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机械系统设计分级变速主传动系统设计 (2)


哈尔滨远东理工课程设计说明书


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绪论……………………………………………………………..............…..2
1.1 课程设计的目的…………………………………………………….…....2

2

运动设计…………………………………………

……………………..…..3
2.1 运动参数及转速图的确定………………………………………………...4 2.2 主轴传动件计算……………………………………………………….....8

3

动力计算…………………………………………………………………....9
3.1 主轴传动轴直径初选……………………………………………………10 3.2 齿轮参数确定、齿轮应力计算………………………………………… 11 3.3 带传动设计……………………………………………………………...14 3.4 主轴合理跨距的计算…………………………………………………….15

4

主要零部件的选择…………………………………………………….......18
4.1 选择电动机,轴承,键和操纵机构………………………………...……....18

5

校核…………………………………………………………………….......19
5.1 Ⅱ轴刚度校核…………………………………………………………....19 5.2 轴承寿命校核…………………………………………………………....20

6 总 结 参考文献

……………………………………………………………… 21 ……………………………………………………………….. 22

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1.1 课程设计的目的

绪论

《机械系统课程设计》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。

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运动设计

1 运动参数及转速图的确定
N max = 900/90=10 N min (2) 转速数列。查《机械系统设计》表 2-9 标准数列表,首先找到 90r/min 、然后每隔 3 个数取一个值,得出主轴的转速数列为 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 级。 (3) 定传动组数,选出结构式。对于 Z=11 可按 z=12 写出结构式, 并且有一级速度重复。即:Z=10=31×23×25。 (4) 根据传动结构式,画结构图。 根据“前多后少”,“ 前密后疏” , “升 2 降 4”,“前满后快” 的 原 则 , 选 取 传 动 方 案 Z=31 × 23 × 24, 可 知 第 二 扩 大 组 的 变 速 范 围 r2 ? ? p2 ( x2 ?1) ? 1.264 ? 2.52 ? rn min ? 8 满足“升 2 降 4”要求,其结构网如图

(1) 转速范围。Rn=

2-1。 图 2-1 结构网 Z=11=31×23×25

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(5) 画转速图。转速图如下图 2-2。 图 2-2 系统转速图

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(6)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:

图 2-3

主传动系统图
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2.5/3.5Kw 710/1420r/min

(7)齿轮齿数的确定。根据齿数和不宜过大原则一般推荐齿数和在 100~ 120 之间,和据设计要求 Zmin≥17,原则。并且变速组内取模数相等,变 速组内由《机械系统设计》表 3-1,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。
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表 2-2 传 动 比 基本组 1:1.2 5 Z1 60
'

齿轮齿数 第一扩大组 1:2 2:1 Z3 72
'

1:1.57 Z2 42 Z2 66

1.25:1 Z4
'

代 Z1 号 齿 48 数

Z3 36

Z4 72

Z5 60

36

Z5 48

'

2 主轴.传动件计算 2.1 计算转速 (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 =75 1.26 =165.6r/min 取180 r/min (2). 传动轴的计算转速 在转速图上,轴Ⅱ在最低转速 180r/min 时经过传动组 b 的 72:36 传动 副,得到主轴转速为 355r/min。这个转速高于主轴计算转速,在恒功率区 间内,因此轴2的最低转速为该轴的计算转速即 1的计算转速为 =355r/min =180/min,同理可求得轴
( 11 ?1) 3

(3)确定各齿轮计算转速 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 b中Z36在轴Ⅲ上具有 的 转 速 900r/min,710r/min,560r/min,450/min,355r/min,280r/minz 这 六 种转速都在恒功率区间内,即都要求传递最大功率所以齿轮 Z36 的 计算转速为这六种转速的最小值即njz53=180r/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 , njz30=224r/min

njz30=280r/min

2 验算主轴转速误差
实际传动比所造成的主轴转速误差,一般不应超过±10( ? -1)%,即
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|实际转速 n`-标准转速 n| -------------------------------

〈 10( ? -1)%

标准转速 n 对 于 标 准 转 速 n=90r/min 时 , 其 实 际 转 速 n`=355 × 36/72 × 36/72=88.75r/min (88.75-90)/90=1.38%〈10(1.26-1)%=2.6% 因此满足要求。 同理可得各级转速误差如表 各级转速误差

n n ` 误 差

90 8 8.75

112 99.78

140 125.34

180 160.65

224 199.58

280

355 450

560 710

251.72 315 400 500 630 0.37% 0 0 0 0

1. 0.28% 035% 38%

0.43%

0.25%

各级转速都满足要求,因此不需要修改齿数。

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1 主轴.传动轴直径初选

动力计算

(1)主轴轴径的确定 在设计初期,由于主轴的结构尚未确定,所以只能根据现有的资料 初 步 确 定 主 轴 直 径 。 由 << 机 械 系 统 设 计 >> 表 4-9 初 选 取 前 轴 径 d1=75mm,后轴颈的轴径为前轴径,所以d2=(0.7~0.85)d1=60mm。 (2)传动轴直径初定 传动轴直径按文献[5]公式(6)进行概算

式中

d---传动轴直径(mm) T=9550000 ?

