9級分級變速主傳動系統(tǒng)設計【N=50~800；Z=9級；公比為1.41；P=4KW；電機轉速n=1440含3張CAD圖】
【需要咨詢購買全套設計請加QQ1459919609】圖紙預覽詳情如下：
充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙1目錄一．摘要…………………………………………….. ……2二. 課程設計的目的………………………………………3三. 課程設計題目，主要設計參數(shù)和技術要求…………3四. 運動設計 …………………………………………….4五. 動力計算…………………………. …………………..7六. 主要零部件的選擇……………………………………13七. 校核…………………………………………………..14八．結論…………………………………………………..16九．參考文獻………………………………………………16 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙2一．摘要設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙3二．課程設計目的《機械系統(tǒng)課程設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。三．課程設計題目，主要設計參數(shù)和技術要求1 課程設計題目和主要技術參數(shù)題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設計技術參數(shù)：Nmin=50r/min；Nmax=800r/min ；Z=9 級；公比為 1.41；電動機功率 P=4KW；電機轉速 n=1440r/min2 技術要求1. 利用電動機完成換向和制動。2. 各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構。3. 進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙4四．運動設計1 運動參數(shù)及轉速圖的確定（1） 轉速范圍。Rn= = =16minaxN508（2） 轉速數(shù)列。首先找到 50r/min、然后每隔 5 個數(shù)取一個值（1.41=1.06 6） ，得出主軸的轉速數(shù)列為 50 r/min、 71 r/min、100 r/min、140 r/min、 200 r/min、280r/min，400 r/min，560 r/min ，800r/min 共 9 級。（3） 定傳動組數(shù)。對于 Z=9 可分解為：Z=3 1×33。（4）寫傳動結構式,畫結構圖。根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , “前密后疏”,“結構緊湊”的原則,選取傳動方案 Z=31×33,易知第二擴大組的變速范圍r= （2-1） ×4=1.413=7.85〈8 滿足要求，其結構網(wǎng)如圖?結構網(wǎng) Z=31×33（5） 畫轉速圖。轉速圖見紙系統(tǒng)轉速圖 （6）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖： 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙5主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內取模數(shù)相等，據(jù)設計要求 Zmin≥17,齒數(shù)和 Sz≤100～120，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表：齒輪齒數(shù)基本組 第一擴大組傳動比 1:1.41 1:2 1:2.78 2：1 1:1.41 1：4代號 Z1Z'Z2Z 'Z3Z 'Z4Z 'Z5Z 'Z6Z '齒數(shù)30 42 24 48 19 53 66 33 41 58 20 792 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?對'| |10()%nn????實 際 轉 速 標 準 轉 速標 準 轉 速 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙6Nmax=800r/min，Nmax`=1440*95/200*30/42*66/33=826.9r/min 則有=3.36％〈4.1 ％809.26?因此滿足要求。各級轉速誤差n 450 315 224 160 112 80 56 40n` 452.83 324.67 228.65 160.05 114.75 81.88 57.32 41.1誤差 0.63% 2.42％ 2.07％ 0.03％ 2.46％ 2.36％ 2.36％ 2.74％各級轉速誤差都都小于 4.1％，因此不需要修改齒數(shù)。 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙7五．動力計算1 帶傳動設計(1) 直徑計算初取小帶輪直徑 d： 取 d=95mm大帶輪直徑 D； D= = =301.89mm 取 D=300mm21n45039?（2）計算帶長求 Dm Dm=(D +D )/2=(95+200)/2=147.5mm12求△ △=（D -D ） /2=（200-95）/2=52.5mm初取中心距 取 a=500mm帶長 L= ×Dm+2×a+△ /a=1468.39 mm?2基準長度 得：Ld=1500mm（3）求實際中心距和包角中心距 a=(L-∏×Dm)/4+ /4 =489.6mm1201??12???（4）求帶根數(shù)帶速 =∏D n /60×1000=3.14×95×1440/(60×1000)= 7.17m/s?1傳動比 i i=n /n =1440/450=3.202帶根數(shù) 由《機械設計》表 3.6，P =1.19KW；由表03.8，K =0.95；?由表 3.9，K =0.99；由表 3.7，△P =0.17KW；L0Z=P /｛（P +△P ）×K ×K ｝C0?L=（4.0×1.2 ） /(1.19+0.17)×0.95×0.99=3.74取 Z=4 根 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙82.計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速 nj，由公式 n =n 得，主軸的計算轉速jmi)13/(??znj=97.8r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。Ⅱ軸共有 3 級轉速：160 r/min、 224r/min、315 r/min。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，則只有6'6315r/min 傳遞全功率；若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，全部傳遞全功率，其5'中 160r/min 是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速 nⅡ j=160 r/min；Ⅰ 軸有 1 級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速 nⅠ j=450 r/min。各計算轉速入表。各軸計算轉速（3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有'650、71、100r/min 共 3 級轉速，其中只有 100r/min 傳遞全功率，故Z j=100 r/min。'6齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上，有 160-315 r/min 共 4 級轉速，但經(jīng)齒輪副 Z / Z 傳6'動主軸，則只有 315r/min 傳遞全功率，故 Z j=315r/min。依次可以得出其6余齒輪的計算轉速，如表齒輪副計算轉速序號 Z1Z2Z3Z `4Z5Z6n j450 450 450 315 160 315軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 450 160 100 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙93.齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338可得各組的模數(shù)321][)(jjmnuzP???