机械系统设计课程设计7级变速.doc

哈 尔 滨 理 工 大 学课 程 设 计题 目： 分级变速主传动系统设计 学 院： 机械动力工程学院 姓 名： 指导教师： 段 铁 群 系 主 任： 段 铁 群 2013年08月29日目 录第一章 运动计算1.1 课程设计的目的1.2 课程设计的内容1.3 课程设计的题目，主要技术参数和技术要求1.4 运动参数及转速图的确定1.5 核算主轴转速误差第二章 动力计算2.1 带传动设计2.2 计算转速的计算2.3 齿轮模数计算及验算2.4 传动轴最小轴径初定2.5 执行轴合理跨距计算第三章 主要部件的校核3.1 主轴强度，刚度校核3.2 传动轴刚度校核3.3 轴承寿命校核第四章 总结第五章 参考文献千万不要删除行尾的分节符，此行不会被打印。在目录上点右键“更新域”，然后“更新整个目录”。打印前，不要忘记把上面“Abstract”这一行后加一空行第1章 运动计算1.1 课程设计的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。1.2 课程设计的内容机械系统设计课程设计内容由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。1.2.1 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，进行有关动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计：（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。1.2.3编制技术文件：（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求1.3.1课程设计题目和主要技术参数题目：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=75r/min；Nmax=600r/min；Z=7级；公比为1.41；电动机功率P=4KW；电机转速n=1440r/min1.3.2技术要求：（1）利用电动机完成换向和制动。（2）各滑移齿轮块采用单独操纵机构。（3）进给传动系统采用单独电动机驱动。1.4 运动参数及转速图的确定（1）转速范围。Rn=600/75=8（2）转速数列。查1表 2.12，首先找到75r/min、然后每隔5个数取一个值，得出主轴的转速数列为75r/min、106 r/min、150 r/min、212 r/min、300 r/min、425 r/min，600r/min共7级。（3）定传动组数。对于Z=7可分解为：7=2×2×2。 （4）写传动结构式。根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=7=21×22×23。（5） 画转速图。转速图如下图2-2。 图2-2 系统转速图 （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（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin2224,齿数和Sz100120，由【1】表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，(1)、齿数计算基本组传动比分别为1/1、 1/1.41 Sz= 58、75、84、87、96 取Sz=58,小齿轮齿数分别为:29, 24 Z1 / Z1 =29/29, Z2/Z2 =24/34第二扩大组传动比分别为1/1、1/2 Sz=66、72、78、84、90、96取Sz=84,小齿轮齿数:42,28 Z3/Z3=42/42，Z4/Z4=28/56第三扩大组传动比分别为1、1/2.8 Sz=84、88、92、114取Sz=114,小齿轮齿数:57,30 Z5/Z5=57/57，Z6/Z6=30/84 扩大组基本组第一扩大组第二扩大组齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6Z6齿数2929243442422856575730841.5 核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 10(-1)n60042530021215010675n61443031021215210775.5误差值2.8%1.4%2.8%016%0.7%0.8%以上误差值均小于4.1% 故合格.第2章 动力计算2.1 带传动设计1)确定计算功率Pd带式输送载荷变动小，查（机械设计）表3.5得工况系数K=1.1Pd= KP=1.1×4=4.4 KW2)选取V带型号根据Pd，n1参考图3.16及表3.3选带型及小带轮直径，选择A型V带，d1=125mm。3）确定带轮直径d1，d2（1）选小带轮直径d1参考图3.16及表3.3选d1=125mm（2）验算带速vv=9.4 m/s(3)确定从动轮基准直径d2d2= =253mm按表3.3取标准值 =250mm（4）计算实际传动比i当忽略滑动率时：i=/=2（5）验算传动比相对误差：题目理论传动比：=/=2.02传动比相对误差：=1%<4%4)定中心距a和基准带长Ld（1）初定中心距初定（2）计算带的计算基准长度求得=2277mm查表3.2取标准值=2500mm（3）计算实际中心距a求得：a=550（4）确定中心距调整范围得; 5）验算包角求得：= 合格6）确定V带根数z（1）确定额定功率由及查表3.6，得（2）确定各修正系数功率增量:查表3.7的得包角系数：查表3.8得长度系数:查表3.9得（3）确定V带根数z求得： 、取z=2根7）确定单根V带初拉力查表3.1得:单位长度质量q=0.1根据公式：得：8）计算压轴力求得：9)带轮结构设计（1）小带轮，采用实心结构。（2）大带轮，采用腹板式结构。2.2 计算转速的计算（1） 主轴的计算转速nj，由公式n=n 得，主轴的计算转速nj=125r/min。 （2） 确定各传动轴的计算转速。轴共有4级转速：212r/min、300 r/min、425 r/min、600 r/min。若经传动组中的传动副46：46，得到的转速均不低于主轴的计算转速， 故其计算转速nj=180 r/min；同理可得轴、 轴的计算转速。 轴号轴 轴 轴主轴计算转速 r/min600425212150 表3.1 各轴计算转速 （3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮装在主轴上并具有150-600r/min共4级转速，均可传递传递全功率，故Zj=150 r/min。 齿轮Z装在轴上，有150600 r/min共4级转速，经齿轮副Z/ Z传动主轴，只有425r/min、600r/min可传递全功率，故Zj=425r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。 表3-2 齿轮副计算转速 序号ZZZZZn6006004254254252.3 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。