题目22-分级变速主传动系统的设计：Nmin=71rmin；Nmax=900rmin；Z=12级；公比为1.26；电动机功率P=3.5-5kW；电机转速n=710-1420rmin.zip

-X X 大 学X X 大 学课 程 设 计课 程 设 计题 目：题 目：分级变速主传动系统设计分级变速主传动系统设计 学 院：学 院：姓 名：姓 名：指导教师：指导教师：系 主 任：系 主 任：目目 录录第 1 章 绪 论.11.1 课程设计的目的.11.2 课程设计的内容.11.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求.2第 2 章 运动设计.32.1 运动参数及转速图的确定.32.2 核算主轴转速误差.5第 3 章 动力计算.63.1 带传动设计.63.2 计算转速的计算.73.3 齿轮模数计算及验算.73.4 传动轴最小轴径的初定.103.5 主轴合理跨距的计算.11第 4 章 主要部件的校核.134.1 主轴强度、刚度校核.134.2 轴的刚度校核.154.3 轴承寿命校核.16第 5 章 总 结.17第 6 章 参 考 文 献.181第第1章章 绪绪 论论1.1 课程设计的目的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（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=71r/min；Nmax=900r/min；Z=12 级；公比为 1.26；电动机功率 P=3.5/5KW；电机转速 n=710/1420r/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。3第第2章章 运动设计运动设计2.1 运动参数及转速图的确定运动参数及转速图的确定（1）转速范围。Rn=minmaxNN=71900=12.67（2）转速数列。查1表 2.12，首先找到 71r/min、然后每隔 3 个数取一个值，得出主轴的转速数列为 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 级。（3）定传动组数。对于 Z=12 可分解为：12=232。（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=12=233126。（5）画转速图。转速图如下图 2-2。图 2-2 系统转速图 4（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Zmin17,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，各齿轮齿数如表 2-2。表 2-2 齿轮齿数基本组第二扩大组传动比11:1.26 1:1.58 1:11:4代号ZZ1ZZZ Z Z Z Z5Z5齿数35 35 31 39 27 4345 45 1872 52.2 核算主轴转速误差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 n-nn实际转速标准转速标准转速 10(-1)对Nmax=710r/min，Nmax=1420*100/160*31/39*45/45=705.44r/min 则有710705.44710=0.64 120（4）求带根数带速 =D1n1/(601000)=3.141001420/(601000)=7.43m/s传动比 i i=n1/n2=1420/900=1.58带根数 由【2】中表 3.6，并用插值法得 P0=1.30KW；由【2】中表 3.7，并用插值法得P0=0.17KW；由【2】中表 3.8，得包角系数 K=0.95；由【2】中表 3.9，得长度系数 KL=0.93；Z=Pd/（P0+P0）KKL=（5.01.2）/(1.32+0.15)0.950.93=3.487取 Z=4 根3.2 计算转速的计算计算转速的计算（1）主轴的计算转速 nj，由公式 nj=nmin(/3 1)z得，主轴的计算转速 nj=140r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。轴共有 3 级转速：180 r/min、250 r/min、355 r/min。若经传动副 Z6/Z6传动主轴，则只有 355r/min 传递全功率；若经传动副 Z5/Z5传动主轴，全部传递全功率，其中 180r/min 是传递全功率的最低转速，故其计算转速 n j=180 r/min；轴有 1 级转速，且都传递全功率，所以其计算转速 nj=500 r/min。各计算转速入表 3-1。表 3-1 各轴计算转速 （3）确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z6装在主轴上并具有45-90r/min 共 3 级转速，其中只有 90r/min 传递全功率，故Z6j=90 r/min。齿轮 Z6装在轴上，有 180-355 r/min 共 3 级转速，但经齿轮副 Z6/Z6传动主轴，则只有 355r/min传递全功率，故Z6j=355r/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Z1Z2Z3Z4Z5nj5005005001803553.3 齿轮模数计算及验算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，轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min4502801408即 mj=163383221(1)mjjuPz un可得各组的模数，如表 3-3 所示。表 3-3 模数（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353531392743分度圆直径122.50122.50108.50136.5094.50150.50齿顶圆直径129.50129.50115.50143.50101.50157.50齿根圆直径113.75113.7599.75127.7585.75141.75齿 宽303030303030按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度301HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB，平均取 300HB。计算如下：齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为 1212(1)()jEHjuKTZ Z ZMPaubd 弯曲应力验算公式为：112()FaSawwKTY Y YMPambd式中 N-传递的额定功率（kW），这里取 N 为电动机功率，N=3.5kW;jn-计算转速（r/min）.jn=500（r/min）;m-初算的齿轮模数（mm）,m=3.5（mm）;B-齿宽（mm）;B=30（mm）;z-小齿轮齿数；z=19;u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.79;组 号基本组第二扩大组模数 mm3.549 sK-寿命系数；sK=TKnKNKqK TK-工作期限系数；mTCTnK0160 T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.;1n-齿轮的最低转速（r/min）,1n=500（r/min）0C-基准循环次数，接触载荷取0C=710，弯曲载荷取0C=6102 m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取m=6;nK-转速变化系数，查【5】2 上，取nK=0.60 NK-功率利用系数，查【5】2 上，取NK=0.78 qK-材料强化系数，查【5】2 上，qK=0.60 3K-工作状况系数，取3K=1.1 2K-动载荷系数，查【5】2 上，取2K=1 1K-齿向载荷分布系数，查【5】2 上，1K=1 Y-齿形系数，查【5】2 上，Y=0.386；j-许用接触应力（MPa）,查【4】，表 4-7，取j=650 Mpa；w-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表 4-7，取w=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：j=1212(1)()EHuKTZ Z ZMPaubd=635 Mpa j w=78 Mpaw（3）扩大组齿轮计算。10扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4Z5Z5齿数45451872分度圆直径180.00180.0072.00288.00齿顶圆直径188.00188.0080.00296.00齿根圆直径170.00170.0062.00278.00齿宽30303030按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 301HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB，平均取 300HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 nK=0.62，NK=0.77，qK=0.60，3K=1.1，2K=1，1K=1，m=3.5，jn=355；可求得：j=574.35 Mpaj=650Mpa；w=118.77Mpaw=275Mpa。3.4 传动轴最小轴径的初定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 4Tn（mm）或 d=91 4njN（mm）式中 d-传动轴直径（mm）Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm）T=9550000JnN；N-该轴传递的功率（KW）jn-该轴的计算转速11 -该轴每米长度的允许扭转角，=01。各轴最小轴径如表 3-3。表 3-3 最小轴径3.5 主轴合理跨距的计算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=9550nP=95505140=341.07Nm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=341.070.09=3789.7N 背向力（沿 x 轴）Fp=0.5 Fc=1894.8N 总作用力 F=22pCFF=4237.0N此力作用于工件上，主轴端受力为 F=4237.0N。先假设l/a=2，l=2a=300mm。前后支承反力 RA和 RB分别为RA=Flal=4237240240120=6355.5NRB=Fla=4237240120=3018.5N根据 文献【1】式 3.7 得：Kr=3.391.0Fr8.0La9.0)(iza9.1cos得前、后支承的刚度：轴 号轴 轴最小轴径 mm 354012KA=1689.69 N/m；KB=785.57 N/m；求最佳跨距：BAKK=1653.14768.58=2.15主轴的当量外径