式中 mj——按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（mm） ；——驅動電動機功率（kW） ；dN——被計算齒輪的計算轉速（r/min） ；jn——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“ +”，內嚙合取“-” ；u——小齒輪的齒數(shù)（齒） ；1z——齒寬系數(shù)， （B 為齒寬，m 為模數(shù)） ， ；m???4~10m??——材料的許用接觸應力（ ） 。j????? MPa得：基本組的模數(shù) mj=3.5 第一擴大組的模數(shù) mj=3.5（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3`齒數(shù) 30 42 24 48 19 53分度圓直徑 105 147 84 168 66.5 185.5齒頂圓直徑 108.5 150.5 87.5 171.5 70 189齒根圓直徑 100.6 142.6 79.6 163.6 62.12 181.1齒寬 24.5 24.5 24.5 24.5 24.5 24.5按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙10229HB～286HB，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswaYnz???)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率，N=3kW;-----計算轉速（r/min）. =450（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=24.5（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=19;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79;-----壽命系數(shù)；sK=sTKnNq----工作期限系數(shù)；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（r/min）, =450（r/min）1n1n----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C070C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6; 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙11----轉速變化系數(shù)，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù) ，取 =0.78NN-----材料強化系數(shù)， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-----動載荷系數(shù)， 取 =12 2------齒向載荷分布系數(shù)， =1 1 1Y------齒形系數(shù)， Y=0.386；----許用接觸應力（MPa）,取 =650 Mpa；??j???j?---許用彎曲應力（MPa） ，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 66 33 41 58 20 79分度圓直徑 231 115.5 143.5 203 70 276.5齒頂圓直徑 234.5 119 147 206.5 73.5 280齒根圓直徑 226.6 111.12 139.12 198.6 65.6 272.12齒寬 28 28 28 28 28 28按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取 240HB。 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙12同理根據(jù)基本組的計算，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；21jn可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3 傳動軸最小軸徑的初定傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4jN式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉速jn---該軸每米長度的允許扭轉角， =0.5 ~ 。??????01各軸最小軸徑如表軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 40 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙13六．主要零部件的選擇 一 擺桿式操作機構的設計（1）幾何條件；（2）不自鎖條件。二 電動機的選擇選擇 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。由文獻【3】附錄 2 得：電動機型號為 Y112M-4，額定功率40KW。由附錄 3 得：安裝尺寸 A=190mm，AB=245mm ，HD=265mm。 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙14七．校核一 Ⅱ軸剛度校核（1）П 軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：:??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----兩支承的跨距；D-----軸的平均直徑；X= /L； -----齒輪工作位置處距較近支承點的距離；iaiN-----軸傳遞的全功率；校核合成撓度??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度；-------輸出扭距齒輪撓度b；)(2???????---被演算軸與前后軸連心線夾角； =144°?嚙合角 =20°，齒面摩擦角 =5.72°。?代入數(shù)據(jù)計算得： =0.025； =0.082； =0.130；2ay3ay1ay=0.206； =0.098； =0.045。5b4b6b合成撓度 =0.248?cos5121aahyyY???查文獻 6，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*L??即 =0.268。??y 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙15因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2） П 軸扭轉角的校核傳動軸在支承點 A，B 處的傾角 可按下式近似計算：BA?,????????radlyhA3將上式計算的結果代入得：rBA052.由文獻 6，查得支承處的 =0.001???因 〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。.??BA?二 軸承壽命校核。由 П 軸最小軸徑可取軸承為 6208 深溝球軸承,ε=3 ；P=XF r+YFaX=1，Y=0 。對Ⅱ軸受力分析得：前支承的徑向力 Fr=2238.38N。由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × =97872.57h≥[L 10h]=15000hn1670?)PC(180673)28.10(?軸承壽命滿足要求。 充值購買-下載設計文檔后，加 Q--1459919609 免費領取圖紙16八． 結論經(jīng)過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。懂得了.理論和實踐同等重要。理論能指導實踐，使你能事半功倍，實踐能上升成為理論，為以后的設計打下基礎。 從校門走出后,一定要重視實踐經(jīng)驗的積累, 要多學多問。把學校學習的專業(yè)知識綜合的應用起來，這非常重要。體會到把技術搞好就必須安心的學習，虛心向別人請教，耐心的對待每一個問題，不放過任何一個自己遇到的問題，要善于發(fā)現(xiàn)問題。在設計過程中，得到崔思海老師的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝！由于經(jīng)驗尚淺，知識把握不熟練，設計中定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。九．參考文獻1..段鐵群.《機械系統(tǒng)設計》.科學出版社；2.于惠力，向敬忠，張春宜.《機械設計》.科學出版社；3.潘承怡，蘇相國. 《機械設計課程設計》 ，哈爾濱理工大學；4.戴署.《金屬切削機床設計》.機械工業(yè)出版社；5.陳易新， 《金屬切削機床課程設計指導書》 ； 6.《機床設計手冊》2 上冊。