表3-3 模数组 号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm4.544 （2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表 齿 轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3 齿 数292924344242分度圆直径130.5130.5108153168168齿顶圆直径136.03136.02113158173173齿根圆直径126 126104149164164齿 宽22.522.520202020按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=3.5kW; -计算转速（r/min）. =600（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=3.7（mm）; B-齿宽（mm）;B=20（mm）; z-小齿轮齿数；z=24; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.0; -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min）, =500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa （3）扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4Z5Z5齿数42422856分度圆直径168168112224齿顶圆直径173173117229齿根圆直径164164108220齿宽20202020按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【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 传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表3-3。 表3-3 最小轴径轴 号轴 轴最小轴径mm 31342.5 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=Kw，根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550×=9550×=341.07N·m设该车床的最大加工直径为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60%，即180mm，故半径为0.09m； 切削力（沿y轴） Fc=3789.7N 背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1894.8N 总作用力 F=4237.0N此力作用于工件上，主轴端受力为F=4237.0N。先假设/a=2，=2a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F×=4237×=6355.5NRB=F×=4237×=2118.5N根据 文献【1】式3.7得：Kr=3.39得前、后支承的刚度：KA= 1689.69 N/； KB= 785.57 N/；求最佳跨距：= =2.15主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.8×10-8m4 = =0.084查【1】图3-38 得 =1.7，与原假设接近，所以最佳跨距=120×1.7=204mm合理跨距为（0.751.5），取合理跨距l=250mm。 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=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第3章 主要部件的校核3.1 主轴强度、刚度校核4.1.1轴的强度校核（1）轴的受力分析1）求轴传递的转矩T=9.55×=9.55××=238.75×N·mm2)求轴上的作用力齿轮上的圆周力= = =2652N·mm齿轮上的径向力=tan= 2652·tan20°=965N·mm3)确定轴的跨距=255，=130，=80（2）轴的受力分析1）作轴的空间受力简图2）作水平受力简图和弯矩图=292N =5549N=74460N =-303120N 3）作垂直受力简图和弯矩图=466N =913N=118830N 4）作合成弯矩图=140231N·mm=303120N·mm5）作转矩图=341.07×N·mm=341070 N·mm6）作当量弯矩图=368773N·mm由机械设计教材表7.5查得，对于45钢，=600Mpa, =55Mpa,由公式=21.0Mpa<，故轴的强度足够。3.2 轴的刚度校核单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算：: L-两支承的跨距；D-轴的平均直径；X=/L；-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 -输入扭距齿轮挠度； -输出扭距齿轮挠度 ； -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：=0.024；=0.078；=0.128； =0.203；=0.098；=0.044。 合成挠度 =0.224 查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度=5/10000 L即=0.2325。 因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。（2）扭转角的校核传动轴在支承点A，B处的倾角可按下式近似计算： 将上式计算的结果代入得： 由文献【6】，查得支承处的=0.001因0.001，故轴的转角也满足要求。传动轴在支承点A，B处的倾角可按下式近似计算： 将上式计算的结果代入得： 由文献【6】，查得支承处的=0.001因0.001，故轴的转角也满足要求。3.3 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为6016深沟球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承的径向力Fr=5623.6N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000h L10h=×=×=55808hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。第4章 总 结为期二周的机械系统设计课程设计即将结束了，二周的时间虽然短暂，但对我们来说是受益匪浅，收获颇丰的。通过这二周的设计使我们不再只是胸中空有理论，不再是纸上谈兵，而是将理论和实践相结合，进行实实在在的设计。这使得我们不但巩固了理论知识，而且掌握了设计的步骤和要领，使我们更好的利用图书馆的图书资料和网络信息资源，更熟练的使用我们手中的各种设计手册以及AutoCAD等绘图软件，为我们的毕业设计打下了良好的基础。课程设计使我们认识到了只是努力的学好书本上的知识是不够的，还应该更好的做到理论联系实践，理论运用到实际。这无论对我们大学学习，还是日后工作都是很有帮助的。在此，学生也非常感谢老师给我们的辛勤指导，使我们学到了好多，也非常珍惜学院给我们的这次设计的机会，它将是我们毕业设计完成的更出色的关键一步。最后，衷心的感谢段铁群老师以及其他几位帮助过我的老师，感谢你们的精心指导和悉心帮助，使我顺利的完成此次设计。谢谢！ 第5章 参 考 文 献1 机械系统设计 段铁群主编2 机械设计 于惠力 向敬忠 张春宜主编3 机械设计课程设计 于惠力 张春宜 潘承怡主编4 课程设计指导书