Tn---该轴传递的额定扭矩(N*mm) N----该轴传递的功率(KW)

N ; nJ

n j ----该轴的计算转速

?? ? ---该轴每米长度的允许扭转角, ?? ? = 0.5
取 ?? ? = 0.5?

?

~10 。

N0 ? P 0 =2.5/3.5Kw,验算3.5Kw。 N1 ? P 1 ?P 0 ? 0.96 ? 3.36Kw N2 ? P 2 ?P 1 ? 0.995 ? 0.97 ? 3.24Kw N3 ? P 3 ?P 2 ? 0.995 ? 0.99 ? 3.19Kw

轴Ⅰ:

=9550000×3.36/355=71785(N.mm)
d? =1.64 ? 4
71785 =31.92mm 0.5

取35mm

轴Ⅱ:

=9550000×3.24/200=154710(N.mm)

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=1.64 ? 4

154710 =38.68mm 0.5

取40mm

2

齿轮参数确定、齿轮应力计算

(1) 齿轮模数的初步计算 一般同一组变速组中的齿轮取同一模数,选择负荷最小的齿轮, 按简化的接触疲劳强度由文献[5]公式(8)进行计算:

式中:

为了不产生根切现象,并且考虑到轴的直径,防止在装配 时干涉,对齿轮的模数作如下计算和选择: 轴Ⅰ-轴Ⅱ:以最小齿轮齿数30为准
68 ? 1) ? 3.5 30 m=16338 ? 3 =2.77 68 2 2 8 ? 30 ? ? 650 ? 447 30 (

取m=3

轴Ⅱ-轴Ⅲ:以最小齿轮齿数30为准
76 ? 1) ? 3.5 30 m=16338 ? 3 =2.94 76 8 ? 302 ? ? 6502 ? 200 30 (
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取m=3

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(2) 齿轮参数的确定 计算公式如下: 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 =6 取 =8

由已选定的齿数和计算确定的模数,将各个齿轮的参数计算如下表 (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 齿数 48 60 42 66 36 分度圆直径 144 180 126 198 108 齿顶圆直径 150 186 132 204 114 齿根圆直径 142.5 178.5 124.5 196.5 106.5 齿宽 25 25 25 25 25

Z3` 72 216 222 214.5 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
2088 ? 10 8 ?j ? zm (u ? 1) K 1 K 2 K 3 K s N ( MPa ) ? ? j uBn f

? ?

弯曲应力验算公式为:

?w ?

191? 105 K1 K 2 K 3 K s N (M P ) a ? ?? w ? zm 2 B Y n
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式中 N----传递的额定功率(kW) ,这里取 N 为电动机功率,N=3.5kW;

n j -----计算转速(r/min). n j =180(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=36; u----小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2;

K s -----寿命系数; K s = KT Kn K N Kq
K T ----工作期限系数;
m

KT ?

60n1T C0

T------齿轮工作期限,这里取 T=15000h.;

n1 -----齿轮的最低转速(r/min), n1 =180(r/min)
C0 ---- 基 准 循 环 次 数 , 接 触 载 荷 取 C0 = 107 , 弯 曲 载 荷 取 C0 = 2 ? 106

m----疲劳曲线指数,接触载荷取 m=3;弯曲载荷取 m=6;

K n ----转速变化系数,取 K n =0.60
K N ----功率利用系数,取 K N =0.78

K q -----材料强化系数, K q =0.60
K 3 -----工作状况系数,取 K 3 =1.1
K 2 -----动载荷系数,取 K 2 =1

K1 ------齿向载荷分布系数, K1 =1
Y------齿形系数,Y=0.386;

?? ?----许用接触应力(MPa),查表,取 ?? ?=650 Mpa;
j j

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,查表 4-7,取 ?? w ? =275 Mpa; ?? w ? ---许用弯曲应力(MPa) 根据上述公式,可求得及查取值可求得:

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? j =635 Mpa ? ?? j ?
? w =78 Mpa ? ?? w ?

