题目21-分级变速主传动系统设计：Nmin=80rmin；Nmax=1000rmin；Z=12级；公比为1.26；电动机功率P=2.5-3.5kW；电机转速n=710-1420rmin.zip

1目 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.6第 3 章 动力计算.73.1 带传动设计.73.2 计算转速的计算.83.3 齿轮模数计算及验算.93.4 传动轴最小轴径的初定.123.5 主轴合理跨距的计算.13第 4 章 主要部件的校核.144.1 主轴强度、刚度校核.144.2 轴的刚度校核.164.3 轴承寿命校核.17总 结.18参 考 文 献.192第第1章章 绪论绪论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：3（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 21：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=80r/min；Nmax=1000r/min；Z=12 级；公比为1.26；电动机功率 P=2.5/3.5KW；电机转速 n=710/1420r/min（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2.1.1转速范围Rn=minmaxNN=801000=12.52.1.2转速数列查1表 2.12，首先找到 80r/min、然后每隔 3 个数取一个值，得出主轴的转速数列为 80 r/min、100 r/min、125 r/min、160r/min、200 r/min、250 r/min，315 r/min，400 r/min，500 r/min、630 r/min、800r/min、1000 r/min 共 12 级。2.1.3定传动组数 对于 Z=12，可分解为：12=232。2.1.4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。2.1.5 画转速图转速图如下图 2-1。5 图 2-1 系统转速图2.1.6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2-3：6 图 2-2 主传动系统图2.1.7 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 2-1。表 2-1 齿轮齿数基本组第一扩大组传动比1:1.581:1.261:11：2.511.58:1代号Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5齿数27 43 31 39 35 3521 52 452872.2 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=1000r/min，Nmax=1420*125/280*35/35*45/38=1027r/min 则有(1027-1000)/1000=2.7 1203.1.4 求带根数带速 =D1n1/(601000)=3.141251420/(601000)=9.26m/s传动比 i i=n1/n2=1420/630=2.25带根数 由【2】中表 3.6，并用插值法得 P0=1.07KW；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=0.93；12129 由【2】中表 3.9，得长度系数 KL=0.87；Z=Pd/（P0+P0）KKL=（3.51.1）/(1.07+0.17)0.870.93=3.48取 Z=4 根3.2 计算转速的计算计算转速的计算3.2.1 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=160r/min。3.2.2 确定各传动轴的计算转速 轴共有 6 级转速：200r/min、250 r/min、315 r/min、400r/min、500r/min、630r/min。若经传动副 Z/Z 传动主轴，则全部传递全功率；若经传动副 Z/Z 传动主轴，全部传递全功率，其中 200r/min 是传递全功率的最低转速，故其计算转速 nj=200 r/min；轴有 2 级转速，且都传递全功率，所以其计算转速 nj=315 r/min。各计算转速入表 3-1。表 3-1 各轴计算转速 3.2.3 确定齿轮副的计算转速 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z 装在主轴上并具有 315-1000r/min 共 6 级转速，它们都传递全功率，故 Z j=315 r/min。齿轮 Z 装在轴上，有 200-630 r/min 共 6 级转速，但经齿轮副 Z/Z 传动主轴，则全部传递全功率，故 Z j=200r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3-2。1122555555轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min31520016010表 3-2 齿轮副计算转速 单位：（rmin）序号Z1Z1Z2 Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5nj 315200315250315315200802003153.3 齿轮模数计算及验算齿轮模数计算及验算3.3.1 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 由上面各轴的输出功率计算可知，在电动机功率为P=3.5KW，转速 n=1420r/min 时，传动系统受力最大，则由此数据计算。III 轴：mmrnuZj6.231563013585.2)11(16338mmin/315;1;35;8322j1mIIIII 轴：mmrnuZj6.220063058.14565.2)158.1(16338mmin/200;58.1;45;6322j1m取整后模数为：III 轴：3mm；IIIII 轴：3mm。3.3.2 基本组齿轮计算 基本组齿轮几何尺寸见表 3-3。111表 3-3 基本组齿轮几何尺寸齿轮齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽Z127818773.524Z143129135121.524Z231939985.524Z239117123109.524Z33510511197.524Z33510511197.524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 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=4kW;jn-计算转速（r/min）.jn=315（r/min）;m-初算的齿轮模数（mm）,m=3（mm）;B-齿宽（mm）;B=24（mm）;z-小齿轮齿数；z=27 u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=1.6;sK-寿命系数；sK=TKnKNKqK TK-工作期限系数；12 mTCTnK0160 T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.;1n-齿轮的最低转速（r/min）,1n=200（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 3.3.3 扩大组齿轮计算扩大组齿轮几何尺寸见表 3-4。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，nKNKqK13=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=574.35 Mpa=650Mpa=118.77Mpa=275Mpa表 3-4 扩大组齿轮几何尺寸齿轮Z4Z4Z5Z5齿数21524528分度圆直径6315613584齿顶圆直径6916214190齿根圆直径55.5149.5127.576.5齿宽181818183.4 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 -该轴每米长度的允许扭转角，=01。I 轴：P=3.33KW,计算转速为：315r/min,所以可得：；mmdI30131533.3914II 轴：P=3.19KW,计算转速为：200r/min,所以可得：；mmd33120019.39142取整后各轴的轴径为：I 轴为 30mm；II 轴为 35mm。3K2K1Kjnjjww143.5 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=4Kw，轴（主轴）的轴径由文献【1】中的表 3.2，选取前轴轴径为 60mm，后轴直径去前轴径的 0.7 到 0.85 倍，所以取整后取 50mm，平均直径为 55mm。对于普通机床主轴内孔径为 0.5 到 0.65 倍的平均直径，取30mm；悬伸量取 90mm。理想跨距的设计：本车床的最大回转直径为 200mm，经济加工直径取最大回转直径的 60%，故半径为 60mm，主轴最大输出转矩在前面可知。切削力和被切削力，总力为：NFFFNFFNNFPCCPC341415275.030546018324122；主轴轴端受力为 F/2=1707N，设 l/a=3，所以 l=270mm，可求得前后支反力为：NlaRNlalRBA569170722761707；初选主轴采用滚子轴承，由文献【1】中公式