哈尔滨理工大学课程设计题目:分级变速主传动系统设计学院:机械动力工程学院姓名:指导教师:段铁群系主任:段铁群2013年08月29日目录第一章运动计算1.1 课程设计的目的1.2 课程设计的内容1.3 课程设计的题目,主要技术参数和技术要求1.4 运动参数及转速图的确定1.5 核算主轴转速误差第二章动力计算2.1 带传动设计2.2 计算转速的计算2.3 齿轮模数计算及验算2.4 传动轴最小轴径初定2.5 执行轴合理跨距计算第三章主要部件的校核3.1 主轴强度,刚度校核3.2 传动轴刚度校核3.3 轴承寿命校核第四章总结第五章参考文献第1章运动计算1.1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《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。
1.3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=75r/min;Nmax=600r/min;Z=7级;公比为1.41;电动机功率P=4KW;电机转速n=1440r/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。
1.4 运动参数及转速图的确定(1)转速范围。
Rn=minmaxN N =600/75=8 (2)转速数列。
查[1]表 2.12,首先找到75r/min 、然后每隔5个数取一个值,得出主轴的转速数列为75r/min 、106 r/min 、150 r/min 、212 r/min 、300 r/min 、425 r/min ,600r/min 共7级。
(3)定传动组数。
对于Z=7可分解为:7=2×2×2。
(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=7=21×22×23。
(5) 画转速图。
转速图如下图2-2。
图2-2 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Zmi n≥22~24,齿数和Sz≤100~120,由【1】表4.1,根据各变速组公比,可得各传动比和齿轮齿数,(1)、齿数计算基本组传动比分别为1/1、1/1.41Sz= 58、75、84、87、96 ……取Sz=58,小齿轮齿数分别为:29, 24Z1 / Z1’ =29/29, Z2/Z2’ =24/34第二扩大组传动比分别为1/1、1/2Sz=66、72、78、84、90、96……取Sz=84,小齿轮齿数:42,28Z3/Z3’=42/42,Z4/Z4’=28/56第三扩大组传动比分别为1、1/2.8取Sz=114,小齿轮齿数:57,30 Z5/Z5’=57/57,Z6/Z6’=30/841.5 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(ϕ-1)%,即'n -nn实际转速标准转速标准转速〈 10(ϕ-1)%第2章 动力计算2.1 带传动设计1)确定计算功率Pd带式输送载荷变动小,查(机械设计)表 3.5得工况系数K A =1.1Pd= K A P=1.1×4=4.4 KW 2)选取V 带型号根据Pd ,n1参考图3.16及表3.3选带型及小带轮直径,选择A 型V 带,d1=125mm 。
3)确定带轮直径d1,d2 (1)选小带轮直径d1参考图3.16及表3.3选d1=125mm (2)验算带速v v=10006011⨯n d π=9.4 m/s(3)确定从动轮基准直径d2d2==253mm按表3.3取标准值 =250mm (4)计算实际传动比i当忽略滑动率时:i=/=2 (5)验算传动比相对误差: 题目理论传动比:=/=2.02 传动比相对误差:=1%<4%4)定中心距a 和基准带长Ld (1)初定中心距初定(2)计算带的计算基准长度求得=2277mm查表3.2取标准值=2500mm (3)计算实际中心距a求得:a=550(4)确定中心距调整范围得;5)验算包角求得:=合格6)确定V带根数z(1)确定额定功率由及查表3.6,得(2)确定各修正系数功率增量:查表3.7的得长度系数:查表3.9得(3)确定V带根数z求得:、取z=2根7)确定单根V带初拉力查表3.1得:单位长度质量q=0.1 根据公式:得:8)计算压轴力求得:9)带轮结构设计(1)小带轮,采用实心结构。
(2)大带轮,采用腹板式结构。
(1) 主轴的计算转速n j ,由公式n j =n m in (/31)z -Φ得,主轴的计算转速n j =125r/min 。
