機械系統(tǒng)設計課程設計7級變速

哈 爾 濱 理 工 大 學課 程 設 計題 目： 分級變速主傳動系統(tǒng)設計 學 院： 機械動力工程學院 姓 名： 指導教師： 段 鐵 群 系 主 任： 段 鐵 群 2013年08月29日不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印-目 錄第一章 運動計算1.1 課程設計的目的1.2 課程設計的內(nèi)容1.3 課程設計的題目，主要技術參數(shù)和技術要求1.4 運動參數(shù)及轉速圖的確定1.5 核算主軸轉速誤差第二章 動力計算2.1 帶傳動設計2.2 計算轉速的計算2.3 齒輪模數(shù)計算及驗算2.4 傳動軸最小軸徑初定2.5 執(zhí)行軸合理跨距計算第三章 主要部件的校核3.1 主軸強度，剛度校核3.2 傳動軸剛度校核3.3 軸承壽命校核第四章 總結第五章 參考文獻千萬不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印。在目錄上點右鍵“更新域”，然后“更新整個目錄”。打印前，不要忘記把上面“Abstract”這一行后加一空行第1章 運動計算1.1 課程設計的目的機械系統(tǒng)設計課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，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。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內(nèi)容機械系統(tǒng)設計課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算：（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計：（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3編制技術文件：（1）對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求1.3.1課程設計題目和主要技術參數(shù)題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設計技術參數(shù)：Nmin=75r/min；Nmax=600r/min；Z=7級；公比為1.41；電動機功率P=4KW；電機轉速n=1440r/min1.3.2技術要求：（1）利用電動機完成換向和制動。（2）各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構。（3）進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。1.4 運動參數(shù)及轉速圖的確定（1）轉速范圍。Rn=600/75=8（2）轉速數(shù)列。查1表 2.12，首先找到75r/min、然后每隔5個數(shù)取一個值，得出主軸的轉速數(shù)列為75r/min、106 r/min、150 r/min、212 r/min、300 r/min、425 r/min，600r/min共7級。（3）定傳動組數(shù)。對于Z=7可分解為：7=222。 （4）寫傳動結構式。根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=7=212223。（5） 畫轉速圖。轉速圖如下圖2-2。 圖2-2 系統(tǒng)轉速圖 （6）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3： 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin2224,齒數(shù)和Sz100120，由【1】表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，(1)、齒數(shù)計算基本組傳動比分別為1/1、 1/1.41 Sz= 58、75、84、87、96 取Sz=58,小齒輪齒數(shù)分別為:29, 24 Z1 / Z1 =29/29, Z2/Z2 =24/34第二擴大組傳動比分別為1/1、1/2 Sz=66、72、78、84、90、96取Sz=84,小齒輪齒數(shù):42,28 Z3/Z3=42/42，Z4/Z4=28/56第三擴大組傳動比分別為1、1/2.8 Sz=84、88、92、114取Sz=114,小齒輪齒數(shù):57,30 Z5/Z5=57/57，Z6/Z6=30/84 擴大組基本組第一擴大組第二擴大組齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6Z6齒數(shù)2929243442422856575730841.5 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過10(-1),即 10(-1)n60042530021215010675n61443031021215210775.5誤差值2.8%1.4%2.8%016%0.7%0.8%以上誤差值均小于4.1% 故合格.第2章 動力計算2.1 帶傳動設計1)確定計算功率Pd帶式輸送載荷變動小，查（機械設計）表3.5得工況系數(shù)K=1.1Pd= KP=1.14=4.4 KW2)選取V帶型號根據(jù)Pd，n1參考圖3.16及表3.3選帶型及小帶輪直徑，選擇A型V帶，d1=125mm。