12級分級變速主傳動系統(tǒng)的設計【N=71~900；Z=12級；公比為1.26；P=3.55KW；電機轉(zhuǎn)速n=710~1420含3張CAD圖】
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充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙目 錄第 1 章 緒 論 ..................................................................................................11.1 課程設計的目的 .......................................................................................11.2 課程設計的內(nèi)容 .......................................................................................11.3 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 ...........................................2第 2 章 運動設計 ................................................................................................32.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 .......................................................................32.2 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 ...................................................................................4第 3 章 動力計算 ................................................................................................63.1 帶傳動設計 ...............................................................................................63.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 .......................................................................................73.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 ...............................................................................73.4 傳動軸最小軸徑的初定 .........................................................................103.5 主軸合理跨距的計算 .............................................................................11第 4 章 主要部件的校核 ..................................................................................134.1 主軸強度、剛度校核 .............................................................................134.2 軸的剛度校核 .........................................................................................154.3 軸承壽命校核 .........................................................................................16第 5 章 總 結(jié) ................................................................................................17第 6 章 參 考 文 獻 ........................................................................................18 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙1第 1 章 緒 論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(shù)基礎課和專業(yè)課的有關(guān)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(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設計，進行設計計算并編寫技術(shù)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(guān)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(shù)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(shù)設計和技術(shù)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(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設計：（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術(shù)圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件：（1）對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙2（2）編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求1.3.1 課程設計題目和主要技術(shù)參數(shù)題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設計技術(shù)參數(shù)：Nmin=71r/min；Nmax=900r/min；Z=12 級；公比為 1.26；電動機功率 P=3.5/5KW；電機轉(zhuǎn)速 n=710/1420r/min1.3.2 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。 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙3第 2 章 運動設計2.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定（1）轉(zhuǎn)速范圍。Rn= = =12.67minaxN7190（2）轉(zhuǎn)速數(shù)列。查[1]表 2.12，首先找到 71r/min、然后每隔 3 個數(shù)取一個值，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=2 3×31×26。（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 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙4（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)設計要求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)基本組 第二擴大組傳動比1 1:1.26 1:1.58 1:1 1:4代號 Z Z'1Z ZZZ Z Z Z5Z '齒數(shù) 35 35 31 39 27 43 45 45 18 72 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙52.2 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，一般不應超過±10( -?1)％ ,即〈 10( -1)％'n-實 際 轉(zhuǎn) 速 標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速對Nmax=710r/min，Nmax`=1420*100/160*31/39*45/45=705.44r/min 則有 =0.64％ 1201??12???（4） 求帶根數(shù)帶速 = D n /(60×1000)???1=3.14×100×1420/(60×1000)= 7.43m/s傳動比 i i=n /n =1420/900=1.5812帶根數(shù) 由【2】中表 3.6，并用插值法得 P =1.30KW；0由【2】中表 3.7，并用插值法得△P =0.17KW；0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；LZ=P /[（P +△P ）×K ×K ]d0=（5.0×1.2）/(1.32+0.15)×0.95×0.93=3.48 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙7取 Z=4 根3.2 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jmin(/31)z??的計算轉(zhuǎn)速 nj=140r/min。（2） 確定各傳動軸的計算轉(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6'只有 355r/min 傳遞全功率；若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，全部5'傳遞全功率，其中 180r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計算轉(zhuǎn)速 nⅡ j=180 r/min；Ⅰ 軸有 1 級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速 nⅠ j=500 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有'645-90r/min 共 3 級轉(zhuǎn)速，其中只有 90r/min 傳遞全功率，故Z j=90 r/min。'6齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上，有 180-355 r/min 共 3 級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪6副 Z / Z 傳動主軸，則只有 355r/min 傳遞全功率，故'6Z j=355r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表 3-2。