1分级变速主传动系统设计解析.docx
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1分级变速主传动系统设计解析
哈尔滨理工大学
课程设计
题
目:
院、
系:
班
级:
姓
名:
学
号:
机械系统设计课程设计
机械动力工程学院
机械09-3
段铁群
指导教师:
系主任:
2012年8月29日
摘要
《机械系统设计》课程设计内容有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、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,进行有关动力计算与校核。
2、图样技术设计:
(1)选择系统中的主要组件。
(2)图样的设计与绘制。
3、编制技术文件:
(1)对于课程设计内容进行自我技术经济评价。
(2)编制设计计算说明书。
关键词分级变速;传动系统设计,传动副,结构网,结构式,齿轮模数,传动比,计算转速
一、课程设计目的4
二、课程设计题目、主要技术参数和技术要求4
三、运动设计4
1.确定极限转速,转速数列,结构网和结构式4
2.主传动转速图和传动系统图4
3.确定变速组齿轮齿数,核算主轴转速误差6
四、动力计算.7
1•传动件的计算转速7
2.传动轴和主轴的轴径设计7
3.计算齿轮模数8
4.带轮设计9
五、主要零部件选择10
六、校核10
七、结束语14
八、参考文献14
一、课程设计目的
《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结构,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;完成系统主转动设计,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。
二、课程设计题目,主要技术参数和技术要求分级、
分级变速主传动系统的设计:
技术参数:
Nmin=35.5r/min,Nmax=800r/min,
Z=8级,公比为1.41;电动机功率P=3KW电机转速n=710/1420r/min
三、运动设计
1.确定极限转速,转速数列,结构网和结构式
(1)确定极限转速,公比、变速级数
Nmin=45r/min,Nmax=710r/min;=1.41;z=9
⑵转速数列:
45r/min63r/min,90r/min,125r/min,180r/min,250r/min,255r/min,
500r/min,710r/min,共9级
(3)确定极限转速:
Rn=Nmax/Nmin=710/45=15.6
(4)确定结构网和结构式
(1)写传动结构式:
主轴转速级数Z=9.结构式9=31X33
(2)画结构网:
2•主传动转速图和传动系统图
选择电动机:
采用丫系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机绘制转速图
转速图:
传动系统图:
3.计算齿轮齿数
(1)、查机械系统设计书表3-1基本组齿数:
基本组:
Z1=38,Z1'=76Z2=30,Z2'=84Z3=23,Z3'91
扩大组:
Z1=66,Z1'=33Z2=41,Z2'=58Z3=20,Z3'=79
实际传动比所造成主轴转速误差
<10( I",其中n为实际转速,n为标准转速。 S=|(710-710)/710|=0<4.1%全部满足要求 (3)传动系统图如下: 四、动力计算 1传动件的计算转速 (1)传动件的计算转速 主轴的计算转速n=nminRn0'=451.410'=89.77: 90r/min 取主轴的计算转速nj90r/min 各轴的计算转速如下: 轴序 号 电动机(0) I轴 II轴 计算转速 r/min 1440 710 180 最小齿轮的计算转速如下 齿轮序号 I II 计算转速 710r/min 355r/min 选用齿轮精度为7级精度 2.传动轴和主轴的轴径设计 1)主轴轴径的确定 在设计初期,由于主轴的结构尚未确定,所以只能根据现有的资料初步确定主轴直径。 由<<机械系统设计>>表4-9初选取前轴径di=80mm,后轴颈的 轴径为前轴径d2=64mm (2)传动轴直径初定 传动轴直径按文献⑸公式(6)进行概算 式中d---传动轴直径(mm) N----该轴传递的功率(KW) nj----该轴的计算转速 抄」该轴每米长度的允许扭转角,I1=0.5°~1°。 取丨.1=0.50 N0=P0=4Kw,验算4Kw。 Ni=3.61kw,n=710r/min,=0.65 N2=3.50kw,n=180r/min,=0.65, 轴I: dt=1.64<4f85568=26.85mm取27mm 1V0.5 轴H: 血=1.64彳2囂80=37.86mm取38mm (2)主(川)轴轴颈直径确定: 查表选择主轴前端直径D1=80mm,后端直径D2=64mm 材料: 45钢。 