3）確定帶輪直徑d1，d2（1）選小帶輪直徑d1參考圖3.16及表3.3選d1=125mm（2）驗算帶速vv=9.4 m/s(3)確定從動輪基準直徑d2d2=n1n2 d1=253mm按表3.3取標準值 d2=250mm（4）計算實際傳動比i當忽略滑動率時：i=d2/d1=2（5）驗算傳動比相對誤差：題目理論傳動比：i0=n1/n2=2.02傳動比相對誤差：i0-ii0100%=1%<4%4)定中心距a和基準帶長Ld（1）初定中心距a00.7（d1+d2）a02（d1+d2）298mma0850初定a0=800mm（2）計算帶的計算基準長度Ld0Ld02a0+2（d1+d2）+（d2-d1）24a0求得Ld0=2277mm查表3.2取標準值Ld=2500mm（3）計算實際中心距aaa0+Ld-Ld02求得：a=550（4）確定中心距調(diào)整范圍amax=a+0.03Ldamin=a-0.015Ld得; amax=600mm amin=550mm5）驗算包角a1a1=180o-（d2-d1）a57.3o求得：a1=167.5>120o 合格6）確定V帶根數(shù)z（1）確定額定功率P0由d1及n1查表3.6，得P0=2.2kw（2）確定各修正系數(shù)功率增量P0:查表3.7的得P0=0.17包角系數(shù)Ka：查表3.8得Ka=0.96長度系數(shù)KL:查表3.9得KL=0.99（3）確定V帶根數(shù)zzPdP0+P0KaKL求得：z1.79 、取z=2根7）確定單根V帶初拉力F0查表3.1得:單位長度質(zhì)量q=0.1根據(jù)公式：F0=500Pdvz2.5Ka-1=qv2得：F0=133.9N8）計算壓軸力FQ=2zF0sin12求得：FQ=797.1N9)帶輪結構設計（1）小帶輪d1=125mm，采用實心結構。（2）大帶輪d2=300mm，采用腹板式結構。2.2 計算轉速的計算（1） 主軸的計算轉速nj，由公式n=n 得，主軸的計算轉速nj=125r/min。 （2） 確定各傳動軸的計算轉速。軸共有4級轉速：212r/min、300 r/min、425 r/min、600 r/min。若經(jīng)傳動組中的傳動副46：46，得到的轉速均不低于主軸的計算轉速， 故其計算轉速nj=180 r/min；同理可得軸、 軸的計算轉速。 軸號軸 軸 軸主軸計算轉速 r/min600425212150 表3.1 各軸計算轉速 （3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z5裝在主軸上并具有150-600r/min共4級轉速，均可傳遞傳遞全功率，故Zj=150 r/min。 齒輪Z裝在軸上，有150600 r/min共4級轉速，經(jīng)齒輪副Z/ Z傳動主軸，只有425r/min、600r/min可傳遞全功率，故Zj=425r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計算轉速 序號ZZZZZn6006004254254252.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。表3-3 模數(shù)組 號基本組第一擴大組第二擴大組模數(shù) mm4.544 （2）基本組齒輪計算。基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒 輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3 齒 數(shù)292924344242分度圓直徑130.5130.5108153168168齒頂圓直徑136.03136.02113158173173齒根圓直徑126 126104149164164齒 寬22.522.520202020按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。計算如下： 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 N-傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=3.5kW; -計算轉速（r/min）. =600（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.7（mm）; B-齒寬（mm）;B=20（mm）; z-小齒輪齒數(shù)；z=24; u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.0; -壽命系數(shù)； = -工作期限系數(shù)； T-齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min） -基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; -轉速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78 -材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60 -工作狀況系數(shù)，取=1.1 -動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1 -齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1 Y-齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；-許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa （3）擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z4Z4Z5Z5齒數(shù)42422856分度圓直徑168168112224齒頂圓直徑173173117229齒根圓直徑164164108220齒寬20202020按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=574.35 Mpa=650Mpa； =118.77Mpa=275Mpa。2.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-傳動軸直徑（mm） Tn-該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000； N-該軸傳遞的功率（KW） -該軸的計算轉速 -該軸每米長度的允許扭轉角，=。