(3)扩大组齿轮计算。 齿轮 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 Z4 72 216 222 214.5 25 扩大组齿轮几何尺寸见下表 Z4 Z5 Z5` ` 36 108 114 106.5 25 48 144 150 142.5 25 60 180 186 178.5 25

按扩大组最小齿轮计算。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。 同理根据基本组的计算, 查文献,可得

K n =0.62, K N =0.77, K q =0.60, K 3 =1.1,

K 2 =1, K1 =1,m=3.5, n j =355;
可求得:

? j =619 Mpa ? ?? j ?
? w =135Mpa ? ?? w ?
3 带传动设计

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哈尔滨远东理工课程设计说明书 定V带型号和 带轮直径 (1). 工 作 情 况 系数 (2).计算功率. (3).选带型号 (4). 小 带 轮 直 径 =(1-ε ) (5). 大 带 轮 直 径 = ( 1 - 0.01 ) 2 100 = 取 =200mm 198mm 按表4.5,4.6取标准值 取 =200mm

由机械设计表4.8查的

=1.1



P=1.1 3.5=3.85Kw

=3.85Kw A型 取 D1 =100mm

根据参考图4.11及表4.6选带型及小带轮直径

(6)验算带速

V?

? D1n
60 ?1000

?

3.14 ?100 ? 710 =3.72m/s 60 ?1000

满足要求

计算带长 (1). 初 取 中 心 距. (2). 计 算 带 . 基 准长度. 由式(4.24)得

0.7( D1 ? D2 ) ? a ? 2( D1 ? D2 ) ? 210 ? a ? 600
Ld 0 ? 2a ?

a0=400mm Ld=1250mm

?
2

( D1 ? D2 ) ?

( D2 ? D1 )2 =1277.5mm 4a

按表4.3取标准值 (3). 计 算 实 际 中心距

a ? a0 ?

Ld ? Ld 0 =413.74mm 2

a=415mm

(4) 确 定 中 心 距调整范围

amax=a+0.03Ld=452.5mm amin=a-0.015Ld=396.25mm α=
-

amax=452.5mm amin=396.25mm

(5)小轮包角.

D2 ? D1 ? 57.3 a

α = 168.6 ° > 120° 合格

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哈尔滨远东理工课程设计说明书 求带根数 (1). 确 定 额 定 功率 (2)确定各修正 系数 由《机械设计》表 4.10得 由《机械设计》表 4.3得 由《机械设计》表 4.9得 △ =0.96 =0.9 =0.09 Kw △ =0.96 =0.9 =0.09 Kw 查表4.7并用线性插值法求得 =0.7Kw =0.7Kw

( 3 )确定 V 带 根数Z

取z=6根

=5.38

求轴上载荷 (1) 确定单根 V 带初拉力

由《机械设计》表 4.2得 q=0.1kg/m

F0 =139.74N
=139.74N
(2)计算压轴力

= 2 ? 6 ? 140sin

166.2 2

=1660N

=1660N
(3)带轮结 构. 略.

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4 主轴合理跨距的计算

设 机 床 最 大 加 工 回 转 直 径 为 ?400mm, 电 动 机 功 率 P=3.5kw,,主轴计算转速为160r/min。 已选定的前后轴径为 :d1=75mm,d2=(0.7~0.85)d1=60mm,
定悬伸量a=120mm,主轴孔径为30mm。 轴承刚度,主轴最大输出转矩 3.19 =955 ?104 ? =190403(N.mm)设该车床的最大加工直 150 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=203.096/0.09=2256N 背向力(沿 x 轴) Fp=0.5 Fc=1128N 总作用力 F= FC
2

? Fp =2522.28N

2

此力作用于工件上,主轴端受力为 F=2522.28N。 先假设 l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分别为 l?a 120 ? 240 RA=F× =2522.28× =3783.42N l 240 a 120 RB=F× =2522.28× =1261.14N l 240 根据《机械系统设计》得: Kr=3.39 Fr 0.1 La 0.8 (iz) 0.9 cos1.9 a 得前支承的刚 K 1689 .69 度:KA= 1689.69 N/ ? m ;KB= 785.57 N/ ? m ; A = =2.15 K B 785 .57 主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm,故惯性矩为 ? ? (0.074 ? 0.034 ) I= =113.8×10-8m4 64

