《機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計7級變速》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計7級變速（22頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 哈 爾 濱 理 工 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 題 目： 分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計 學(xué) 院： 機械動力工程學(xué)院 姓 名： 指導(dǎo)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(shè)計的目的 1.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 1.3 課程設(shè)計的題目，主要技術(shù)參數(shù)和技

2、術(shù)要求 1.4 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 1.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 第二章 動力計算 2.1 帶傳動設(shè)計 2.2 計算轉(zhuǎn)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(jié) 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

3、章 運動計算 1.1 課程設(shè)計的目的 《機械系統(tǒng)設(shè)計》課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(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)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(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)計標準和資料的方法，達到積累設(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

4、為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。 1.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 《機械系統(tǒng)設(shè)計》課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。 1.2.1 理論分析與設(shè)計計算： （1）機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 （2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。 （3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進行有關(guān)動力計算和校核。 1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計： （1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。 （2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。 1.2.3編制技術(shù)文件： （1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。 （2）編制設(shè)計計算說明書。 1.3 課程設(shè)

5、計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 1.3.1課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù) 題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計 技術(shù)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(zhuǎn)速n=1440r/min 1.3.2技術(shù)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(gòu)。 （3）進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。 1.4 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 （1）轉(zhuǎn)速范圍。Rn==600/75=8 （2）轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速數(shù)列為7

6、5r/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(jié)構(gòu)式。根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=7=212223。 （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 （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)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：

7、 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(shè)計要求Zmin≥22~24,齒數(shù)和Sz≤100～120，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、9

8、0、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 Z1 Z1’ Z2 Z2’ Z3 Z3’ Z4 Z4’ Z5 Z5’ Z6 Z6’ 齒數(shù) 29 29 24 34 42 42 28 56 57 57 30 84 1.5

9、 核算主軸轉(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 〈 10(-1)％ n 600 425 300 212 150 106 75 n’ 614 430 310 212 152 107 75.5 誤差值 2.8% 1.4% 2.8% 0 1．6% 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(shè)計 1)確定計算功率Pd 帶式輸送載荷變動小，查（機械設(shè)計）表3.5得工況系數(shù)K=1.1 Pd= KP=1.14=4.4 K

10、W 2)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v v==9.4 m/s (3)確定從動輪基準直徑d2 d2=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 （

11、1）初定中心距a0 0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2） 298mm≤a0≤850 初定a0=800mm （2）計算帶的計算基準長度Ld0 Ld0≈2a0+π2（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a a≈a0+Ld-Ld02 求得：a=550 （4）確定中心距調(diào)整范圍 amax=a+0.03Ld amin=a-0.015Ld 得; amax=600mm amin=550mm 5）驗算包角a1 a1=180o-（d2-d1）a57.3o 求得：a1=167.5>120

12、o 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)z z≥PdP0+?P0KaKL 求得：z≥1.79 、 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=133.9N 8）計算壓軸力 FQ=2zF0sinα12 求得：FQ=797.1N 9)帶輪

13、結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）小帶輪 d1=125mm，采用實心結(jié)構(gòu)。 （2）大帶輪 d2=300mm，采用腹板式結(jié)構(gòu)。 2.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 （1） 主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=125r/min。 （2） 確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。Ⅲ軸共有4級轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速均不低于主軸的計算轉(zhuǎn)速， 故其計算轉(zhuǎn)速nⅡj=180 r/min；同理可得Ⅰ軸、Ⅱ 軸的計算轉(zhuǎn)速。 軸號 Ⅰ軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 主軸 計算轉(zhuǎn)速 r/min 600 42

14、5 212 150 表3.1 各軸計算轉(zhuǎn)速 （3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪Z5’裝在主軸上并具有150-600r/min共4級轉(zhuǎn)速，均可傳遞傳遞全功率，故Zj=150 r/min。 齒輪Z裝在Ⅲ軸上，有150~600 r/min共4級轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速

15、 序號 Z Z Z Z Z n 600 600 425 425 425 2.3 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) mm 4.5 4 4 （2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表