(2) 确定各传动轴的计算转速。
Ⅲ轴共有4级转速:212r/min 、300 r/min 、425 r/min 、600 r/min 。
若经传动组中的传动副46:46,得到的转速均不低于主轴的计算转速, 故其计算转速n Ⅱj =180 r/min ;同理可得Ⅰ轴、Ⅱ 轴的计算转速。
表3.1 各轴计算转速(3) 确定齿轮副的计算转速。
齿轮装在主轴上并具有150-600r/min 共4级转速,均可传递传递全功率,故Z '6j=150 r/min 。
齿轮Z 6装在Ⅲ轴上,有150~600 r/min 共4级转速,经齿轮副Z 6/ Z '6传动主轴,只有425r/min 、600r/min 可传递全功率,故Z 6j=425r/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 Z 1 Z 2 Z 3 Z 4 Z 5n j 600 600 425 425 425 2.3 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m j 3221(1)[]m j ju Pz u n ϕσ±3-3所示。
表3-3 模数轴号 Ⅰ轴 Ⅱ 轴 Ⅲ 轴 主轴 计算转速r/min600 425 212 150(2)基本组齿轮计算。
基本组齿轮几何尺寸见下表按基本组最小齿轮计算。
小齿轮用40Cr ,调质处理,硬度241H B ~286HB ,平均取260HB ,大齿轮用45钢,调质处理,硬度229H B ~286HB ,平均取240HB 。
计算如下:① 齿面接触疲劳强度计算: 接触应力验算公式为 )j E H j Z Z Z MPa εσσ⎡⎤=≤⎣⎦ 弯曲应力验算公式为: []112()Fa Sa w w KTY Y Y MPa mbd εσσ=≤式中 N----传递的额定功率(kW ),这里取N 为电动机功率,N=3.5kW;j n ----计算转速(r/min ). j n =600(r/min ); m-----初算的齿轮模数(mm ), m=3.7(mm ); B----齿宽(mm );B=20(mm ); z----小齿轮齿数;z=24;u----小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u =2.0; s K -----寿命系数;s K T K n K N K q K T K ----工作期限系数;mT C Tn K 0160=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;n K ----转速变化系数,查【5】2上,取n K =0.60 N K ----功率利用系数,查【5】2上,取N K =0.78 q K -----材料强化系数,查【5】2上, q K =0.60 3K -----工作状况系数,取3K =1.12K -----动载荷系数,查【5】2上,取2K =11K ------齿向载荷分布系数,查【5】2上,1K =1Y------齿形系数,查【5】2上,Y=0.386; []j σ----许用接触应力(MPa ),查【4】,表4-7,取[]jσ=650 Mpa ;[]w σ---许用弯曲应力(MPa ),查【4】,表4-7,取[]w σ=275 Mpa ;根据上述公式,可求得及查取值可求得:j σ=)E H Z Z Z MPa ε=635 Mpa ≤[]j σ w σ=78 Mpa ≤w σ(3)扩大组齿轮计算。
按扩大组最小齿轮计算。
小齿轮用40Cr ,调质处理,硬度241H B ~286HB ,平均取260HB ,大齿轮用45钢,调质处理,硬度229H B ~286HB ,平均取240HB 。
同理根据基本组的计算, 查文献【6】,可得 n K =0.62, N K =0.77,q K =0.60,3K =1.1,2K =1,1K =1,m=3.5,j n =355;可求得:j σ=574.35 Mpa ≤[]j σ=650Mpa ; w σ=118.77Mpa ≤[]w σ=275Mpa 。
2.4 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[]4ϕTn(mm )或 d=91[]4njNϕ(mm ) 式中 d---传动轴直径(mm )Tn---该轴传递的额定扭矩(N*mm ) T=9550000Jn N ⨯; N----该轴传递的功率(KW ) j n ----该轴的计算转速[]ϕ---该轴每米长度的允许扭转角,[]ϕ==01。