题目5-分级变速主传动系统的设计：Nmin=40rmin；Nmax=630rmin；Z=9级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430rmin【内含5张CAD图纸】.zip

1目录目录一摘要.2二.课程设计的目的3三.课程设计题目，主要设计参数和技术要求3四.运动设计.4五.动力计算.7六.主要零部件的选择13七.校核.14八结论.16九参考文献162一摘要摘要设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和校核相关运动参数和动力参数。本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。3 二课程设计目的机械系统课程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。三课程设计题目，主要设计参数和技术要求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=40r/min；Nmax=630r/min；Z=9 级；公比为 1.41；电动机功率 P=3KW；电机转速 n=1430r/min2 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。4四运动设计1 运动参数及转速图的确定（1）转速范围。Rn=minmaxNN=40630=15.75（2）转速数列。首先找到 40r/min、然后每隔 5 个数取一个值（1.41=1.066），得出主轴的转速数列为 40 r/min、56 r/min、80 r/min、112 r/min、160 r/min、224 r/min，315 r/min，450 r/min，630r/min 共 9 级。（3）定传动组数。对于 Z=9 可分解为：Z=3133。（4）写传动结构式,画结构图。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=3133,易知第二扩大组的变速范围 r=(P2-1)x=1.413=7.858 满足要求，其结构网如图结构网 Z=3133（5）画转速图。转速图如下图5 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：6 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，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：齿轮齿数基本组第一扩大组传动比1:411:21:2.782：11:1.411：4代号Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6Z6齿数30 42 24 48 19 5366 33 4158 20792 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)%nnn实际转速标准转速标准转速对 Nmax=630r/min，Nmax=1430*95/300*30/42*66/33=646.9r/min 则有6306309.646=2.684.1 因此满足要求。各级转速误差n 450315224160112805640n452.83324.67225.65160.05114.7581.8857.3241.1误差0.63%2.422.070.032.462.362.362.74各级转速误差都都小于 4.1，因此不需要修改齿数。7五动力计算1 带传动设计(1)直径计算初取小带轮直径 d：取 d=95mm大带轮直径 D：D=21ndn=450143095=301.89mm 取 D=300mm（2）计算带长求 Dm Dm=(D1+D2)/2=(95+300)/2=197mm求 =（D1-D2）/2=（300-95）/2=102mm初取中心距 取 a=500mm带长 L=Dm+2a+2/a=1639.39 mm基准长度 得：Ld=1600mm（3）求实际中心距和包角中心距 a=(L-Dm)/4+228)(DmL/4=493.6mm120（4）求带根数带速 =D1n1/601000=3.14951430/(601000)=7.12m/s传动比 i i=n1/n2=1430/450=3.18带根数 由机械设计表 3.6，P0=1.19KW；由表 3.8，K=0.95；由表 3.9，KL=0.99；由表 3.7，P0=0.17KW；Z=PC/（P0+P0）KKL=（4.01.2）/(1.19+0.17)0.950.99=3.748取 Z=4 根2.计算转速的计算（1）主轴的计算转速 nj，由公式 nj=nmin)13/(z得，主轴的计算转速nj=90r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。轴共有 3 级转速：160 r/min、224r/min、315 r/min。若经传动副 Z6/Z6传动主轴，则只有 315r/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 160r/min 是传递全功率的最低转速，故其计算转速 nj=160 r/min；轴有 1 级转速，且都传递全功率，所以其计算转速 nj=450 r/min。各计算转速入表。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 40、56、80r/min 共 3 级转速，其中只有 80r/min 传递全功率，故 Z6j=80 r/min。齿轮 Z6装在轴上，有 160-315 r/min 共 4 级转速，但经齿轮副 Z6/Z6传动主轴，则只有 315r/min 传递全功率，故 Z6j=315r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 齿轮副计算转速序号Z1Z2Z3Z4Z5Z6nj450450450315160 315轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 4501608093.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=163383221)1(jjmnuzPu可得各组的模数式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；dN 驱动电动机功率（kW）；jn被计算齿轮的计算转速（r/min）；u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”，内啮合取“-”；1z 小齿轮的齿数（齿）；m 齿宽系数，Bmm（B 为齿宽，m 为模数），4 10m；j材料的许用接触应力（MPa）。得：基本组的模数 mj=3.5 第一扩大组的模数 mj=3.5（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2Z3Z3齿数304224481953分度圆直径1051478416866.5185.5齿顶圆直径108.5150.587.5171.570189齿根圆直径100.6142.679.6163.662.12181.1 齿宽24.524.524.524.524.524.5按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB256HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB256HB，平均取240HB。计算如下：齿面接触疲劳强度计算：10 接触应力验算公式为 jfsjMPauBnNKKKKuzm)()1(1020883218 弯曲应力验算公式为：wswMPaBYnzmNKKKK)(1019123215式中 N-传递的额定功率（kW），这里取 N 为电动机功率，N=3kW;jn-计算转速（r/min）.jn=450（r/min）;m-初算的齿轮模数（mm）,m=3.5（mm）;B-齿宽（mm）;B=24.5（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;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=450（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，取nK=0.60 NK-功率利用系数，取NK=0.7811 qK-材料强化系数，qK=0.60 3K-工作状况系数，取3K=1.1 2K-动载荷系数，取2K=1 1K-齿向载荷分布系数，1K=1 Y-齿形系数，Y=0.386；j-许用接触应力（MPa）,取j=650 Mpa；w-许用弯曲应力（MPa），取w=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：j=635 Mpa j w=78 Mpaw（3）扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z4Z4Z5Z5Z6Z6齿数663341582079分度圆直径231115.5143.520370276.5齿顶圆直径234.5119147206.573.5250齿根圆直径226.6111.12139.12198.665.6272.12齿宽252525252525按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB256HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB256HB，平均取 240HB。同理根据基本组的计算，可得 nK=0.62，NK=0.77，qK=0.60，3K=1.1，2K=1，1K=1，m=3.5，jn=355；12可求得：j=619 Mpa j w=135Mpaw 3 传动轴最小轴径的初定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 -该轴每米长度的允许扭转角，=0.5001。各轴最小轴径如表 轴 号 轴 轴最小轴径 mm 354013六主要零部件的选择六主要零部件的选择 一 摆杆式操作机构的设计 （1）几何条件；（2）不自锁条件。二二 电动机的选择 选择 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。由文献【3】附录 2 得：电动机型号为 Y112M-4，额定功率 40KW。由附录 3 得：安装尺寸 A=190mm，AB=245mm，HD=265mm。14七校核七校核一 轴刚度校核（1）轴挠度校核单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算：:YmZnDxxNLYYba43375.039.171L-两支承的跨距；D-轴的平均直径；X=ia/L；ia-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 YYYYYYbabahcos222 aY-输入扭距齿轮挠度；bY-输出扭距齿轮挠度 )(2；-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：2ay=0.025；3ay=0.082；1ay=0.130；5by=0.206；4by=0.098；6by=0.045。合成挠度cos2512521babahyyyyY=0.248 查文献 6，带齿轮轴的许用挠度 y=5/10000*L15即 y=0.268。因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。（2