6表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z2Z3Z4Z5n j500 500 500 180 3553.3 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)，選軸 號Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 450 280 140 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙8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。321()[]mjuPzn???表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計算?；窘M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。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為12()()jEHjuKTZMPabd??????????彎曲應力驗算公式為：??12()FaSwwTYm?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 ）. =500（r/min）;jnjnm-----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;組 號 基本組 第二擴大組模數(shù) mm 3.5 4 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙9u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79;-----壽命系數(shù)；sK=sTKnNq----工作期限系數(shù)；TmTC016?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）1n 1n----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取0C0C7=062?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 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查 【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13 3-----動載荷系數(shù)，查 【5】2 上，取 =12 2------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1K 1KY------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??j?=650 Mpa；j---許用彎曲應力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取w=275 Mpa；??根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：= =635 Mpa j?12()()EHuKTZMPabd?????j?=78 Mpaw???w?（3）擴大組齒輪計算。 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙10擴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按擴大組最小齒輪計算。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)基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， nK=0.77， =0.60， =1.1，NKq3K=1， =1，m=3.5 ， =355；21jn可求得：=574.35 Mpa =650Mpa；j????j?=118.77Mpa =275Mpa。ww3.4 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）??4?Tn或 d=91 （mm）jN式中 d---傳動軸直徑（mm ）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm ） T=9550000；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW ）----該軸的計算轉(zhuǎn)速j 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙11---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.5 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，前軸徑應為60~90mm。初步選取 d1=80mm。后軸徑的 d2=（0.7~0.9）d 1，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(zhuǎn)矩T=9550× =9550× =341.07N·mnP5140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(zhuǎn)直徑的 60%，即180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =3789.7N341.079背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=1894.8N總作用力 F= =4237.0N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=4237.0N。先假設 /a=2， =2a=300mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別ll為RA=F× =4237× =6355.5Nla?2401?RB=F× =4237× =3018.5N根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos得前、后支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ； m?KB= 785.57 N/ ；m?軸 號 Ⅰ軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 40 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙12求最佳跨距： = =2.15BAK1653.478主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)0..(???η= = =0.0843aKEA18362..052??查【1】圖 3-38 得 =1.7，與原假設接近，所以最佳跨距l(xiāng)0=120×1.7=204mm0l合理跨距為（0.75~1.5） ，取合理跨距 l=250mm。0l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。 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙13第 4 章 主要部件的校核4.1 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× × =238.75× N·mm610nP6103.543102)求軸上的作用力齒輪上的圓周力= = =2652N·mmtF2dT34.7180?齒輪上的徑向力= tan = 2652·tan20°=965N·mmrt?3)確定軸的跨距=255， =130， =801?23?（2）軸的受力分析1）作軸的空間受力簡圖 AHDVCB2）作水平受力簡圖和彎矩圖=292N =5549NAHFBHF=74460N =-303120N 1M2 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙143）作垂直受力簡圖和彎矩圖=466N =913NAVFBVF=118830N 3M4）作合成彎矩圖= =140231N·mmIM2213?= =303120N·mmI `5）作轉(zhuǎn)矩圖=341.07× N·mm=341070 N·mmT3106）作當量彎矩圖= =368773N·mme 22(.6)IT?由《機械設計》教材表 7.5 查得，對于 45 鋼， =600Mpa, b? 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙15=55Mpa,由公式1w??????= = =30.0Mpa< ，故軸的強度足eB30.deM3687.1(0)?1w??????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【5】中的公式計算：:??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----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； iaiN-----軸傳遞的全功率；校核合成撓度??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度；-------輸出扭距齒輪撓度b；)(????---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： =0.030； =0.078； =0.128；2ay3ay1ay=0.203； =0.098； =0.044。5b4b6b合成撓度 =0.230?cos511aahY???查文獻【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000 L??y?即 =0.2325。??y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 可按下式近似計算：BA?,????????radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得： 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙16??0.32ABrad???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：BA,????????radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得：0.2B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。.3A???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+YFaX=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：預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × =55808h≥[L 10h]=15000hn1670?)PC(1806734.510()26?軸承壽命滿足要求。 