮模数..............................................................8
4.带轮设计.....................................................................9
五、主要零部件选择............................................................10
六、校核..............................................................................10
七、结束语.........................................................................15
八、参考文献.......................................................................15
一、课程设计目的
《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结构,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;完成系统主转动设计,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。
二、课程设计题目,主要技术参数和技术要求分级、
分级变速主传动系统的设计:
技术参数:
Nmin=71r/min,Nmax=710r/min,
Z=6级,公比为1.58;电动机功率P=4KW,电机转速n=1440r/min
三、运动设计
1.确定极限转速,转速数列,结构网和结构式
(1)确定极限转速,公比、变速级数
Nmin=71r/min,Nmax=710r/min;=1.58;z=6
(2)转速数列:
71r/min,112r/min,180r/min,280r/min,450r/min,710r/min,共6级
(3)确定变速范围:
Rn=Nmax/Nmin=710/71=10
(4)确定结构网和结构式
(1)写传动结构式:
主轴转速级数Z=6.结构式6=31×23
(2)画结构网。
如图所示:
2.主传动转速图和传动系统图
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绘制转速图。
转速图如图所示:
3.计算齿轮齿数
(1)、齿数计算基本组:
第一扩大组:
(2)校核各级转速的转速误差
实际传动比所造成主轴转速误差
,其中为实际转速,n为标准转速。
依据题意,
各执行轴转速误差数据如下:
n
71
112
180
280
450
710
n`
72
111.45
177.5
284
445.81
720
误差
9%
0.49%
1.38%
1.43%
0.93%
1.4%
全部满足要求
(3)传动系统图如下:
四、动力计算
1传动件的计算转速
列表如下:
轴序号
0
I
II
III
计算转速
1440r/min
710r/min
450r/min
112r/min
(2)确定传动齿轮的计算转速
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,因此只需要求取危险小齿轮的计算转速。
最小齿轮的计算转速如下:
齿轮序号
I
II
III
计算转速
710r/min
450r/min
112r/min
2.传动轴和主轴的轴径设计
传动轴轴径初定
3.计算齿轮模数及尺宽,分度圆直径
(1)计算齿轮模数
一般在同一变速组中的齿轮取相同的模数,选择负荷最重的小齿轮,按简化的接触疲劳强度公式进行计算
(2)计算齿轮分度圆直径及齿宽
B12=m=8*3.5=28mmh=7.875mm;B34=m=8*3=24mmh=6.75mm
4.带轮设计
(1)确定计算功率:
P=4kw,K为工作情况系数,查表取K=1.1,pd=kAP=1.1x4=4.4kw
(2)选择V带的型号:
根据pd,n1=1440r/min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=1440x100/710=202.816mm取d2=200mm
计算实际传动比i=d2/d1=200/100=2
相对误差:
︱i0-i/i0︱==1.35%<5%合格
(4)定中心矩a和基准带长Ld
[1]初定中心距a0
0.7(d1d2)a02(d1+d2))
213.5a0600取ao=400mm
[2]带的计算基准长度
Ld0≈2a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0
≈2x400+/2(100+200)+(200-100)2/4x400
≈1285mm
查[1]表3.2取Ld=1250mm
[3]计算实际中心距
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=400+(1250-1285)/2=382.5mm取a=385
[4]确定中心距调整范围
amax=a+0.03Ld=385+0.03x1250=422.5mm取amax=423mm
amin=a-0.015Ld=385+0.015x1250=366.25mm取amin=366mm
(5)验算包角:
1=180-(d2-d1)/ax57.30=180-(200-100)/385x57.30=164.3>170
(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=1.60kw
查表得功率增量P0=0.17kw
查表得包角系数K=0.95
查表得长度系数Kl=0.98
确定带根数:
ZPd/(P0+P0)KKl=4.4/(1.60+0.17)x0.95x0.98=2.67取Z=3
五、主要零部件选择
1.轴承的选取
(1)带轮:
选用深沟球轴承,型号:
6007
(2)一轴:
选用深沟球轴承,型号:
6006
(3)二轴:
采用深沟球轴承,型号:
6007
(4)主轴:
主轴是传动系统之中最为关键的部分,因此应该合理的选择轴承。
从主轴末端到前端依次选择轴承为角接触轴承,型号:
7010C;
双列圆柱滚子轴承,型号:
NN3000K,
深沟球轴承,型号:
6010
2.键的选取
(1)带轮:
选平键:
10x8
(2)1轴:
选平键:
12x8
(3)2轴:
选平键:
12x8,12x8
(4)3轴:
选平键:
12x8,25x14
六、校核
1齿轮校核
直角圆柱齿轮的应力验算公式:
轴序号
I
I
I
II
II
II
II
II
III
III
齿轮齿数Z
27
35
20
43
35
50
50
20
50
80
模数M(mm)
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3.5
3
3
3
3
分度圆d(mm)
94.5
122.5
70
150.5
122.5
175
150
60
150
240
齿根圆直径df(mm)
86.6
114.6
62.125
142.6
114.6
167.125
143.25
53.25
143.25
233.25
齿顶圆直径da(mm)
101.5
129.5
77
157.5
129.5
182
156
66
156
246
2、主轴弯曲刚度校核
(1)主轴刚度符合要求的条件如下:
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
(2)计算如下:
前支撑为双列圆柱滚子轴承,后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L=450mm.
当量外径de==
主轴刚度:
因为di/de=25/285=0.088<0.7,所以孔对刚度的影响可忽略;
ks==2kN/mm
刚度要求:
主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定
3、轴承校核
I轴选用的是深沟球轴承轴承6006其基本额定负荷为13.0KN
由于该轴的转速是定值n=100r/min,所以齿轮越小越靠近轴承,对轴承的要求越高。
根据设计要求,应该对Ⅰ轴未端的轴承进行校核。
齿轮的直径d=84
Ⅰ轴传递的转矩
T=9550=341Nm
齿轮受力N
根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为
因轴承在运转中有中等冲击载荷,又由于不受轴向力,按《机械设计》查表得
为1.0到1.2,取,则有:
N
轴承的寿命因为,所以按轴承1的受力大小计算:
故该轴承能满足要求。
4.润滑与密封
主轴转速