热处理: 调治Hre22-28 3.计算齿轮模数及尺宽,分度圆直径 (1)计算齿轮模数 (1)计算齿轮模数 (1)45钢,整体淬火,[匚j]=585MPa; (2) 按接触疲劳计算齿轮模数m Nd一驱动电机的功率(KW);nj一齿轮计算转速(r/min)u-大小齿轮齿数比;: m=6〜10;Z1一小齿轮齿数 1U=■Z1/Z1—3.96;nj=710r/min =2.76mm取m1=3mm =4mm;取m2=4mm '(3.96+1)x4 mij=16338322 \8疋23汇396疋585疋7102U=Z2/Z2‘=3.95;nj=180r/min mj=1633832(3.951)42 汉20汇3.95汉585汉180 取m12=4mm (2)计算齿轮分度圆及尺宽 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z1 Z1' Z2 Z2' Z3 Z3' 齿数 38 76 30 84 23 91 分度圆直径 114 228 90 252 75 279 齿顶圆直径 120 234 96 258 75 279 齿根圆直径 106.5 220.5 82.5 244.5 61.5 265.5 4.带轮设计 (1)确定计算功率: P=4kw,K为工作情况系数,查表取K=1.2,pd=kAP=1.2x4=4.8kw (2)选择V带的型号: 根据pd,n1=1440r/min查表选择A型V带d1=90mm (3)确定带轮直径d1,d2 小带轮直径d1=90mm 验算带速V=「: d1m/(60x1000)=二x90x1440/(60x1000)=6.78m/s 从动轮直径d2=rhd1/n2=1440x90/710=179.85mm取d2=180mm 计算实际传动比i=d2/d1=180/90=2 相对误差: 1(i0-i)/i0|=|(1440/710-2)/(1440/710)|=1.4%<5%合格 (4)定中心矩a和基准带长Ld [1]初定中心距a。 0.7(d"2)乞ao乞2(d1+ck)) 175乞a。 乞500取ao=365mm [2]带的计算基准长度 〜2x365+二/2(90+180)+(180-90)2/4x365~1159mm 查[1]表3.2取Ld0=1120mm [3]计算实际中心距 a〜a°+(Ld-Ld°)/2=365+(1120-1159)/2=345mm [4]确定中心距调整范围 amax=a+0.03Ld=345+0.03x1120=378.9mm amin=a-0.015Ld=345+0.015x1120=327.8mm (5)验算包角: : 仁180°-(d2-d1)/ax57.30=180°-(180-90)/345x57.30=166.3>120 (6)确定V带根数: 确定额定功率: P。 由查表并用线性插值得R=0.98kw 查表得功率增量△R=0.17kw 查表得包角系数K=0.96 查表得长度系数K=0.91 确定带根数: Z-Pd/(P0+△P0)K: K=4.4/[(0.98+0.17)x0.96x0.91]=4.38取Z=5 五、主要零部件选择 5.1电动机的选取 转速n=1440r/min,功率P=4KW 选用丫系列三相异步电动机。 5.2轴承的选择: (轴承代号均采用新轴承代号) I轴: 与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C, 另一边安装角接触球轴承代号7008G H轴: 对称布置角接触球轴承代号7008C中间布置交界处球轴承代号7010C 皿轴: 后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一边安装角接触球轴承7010C 2.键的选取 I轴: 安装带轮处选平键: 8x7x40 安装齿轮处选择花键: 8x36x42x7 H轴: 安装齿轮选择平键: 8x8x42 安装滑动齿轮处选择花键: 8x36x42x7 皿轴: 安装齿轮选择平键: 8x12x62 六、校核 1齿轮校核 齿轮 Z1 Z1' Z2 Z2' Z3 Z3' 齿数 38 76 30 84 23 91 分度圆直径 114 228 90 252 75 279 齿顶圆直径 120 234 96 258 75 279 齿根圆直径 106.5 220.5 82.5 244.5 61.5 265.5 直角圆柱齿轮的应力验算公式: 接触应力验算 (MPa)盯二j] 2088103(u—OQKqKsKsN ZmuBnj 弯曲应力验算 (MP^kw] _191x105KiK2K3KsN 二w_2 ZmBYnj ;「j=1000Mpa;;「w=320Mpa N-额定功率;—传动效率;m—齿轮模数 