各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑軸 號軸 軸最小軸徑mm 31342.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=Kw，根據(jù)【1】表3.20，前軸徑應為6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩T=9550=9550=341.07Nm設該車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉直徑的60%，即180mm，故半徑為0.09m； 切削力（沿y軸） Fc=3789.7N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=1894.8N 總作用力 F=4237.0N此力作用于工件上，主軸端受力為F=4237.0N。先假設/a=2，=2a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為RA=F=4237=6355.5NRB=F=4237=2118.5N根據(jù) 文獻【1】式3.7得：Kr=3.39得前、后支承的剛度：KA= 1689.69 N/； KB= 785.57 N/；求最佳跨距：= =2.15主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I=113.810-8m4 = =0.084查【1】圖3-38 得 =1.7，與原假設接近，所以最佳跨距=1201.7=204mm合理跨距為（0.751.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。 根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第3章 主要部件的校核3.1 主軸強度、剛度校核4.1.1軸的強度校核（1）軸的受力分析1）求軸傳遞的轉矩T=9.55=9.55=238.75Nmm2)求軸上的作用力齒輪上的圓周力= = =2652Nmm齒輪上的徑向力=tan= 2652tan20=965Nmm3)確定軸的跨距=255，=130，=80（2）軸的受力分析1）作軸的空間受力簡圖2）作水平受力簡圖和彎矩圖=292N =5549N=74460N =-303120N 3）作垂直受力簡圖和彎矩圖=466N =913N=118830N 4）作合成彎矩圖=140231Nmm=303120Nmm5）作轉矩圖=341.07Nmm=341070 Nmm6）作當量彎矩圖=368773Nmm由機械設計教材表7.5查得，對于45鋼，=600Mpa, =55Mpa,由公式=21.0Mpa<，故軸的強度足夠。3.2 軸的剛度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：: L-兩支承的跨距；D-軸的平均直徑；X=/L；-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 -輸入扭距齒輪撓度； -輸出扭距齒輪撓度 ； -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：=0.024；=0.078；=0.128； =0.203；=0.098；=0.044。 合成撓度 =0.224 查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000 L即=0.2325。 因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2）扭轉角的校核傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算： 將上式計算的結果代入得： 由文獻【6】，查得支承處的=0.001因0.001，故軸的轉角也滿足要求。傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算： 將上式計算的結果代入得： 由文獻【6】，查得支承處的=0.001因0.001，故軸的轉角也滿足要求。3.3 軸承壽命校核由軸最小軸徑可取軸承為6016深溝球軸承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。對軸受力分析得：前支承的徑向力Fr=5623.6N。 由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 L10h=15000h L10h=55808hL10h=15000h 軸承壽命滿足要求。第4章 總 結為期二周的機械系統(tǒng)設計課程設計即將結束了，二周的時間雖然短暫，但對我們來說是受益匪淺，收獲頗豐的。通過這二周的設計使我們不再只是胸中空有理論，不再是紙上談兵，而是將理論和實踐相結合，進行實實在在的設計。這使得我們不但鞏固了理論知識，而且掌握了設計的步驟和要領，使我們更好的利用圖書館的圖書資料和網(wǎng)絡信息資源，更熟練的使用我們手中的各種設計手冊以及AutoCAD等繪圖軟件，為我們的畢業(yè)設計打下了良好的基礎。課程設計使我們認識到了只是努力的學好書本上的知識是不夠的，還應該更好的做到理論聯(lián)系實踐，理論運用到實際。這無論對我們大學學習，還是日后工作都是很有幫助的。在此，學生也非常感謝老師給我們的辛勤指導，使我們學到了好多，也非常珍惜學院給我們的這次設計的機會，它將是我們畢業(yè)設計完成的更出色的關鍵一步。最后，衷心的感謝段鐵群老師以及其他幾位幫助過我的老師，感謝你們的精心指導和悉心幫助，使我順利的完成此次設計。謝謝！ 第5章 參 考 文 獻1 機械系統(tǒng)設計 段鐵群主編2 機械設計 于惠力 向敬忠 張春宜主編3 機械設計課程設計 于惠力 張春宜 潘承怡主編4 課程設計指導書20