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X X 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計(jì) 題 目： 分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì) 學(xué) 院： 姓 名： 指導(dǎo)教師： 系 主 任： 不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印 - 目 錄 第1章 緒 論 1 1.1 課程設(shè)計(jì)的目的 1 1.2 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 1 1.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 1 第2章 運(yùn)動設(shè)計(jì) 1 2.1 運(yùn)動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 1 2.2 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 1 第3章 動力計(jì)算 1 3.1 帶傳動設(shè)計(jì) 1 3.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 1 3.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 1 3.4 傳動軸最小軸徑的初定 1 3.5 主軸合理跨距的計(jì)算 1 第4章 主要部件的校核 1 4.1 主軸強(qiáng)度、剛度校核 1 4.2 軸的剛度校核 1 4.3 軸承壽命校核 1 第5章 總 結(jié) 1 第6章 參 考 文 獻(xiàn) 1 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(diǎn)右鍵“更新域”，然后“更新整個(gè)目錄”。打印前，不要忘記把上面“Abstract”這一行后加一空行 第1章 緒 論 1.1 課程設(shè)計(jì)的目的 《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)》課程設(shè)計(jì)是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生能夠運(yùn)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(shí)習(xí)等實(shí)踐技能，達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計(jì)，分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計(jì)，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。通過設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊、設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識和設(shè)計(jì)技巧，提高學(xué)生設(shè)計(jì)能力的目的。通過設(shè)計(jì)，使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件。 1.2 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)》課程設(shè)計(jì)內(nèi)容由理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算、圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)和技術(shù)文件編制三部分組成。 1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算： （1）機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)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(jì)參數(shù)，進(jìn)行傳動系統(tǒng)運(yùn)動設(shè)計(jì)和計(jì)算。 （3）根據(jù)設(shè)計(jì)方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動力計(jì)算和校核。 1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)： （1）選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件。 （2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計(jì)與繪制。 1.2.3編制技術(shù)文件： （1）對于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評價(jià)。 （2）編制設(shè)計(jì)計(jì)算說明書。 1.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 1.3.1課程設(shè)計(jì)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(jì) 技術(shù)參數(shù)：Nmin=71r/min；Nmax=900r/min；Z=12級；公比為1.26；電動機(jī)功率P=3.5/5KW；電機(jī)轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min 1.3.2技術(shù)要求： （1）利用電動機(jī)完成換向和制動。 （2）各滑移齒輪塊采用單獨(dú)操縱機(jī)構(gòu)。 （3）進(jìn)給傳動系統(tǒng)采用單獨(dú)電動機(jī)驅(qū)動。 第2章 運(yùn)動設(shè)計(jì) 2.1 運(yùn)動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 （1）轉(zhuǎn)速范圍。Rn===12.67 （2）轉(zhuǎn)速數(shù)列。查[1]表 2.12，首先找到71r/min、然后每隔3個(gè)數(shù)取一個(gè)值，得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為71 r/min、90 r/min、112 r/min、140 r/min、180 r/min、230 r/min，280 r/min，355 r/min，450 r/min、560 r/min、710r/min、900 r/min共12級。 （3）定傳動組數(shù)。對于Z=12可分解為：12=2×3×2。 （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=12=23×31×26。 （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： 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(jì)要求Zmin≥17,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)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。 表2-2 齒輪齒數(shù) 傳動比 基本組 第二擴(kuò)大組 1 1:1.26 1:1.58 1:1 1:4 代號 Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z 齒數(shù) 35 35 31 39 27 43 45 45 18 72 2.2 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 實(shí)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)％ 對Nmax=710r/min，Nmax`=1420*100/160*31/39*45/45=705.44r/min 則有=0.64％ < 4.1％ 因此滿足要求 各級轉(zhuǎn)速誤差 n 900 710 560 450 355 280 n` 898.73 714.38 564.32 449.37 357.19 282.16 誤差 0.41％ 0.64％ 0.77％ 0.14％ 0.62％ 0.77％ n 230 180 140 112 90 71 n` 230.68 178.59 141.08 112.34 89.3 70.54 誤差 0.31％ 0.78% 0.77% 0.31% 0.78％ 0.65％ 沒有轉(zhuǎn)速誤差大于1％，因此不需要修改齒數(shù)。 第3章 動力計(jì)算 3.1 帶傳動設(shè)計(jì) (1) 直徑計(jì)算 初取小帶輪直徑d 取 d=100 mm 大帶輪直徑D： D== =157.8mm 取D=160mm （2）計(jì)算帶長 求Dm Dm=(D+D)/2=(100+160)/2=130mm 求△ △=（D-D）/2=（160-100）/2=30mm 初取中心距 取a=400mm 帶長 L=×Dm+2×a+△/a=1300.66 mm 基準(zhǔn)長度 由【1】表3.2得：Ld=1250mm （3） 求實(shí)際中心距和包角 中心距 a=(L-×Dm)/4+ /4 =400.11mm，取a=400mm 小輪包角 =180-（D-D）/a×57.3=171.41>120 （4） 求帶根數(shù) 帶速 =Dn/(60×1000)=3.14×100×1420/(60×1000)= 7.43m/s 傳動比i i=n/n=1420/900=1.58 帶根數(shù) 由【2】中表3.6，并用插值法得P=1.30KW； 由【2】中表3.7，并用插值法得 △P=0.17KW； 由【2】中表3.8，得包角系數(shù)K=0.95； 由【2】中表3.9，得長度系數(shù)K=0.93； Z=P/[（P+△P）×K×K] =（5.0×1.2）/(1.32+0.15)×0.95×0.93=3.48 取Z=4根 3.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 （1） 主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n 得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=140r/min。 （2） 確定各傳動軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。Ⅱ軸共有3級轉(zhuǎn)速：180 r/min、250 r/min、355 r/min。若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，則只有355r/min傳遞全功率；若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，全部傳遞全功率，其中180r/min是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計(jì)算轉(zhuǎn)速nⅡj=180 r/min；Ⅰ 軸有1級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計(jì)算轉(zhuǎn)速nⅠj=500 r/min。各計(jì)算轉(zhuǎn)速入表3-1。 