B—齿宽;Z—小齿轮齿数;u—大小齿轮齿数之比 Ks—寿命系数;Ks_KtKnKnKq Kt-工作期限系数;Kt_m60n1T VC0 T-齿轮在工作期限的总工作时间h;TS=15000~20000 T=TS/P(P为传动组的传动副数) 接触载荷Co_107;弯曲载荷Co_2106; 接触载荷m_3;弯曲载荷m_6; Kt-转速弯曲系数;Kn—功率利用系数;Kq—材料强化系数 (1)I轴一II轴小齿轮的强度校核 Z=23;u;m=3;B二mm=24;nj=710r/min 91 K1=1.21 2=750° 〒TS15000T= P 1接触应力校核: Kt=m60n1T=3.69T\Co Kn=0.83;Kn=0.58;Kq=0.64;Ks=0.89 3 2088x10 2弯曲应力校核: 心=呵竺丄=2.34 VCo Kn=0.83;Kn=0.78;Kq=0.77;Ks=1.11;Y=0.395 5 CW=191£=11.89Mpa: : 267.93MPa.合格 nr.— Zm2BYnj ⑵II轴一HI轴小齿轮的强度校核 79泊 Z=20;u;m=4.5;B=mm=36;nj=180r/min 20j K2=1.21 2二7500 丁TS15000 T二 P 1接触应力校核: Kt"60n1T=3.69 \Co Kn=0.83;Kn=0.58;Kq=0.64;Ks=0.9 2088103'(u1)K1K2K3KsN cj123S554.23MPa: : 585MPa合格 =2.34 2弯曲应力校核: Kt=m60n1T VCo Kn=0.85;Kn=o.78;Kq=0.77;Ks=1.11;Y=0.395 5 Zm2BYnj ;「W=191£Yfj&KsN=15.92Mpa: 344.86MPa合格 2、主轴弯曲刚度校核 (1)主轴刚度符合要求的条件如下: a主轴的前端部挠度ys%y]二0.0002525=0.105 b主轴在前轴承处的倾角二空容许值[习轴承-0.001rad c在安装齿轮处的倾角"乞容许值[可齿乞0.001rad (2)计算如下: 前支撑为双列圆柱滚子轴承,后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距 L=216mm. D1D28060 当里外径de==72mm 22 主轴刚度: 因为di/de=25/72=0.29<0.7所以孔对刚度的影响可忽略; 刚度要求: 主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定 3、轴承校核 I轴选用的是深沟球轴承轴承6006其基本额定负荷为13.0KN 由于该轴的转速是定值n=100r/min,所以齿轮越小越靠近轴承,对轴承的要求越高。 根据设计要求,应该对I轴未端的轴承进行校核。 2 T=955084=341Nmm F=2T=682=38.1 齿轮受力 d84n 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 因轴承在运转中有中等冲击载荷,又由于不受轴向力,按《机械设计》 查表得fp 为1.0到1.2,取fpJ。 ,则有: R=fpXR=1.0312=312K| 轴承的寿命因为P1P2,所以按轴承1的受力大小计算: 故该轴承能满足要求 4.润滑与密封 主轴转速高,必须保证充分润滑,一般常用单独的油管将油引到轴承处 主轴是两端外伸的轴,防止漏油更为重要而困难。 防漏的措施有两种: 1)密封圈加密封装置防止油外流。 。 2)疏导一一在适当的地方做出回油路,使油能顺利地流回到油箱。 七、结束语 1、本次课程设计是针对《机械系统设计》专业课程基础知识的一次综合性应用设计,设计过程应用了《机械制图》、《机械原理》、《工程力学》等。 2、本次课程设计充分应用了以前所学习的知识,并应用这些知识来分析和解决实际问题。 3、本次课程设计进一步掌握了一般设计的设计思路和设计切入点,同时对机械部件的传动设计和动力计算也提高了应用各种资料和实际动手的能力。 4、本次课程设计进一步规范了制图要求,掌握了机械设计的基本技能。 5、本次课程设计由于学习知识面的狭窄和对一些概念的理解不够深刻,以及缺乏实际设计经验,使得设计党中出现了许多不妥和错误之处,诚请老师给予指正和教导。 八、参考文献 【1】、段铁群主编 【2】、于惠力主编 【3】、戴曙主编 《机械系统设计》科学出版社第一版《机械设计》科学出版社第一版 《金属切削机床设计》机械工业出版社 【4】、戴 曙主编《金属切削机床》 机械工业出版社第一版 【4】、赵九江主编《材料力学》 哈尔滨工业大学出版社第一版 【6】、郑文经主编 【7】、于惠力主编 《机械原理》高等教育出版社第七版 《机械设计课程设计》科学出版社
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