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙17第 5 章 總 結(jié)機械系統(tǒng)設計課程設計即將結(jié)束了，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(jié)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(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和悉心幫助，使我順利的完成此次設計。謝謝！ 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙18第 6 章 參 考 文 獻1 侯珍秀主編.機械系統(tǒng)設計.哈爾濱工業(yè)大學出版社.20002 戴曙主編．金屬切削機床．機械工業(yè)出版社，19943 機床設計手冊編寫組.機床設計手冊.機械工業(yè)出版 社.19864 戴曙主編．金屬切削機床設計，第 2 版．機械工業(yè)出版 社，19955 于惠力主編.機械設計.科學出版社.20066 于惠力主編.機械設計課程設計.科學出版社.2006目 錄第 1 章 緒 論 ..................................................................................................11.1 課程設計的目的 .......................................................................................11.2 課程設計的內(nèi)容 .......................................................................................11.3 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 ...........................................2第 2 章 運動設計 ................................................................................................32.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 .......................................................................32.2 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 ...................................................................................4第 3 章 動力計算 ................................................................................................63.1 帶傳動設計 ...............................................................................................63.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 .......................................................................................73.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 ...............................................................................73.4 傳動軸最小軸徑的初定 .........................................................................103.5 主軸合理跨距的計算 .............................................................................11第 4 章 主要部件的校核 ..................................................................................134.1 主軸強度、剛度校核 .............................................................................134.2 軸的剛度校核 .........................................................................................154.3 軸承壽命校核 .........................................................................................16第 5 章 總 結(jié) ................................................................................................17第 6 章 參 考 文 獻 ........................................................................................181第 1 章 緒 論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(shù)基礎課和專業(yè)課的有關(guān)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(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設計，進行設計計算并編寫技術(shù)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(guān)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(shù)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(shù)設計和技術(shù)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(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設計：（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術(shù)圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件：（1）對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。2（2）編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求1.3.1 課程設計題目和主要技術(shù)參數(shù)題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設計技術(shù)參數(shù)：Nmin=71r/min；Nmax=900r/min；Z=12 級；公比為 1.26；電動機功率 P=3.5/5KW；電機轉(zhuǎn)速 n=710/1420r/min1.3.2 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。3第 2 章 運動設計2.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定（1）轉(zhuǎn)速范圍。Rn= = =12.67minaxN7190（2）轉(zhuǎn)速數(shù)列。查[1]表 2.12，首先找到 71r/min、然后每隔 3 個數(shù)取一個值，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=2 3×31×26。（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 4（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)設計要求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)基本組 第二擴大組傳動比1 1:1.26 1:1.58 1:1 1:4代號 Z Z'1Z ZZZ Z Z Z5Z '齒數(shù) 35 35 31 39 27 43 45 45 18 72 52.2 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，一般不應超過±10( -?1)％ ,即〈 10( -1)％'n-實 際 轉(zhuǎn) 速 標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速對Nmax=710r/min，Nmax`=1420*100/160*31/39*45/45=705.44r/min 則有 =0.64％ 1201??12???（4） 求帶根數(shù)帶速 = D n /(60×1000)???1=3.14×100×1420/(60×1000)= 7.43m/s傳動比 i i=n /n =1420/900=1.5812帶根數(shù) 由【2】中表 3.6，并用插值法得 P =1.30KW；0由【2】中表 3.7，并用插值法得△P =0.17KW；0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；LZ=P /[（P +△P ）×K ×K ]d0=（5.0×1.2）/(1.32+0.15)×0.95×0.93=3.487取 Z=4 根3.2 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jmin(/31)z??的計算轉(zhuǎn)速 nj=140r/min。（2） 確定各傳動軸的計算轉(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6'只有 355r/min 傳遞全功率；若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，全部5'傳遞全功率，其中 180r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計算轉(zhuǎn)速 nⅡ j=180 r/min；Ⅰ 軸有 1 級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速 nⅠ j=500 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有'645-90r/min 共 3 級轉(zhuǎn)速，其中只有 90r/min 傳遞全功率，故Z j=90 r/min。'6齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上，有 180-355 r/min 共 3 級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪6副 Z / Z 傳動主軸，則只有 355r/min 傳遞全功率，故'6Z j=355r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表 3-2。6表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z2Z3Z4Z5n j500 500 500 180 3553.3 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)，選軸 號Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 450 280 1408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。321()[]mjuPzn???表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計算?；窘M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。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為12()()jEHjuKTZMPabd??????????彎曲應力驗算公式為：??12()FaSwwTYm?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 ）. =500（r/min）;jnjnm-----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;組 號 基本組 第二擴大組模數(shù) mm 3.5 49u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79;-----壽命系數(shù)；sK=sTKnNq----工作期限系數(shù)；TmTC016?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）1n 1n----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取0C0C7=062?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 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查 【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13 3-----動載荷系數(shù)，查 【5】2 上，取 =12 2------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1K 1KY------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??j?=650 Mpa；j---許用彎曲應力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取w=275 Mpa；??根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：= =635 Mpa j?12()()EHuKTZMPabd?????j?=78 Mpaw???w?（3）擴大組齒輪計算。10擴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按擴大組最小齒輪計算。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)基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， nK=0.77， =0.60， =1.1，NKq3K=1， =1，m=3.5 ， =355；21jn可求得：=574.35 Mpa =650Mpa；j????j?=118.77Mpa =275Mpa。ww3.4 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）??4?Tn或 d=91 （mm）jN式中 d---傳動軸直徑（mm ）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm ） T=9550000；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW ）----該軸的計算轉(zhuǎn)速j11---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.5 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，前軸徑應為60~90mm。初步選取 d1=80mm。后軸徑的 d2=（0.7~0.9）d 1，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(zhuǎn)矩T=9550× =9550× =341.07N·mnP5140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(zhuǎn)直徑的 60%，即180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =3789.7N341.079背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=1894.8N總作用力 F= =4237.0N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=4237.0N。先假設 /a=2， =2a=300mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別ll為RA=F× =4237× =6355.5Nla?2401?RB=F× =4237× =3018.5N根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos得前、后支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ； m?KB= 785.57 N/ ；m?軸 號 Ⅰ軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4012求最佳跨距： = =2.15BAK1653.478主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)0..(???η= = =0.0843aKEA18362..052??查【1】圖 3-38 得 =1.7，與原假設接近，所以最佳跨距l(xiāng)0=120×1.7=204mm0l合理跨距為（0.75~1.5） ，取合理跨距 l=250mm。0l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。13第 4 章 主要部件的校核4.1 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× × =238.75× N·mm610nP6103.543102)求軸上的作用力齒輪上的圓周力= = =2652N·mmtF2dT34.7180?齒輪上的徑向力= tan = 2652·tan20°=965N·mmrt?3)確定軸的跨距=255， =130， =801?23?（2）軸的受力分析1）作軸的空間受力簡圖 AHDVCB2）作水平受力簡圖和彎矩圖=292N =5549NAHFBHF=74460N =-303120N 1M2143）作垂直受力簡圖和彎矩圖=466N =913NAVFBVF=118830N 3M4）作合成彎矩圖= =140231N·mmIM2213?= =303120N·mmI `5）作轉(zhuǎn)矩圖=341.07× N·mm=341070 N·mmT3106）作當量彎矩圖= =368773N·mme 22(.6)IT?由《機械設計》教材表 7.5 查得，對于 45 鋼， =600Mpa, b?15=55Mpa,由公式1w??????= = =30.0Mpa< ，故軸的強度足eB30.deM3687.1(0)?1w??????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【5】中的公式計算：:??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----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； iaiN-----軸傳遞的全功率；校核合成撓度??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度；-------輸出扭距齒輪撓度b；)(????---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： =0.030； =0.078； =0.128；2ay3ay1ay=0.203； =0.098； =0.044。5b4b6b合成撓度 =0.230?cos511aahY???查文獻【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000 L??y?即 =0.2325。??y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 可按下式近似計算：BA?,????????radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得：16??0.32ABrad???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：BA,????????radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得：0.2B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。.3A???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+YFaX=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：預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × =55808h≥[L 10h]=15000hn1670?)PC(1806734.510()26?軸承壽命滿足要求。17第 5 章 總 結(jié)機械系統(tǒng)設計課程設計即將結(jié)束了，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(jié)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(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和悉心幫助，使我順利的完成此次設計。謝謝！18第 6 章 參 考 文 獻1 侯珍秀主編.機械系統(tǒng)設計.哈爾濱工業(yè)大學出版社.20002 戴曙主編．金屬切削機床．機械工業(yè)出版社，19943 機床設計手冊編寫組.機床設計手冊.機械工業(yè)出版 社.19864 戴曙主編．金屬切削機床設計，第 2 版．機械工業(yè)出版 社，19955 于惠力主編.機械設計.科學出版社.20066 于惠力主編.機械設計課程設計.科學出版社.2006