16、 齒 輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3` 齒 數(shù) 29 29 24 34 42 42 分度圓直徑 130.5 130.5 108 153 168 168 齒頂圓直徑 136.03 136.02 113 158 173 173 齒根圓直徑 126 126 104 149 164 164 齒 寬 22.5 22.5 20 20 20 20 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

17、均取240HB。計算如下： ① 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應(yīng)力驗算公式為 彎曲應(yīng)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(zhuǎn)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; ---

18、--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(zhuǎn)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(zhuǎn)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

19、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(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa； ---許用彎曲應(yīng)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 Z4 Z4`

20、 Z5 Z5` 齒數(shù) 42 42 28 56 分度圓直徑 168 168 112 224 齒頂圓直徑 173 173 117 229 齒根圓直徑 164 164 108 220 齒寬 20 20 20 20 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【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3.5，=355； 可求得： =5

21、74.35 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(zhuǎn)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(zhuǎn)速 ---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，==。 各軸最小軸徑如表3-3。

22、 表3-3 最小軸徑 軸 號 Ⅰ軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 31 34 2.5 主軸合理跨距的計算 由于電動機功率P=５Kw，根據(jù)【1】表3.20，前軸徑應(yīng)為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設(shè)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(zhuǎn)矩 T=9550=9550=341.07Nm 設(shè)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

23、為最大回轉(zhuǎn)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(shè)/a=2，=2a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F=4237=6355.5N RB=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

24、.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 η== =0.084 查【1】圖3-38 得 =1.7，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=1201.7=204mm 合理跨距為（0.75~1.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。 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 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

25、.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(zhuǎn)矩 T=9.55=9.55=238.75Nmm 2)求軸上的作用力 齒輪上的圓周力 = = =2652Nmm 齒輪上的徑向力 =tan= 2652tan20=965Nmm 3)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 =

26、913N =118830N 4）作合成彎矩圖 ==140231Nmm ==303120Nmm 5）作轉(zhuǎn)矩圖 =341.07Nmm=341070 Nmm 6）作當量彎矩圖 ==368773Nmm 由《機械設(shè)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

27、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(zhuǎn)角的校核 傳動軸在支承點A，B處的傾角

28、可按下式近似計算： 將上式計算的結(jié)果代入得： 由文獻【6】，查得支承處的=0.001 因〈0.001，故軸的轉(zhuǎn)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(jié)果代入得： 由文獻【6】，查得支承處的=0.001 因〈0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。 3.3 軸承壽命校核 由П軸最小軸徑可取軸承為6016深溝球軸承,ε=3；P=XFr+YFa X=1，Y=0。 對Ⅱ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(yù)期的使用壽命 [L10h]=15000h

29、 L10h===55808h≥[L10h]=15000h 軸承壽命滿足要求。 第4章 總 結(jié) 為期二周的機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計即將結(jié)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(shè)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(jié)合，進行實實在在的設(shè)計。這使得我們不但鞏固了理論知識，而且掌握了設(shè)計的步驟和要領(lǐng)，使我們更好的利用圖書館的圖書資料和網(wǎng)絡(luò)信息資源，更熟練的使用我們手中的各種設(shè)計手冊以及AutoCAD等繪圖軟件，為我們的畢業(yè)設(shè)計打下了良好的基礎(chǔ)。 課程設(shè)計使我們認識到了只是努力的學(xué)好書本上的知識是不夠的，還應(yīng)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(xué)學(xué)習(xí)，還是日后工作都是很有幫助的。在此，學(xué)生也非常感謝老師給我們的辛勤指導(dǎo)，使我們學(xué)到了好多，也非常珍惜學(xué)院給我們的這次設(shè)計的機會，它將是我們畢業(yè)設(shè)計完成的更出色的關(guān)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(dǎo)和悉心幫助，使我順利的完成此次設(shè)計。謝謝！ 第5章 參 考 文 獻 1 機械系統(tǒng)設(shè)計 段鐵群主編 2 機械設(shè)計 于惠力 向敬忠 張春宜主編 3 機械設(shè)計課程設(shè)計 于惠力 張春宜 潘承怡主編 4 課程設(shè)計指導(dǎo)書 20