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2.1 ? 1011 ? 113.8 ? 10?8 =0.14 1689 .69 ? 0.13 ? 106 K A a3 l 查《机械系统设计》图 得 0 =2.0 ,与原假设接近,所以最佳跨距 l 0 =120 × a 2.0=240mm 合理跨距为(0.75-1.5) l 0 ,取合理跨距 l=360mm。

η =

EI

=

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=62mm,后轴径 d=55mm。后支承 采用背对背安装的角接触球轴承。

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主要零部件的选择

3.5 选择电动机,轴承,键和操纵机构 3.5.1电动机的选择: 转速n=710/1420r/min,功率P=2.5/3.5kW 选用Y系列三相异步双速电动机 3.5.2 轴承的选择:(轴承代号均采用新轴承代号) I轴:与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号 7007C 另一安装端角接触球轴承代号7008C II轴:对称布置角接触球轴承代号7008C 中间布置角接触球轴承代号7010C 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 3.5.3 单位(mm) I轴安装带轮处选择普通平键规格: =8 ?7 ? 40 安装齿轮处选择花键规格: N d
? 8 ? 36 ? 42 ? 7

II轴选择花键规格: N d
? 8 ? 42 ? 48 ? 8

III轴选择花键规格: N d
? 8 ? 62 ? 72 ?12

3.5.4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。

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一 Ⅱ轴刚度校核 (1)П 轴挠度校核

校核

单一载荷下,轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算:: L3 N ?0.75x ? x 3 ? Ya ?Yb ? ? 171.39 ? ?Y ? D4m Z n L-----两支承的跨距; D-----轴的平均直径; X= a i /L; a i -----齿轮工作位置处距较近支承点的距离; N-----轴传递的全功率; 校核合成挠度
Yh ? Ya
2

? Yb ? 2YaYb cos ? ? ?Y ?
2

Ya -----输入扭距齿轮挠度; Yb -------输出扭距齿轮挠度 ? ? ? ? 2(? ? ? ) ; ? ---被演算轴与前后轴连心线夹角; ? =144° 啮合角 ? =20°,齿面摩擦角 ? =5.72°。 代入数据计算得: y a 2 =0.026; y a 3 =0.084; y a1 =0.160; y b 5 =0.205; y b 4 =0.088; y b 6 =0.025。
查文献【6】 ,带齿轮轴的许用挠度 ? y ? =5/10000*L 即 ? y ?=0.268。 因合成挠度小于许用挠度,故轴的挠度满足要求。 合成挠度 Yh ?
y a1 ? yb5 ? 2 y a1 yb5 cos ? =0.238
2 2

(2) П 轴扭转角的校核
传动轴在支承点 A,B 处的倾角 ? A ,? B 可按下式近似计算: 3y ? ? ?? ? ? A ? ?? B ? h ?r a d l 将上式计算的结果代入得: ?r 2 ? ? A ? ?? B ? 0.0 0 0 5 ad 由文献【6】 ,查得支承处的 ?? ? =0.001 因 ? A ? ?? B ? 0.00052〈0.001,故轴的转角也满足要求。
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二 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+YFa X=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 16670 C 16670 ( )? L10h= × = n P 180 22.8 ? 1000 3 16670 36.3 ?1000 3 ( ) = ?( ) ? 288142.94 h≥[L10h]=15000h 2238.38 150 2642.32 轴承寿命满足要求。

×

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总结

经过两周的课程设计,在老师的耐心指导和自己的努力分级变速主传动系 统设计的结构及部分计算,到这里基本结束了,这次课程设计使我充分应 用了以前所学的知识,并应用这些知识来分析和解决实际问题,进一步巩 固和深化了以前的所学的专业基础知识, 同时也是对《机械系统设计》 学习的一个深入认识和理解的过程。同时也锻炼了自己独立完成工作的能 力,熟悉了一些设计思想懂得了一些设计中的注意事项 .本次课程设计进 一步规范了制图要求,学会应用标准,规范,和查阅相关资料的本领,掌 握了机械设计的基本技能,对以后的工作有很大的帮助。

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参考文献
【1】锻铁群.《机械系统设计》. 科学出版社,第一版; 【2】孙全颖.《机械精度设计与质量保证》哈尔滨工业大学出版社 【3】于惠力,向敬忠.《机械设计》.高等教育出版社,第四版; 【4】于惠力,张春宜. 《机械设计课程设计》 ,科学出版社; 【5】戴署.《金属切削机床设计》.机械工业出版社; 【6】陈易新, 《金属切削机床课程设计指导书》 ; 【7】 《金属切削机床典型结构图集》主传动部件 【8】 《机床设计手册》2 上册。

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