表3-1 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 450 280 140 （3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪Z裝在主軸上并具有45-90r/min共3級轉(zhuǎn)速，其中只有90r/min傳遞全功率，故Zj=90 r/min。 齒輪Z裝在Ⅱ軸上，有180-355 r/min共3級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副Z/ Z傳動主軸，則只有355r/min傳遞全功率，故Zj=355r/min。依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速 序號 Z Z Z Z Z n 500 500 500 180 355 3.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 （1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)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 第二擴(kuò)大組 模數(shù) mm 3.5 4 （2）基本組齒輪計(jì)算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒 輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3` 齒 數(shù) 35 35 31 39 27 43 分度圓直徑 122.50 122.50 108.50 136.50 94.50 150.50 齒頂圓直徑 129.50 129.50 115.50 143.50 101.50 157.50 齒根圓直徑 113.75 113.75 99.75 127.75 85.75 141.75 齒 寬 30 30 30 30 30 30 按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度301HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取300HB。計(jì)算如下： ① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算： 接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為 彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為： 式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機(jī)功率，N=3.5kW; ----計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）. =500（r/min）; m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）; B----齒寬（mm）;B=30（mm）; z----小齒輪齒數(shù)；z=19; u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79; -----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(zhǔn)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(qiáng)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(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(kuò)大組齒輪計(jì)算。 擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數(shù) 45 45 18 72 分度圓直徑 180.00 180.00 72.00 288.00 齒頂圓直徑 188.00 188.00 80.00 296.00 齒根圓直徑 170.00 170.00 62.00 278.00 齒寬 30 30 30 30 按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度301HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取300HB。 同理根據(jù)基本組的計(jì)算， 查文獻(xiàn)【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。 3.4 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(jì)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(jì)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。 表3-3 最小軸徑 軸 號 Ⅰ軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 35 40 3.5 主軸合理跨距的計(jì)算 由于電動機(jī)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(jì)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×=341.07N·m 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(jì)加工直徑約為最大回轉(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=300mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=4237×=6355.5N RB=F×=4237×=3018.5N 根據(jù) 文獻(xiàn)【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(dāng)量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I==113.8×10-8m4 η== =0.084 查【1】圖3-38 得 =1.7，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=120×1.7=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(shí)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4章 主要部件的校核 4.1 主軸強(qiáng)度、剛度校核 4.1.1軸的強(qiáng)度校核 （1）軸的受力分析 1）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=9.55×=9.55××=238.75×N·mm 2)求軸上的作用力 齒輪上的圓周力 = = =2652N·mm 齒輪上的徑向力 =tan= 2652·tan20°=965N·mm 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 =913N =118830N 4）作合成彎矩圖 ==140231N·mm ==303120N·mm 5）作轉(zhuǎn)矩圖 =341.07×N·mm=341070 N·mm 6）作當(dāng)量彎矩圖 ==368773N·mm 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材表7.5查得，對于45鋼，=600Mpa, =55Mpa,由公式 ===30.0Mpa<，故軸的強(qiáng)度足夠。 4.2 軸的剛度校核 單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻(xiàn)【5】中的公式計(jì)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(diǎn)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(jì)算得：=0.030；=0.078；=0.128； =0.203；=0.098；=0.044。 合成撓度 =0.230 查文獻(xiàn)【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(diǎn)A，B處的傾角可按下式近似計(jì)算： 將上式計(jì)算的結(jié)果代入得： 由文獻(xiàn)【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(diǎn)A，B處的傾角可按下式近似計(jì)算： 將上式計(jì)算的結(jié)果代入得： 由文獻(xiàn)【6】，查得支承處的=0.001 因〈0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。 4.3 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(jì)算公式：預(yù)期的使用壽命 [L10h]=15000h L10h=×=×=55808h≥[L10h]=15000h 軸承壽命滿足要求。 第5章 總 結(jié) 機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)即將結(jié)束了，時(shí)間雖然短暫，但對我們來說是受益匪淺，收獲頗豐的。通過這設(shè)計(jì)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(shí)踐相結(jié)合，進(jìn)行實(shí)實(shí)在在的設(shè)計(jì)。這使得我們不但鞏固了理論知識，而且掌握了設(shè)計(jì)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(jì)手冊以及AutoCAD等繪圖軟件，為我們的畢業(yè)設(shè)計(jì)打下了良好的基礎(chǔ)。 課程設(shè)計(jì)使我們認(rèn)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(shí)踐，理論運(yùn)用到實(shí)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(jì)的機(jī)會，它將是我們畢業(yè)設(shè)計(jì)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(jì)。謝謝！ 第6章 參 考 文 獻(xiàn) 1 侯珍秀主編.機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì).哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社. 2000 2 戴曙主編．金屬切削機(jī)床．機(jī)械工業(yè)出版社，1994 3 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊編寫組.機(jī)床設(shè)計(jì)手冊.機(jī)械工業(yè)出版 社.1986 4 戴曙主編．金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)，第2版．機(jī)械工業(yè)出版 社，1995 5 于惠力主編.機(jī)械設(shè)計(jì).科學(xué)出版社.2006 6 于惠力主編.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).科學(xué)出版社.2006 18