分級變速主傳動系統(tǒng)的設計【Nmin=100rmin Nmax=800rmin Z=10 φ=1.26 P=3.5-5KW n=710-1420rmin】
分級變速主傳動系統(tǒng)的設計【Nmin=100rmin Nmax=800rmin Z=10 =1.26 P=3.5-5KW n=710-1420rmin】,Nmin=100rmin Nmax=800rmin Z=10 =1.26 P=3.5-5KW n=710-1420rmin,分級變速主傳動系統(tǒng)的設計【Nmin=100rmin,Nmax=800rmin,分級
寧XX大學課程設計(論文)分級變速主傳動系統(tǒng)設計(題目25)所在學院專 業(yè)班 級姓 名學 號指導老師 年 月 日5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(zhuǎn)矩特性要求,分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手,確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案,計算和校核相關(guān)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(jié)構(gòu),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。關(guān)鍵詞 分級變速;傳動系統(tǒng)設計,傳動副,結(jié)構(gòu)網(wǎng),結(jié)構(gòu)式,齒輪模數(shù),傳動比目 錄摘 要2目 錄4第1章 緒論61.1 課程設計的目的61.2課程設計的內(nèi)容61.2.1 理論分析與設計計算61.2.2 圖樣技術(shù)設計61.2.3編制技術(shù)文件61.3 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求71.3.1課程設計題目和主要技術(shù)參數(shù)71.3.2技術(shù)要求7第2章 運動設計82.1運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定82.1.1 轉(zhuǎn)速范圍82.1.2 轉(zhuǎn)速數(shù)列82.1.3確定結(jié)構(gòu)式82.1.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)82.1.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖92.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)102.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差11第3章 動力計算133.1 帶傳動設計133.2 計算轉(zhuǎn)速的計算173.3 齒輪模數(shù)計算及驗算183.4 傳動軸最小軸徑的初定213.5 主軸合理跨距的計算22第4章 主要零部件的選擇234.1電動機的選擇234.2 軸承的選擇234.3 鍵的規(guī)格234.4變速操縱機構(gòu)的選擇24第5章 校核245.1 剛度校核245.2 軸承壽命校核25第6章 結(jié)構(gòu)設計及說明266.1 結(jié)構(gòu)設計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案266.2 展開圖及其布置26結(jié) 論27參考文獻28致 謝29 分級變速主傳動系統(tǒng)設計論文第1章 緒論1.1 課程設計的目的機械系統(tǒng)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(shù)基礎課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識,及生產(chǎn)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(gòu),進行選擇和改進;結(jié)合結(jié)構(gòu)設計,進行設計計算并編寫技術(shù)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(guān)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(shù)問題的能力,并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2課程設計的內(nèi)容機械系統(tǒng)設計課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、圖樣技術(shù)設計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算(1)機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析,最佳功能原理方案的確定。(2)根據(jù)總體設計參數(shù),進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。(3)根據(jù)設計方案和零部件選擇情況,進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設計(1)選擇系統(tǒng)中的主要機件。(2)工程技術(shù)圖樣的設計與繪制。1.2.3編制技術(shù)文件(1)對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。(2)編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求1.3.1課程設計題目和主要技術(shù)參數(shù)題目25:分級變速主傳動系統(tǒng)設計技術(shù)參數(shù):Nmin=100r/min;Nmax=800r/min;Z=10級;公比為1.26;電動機功率P=3.5/5kW;電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min1.3.2技術(shù)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(gòu)。(3)進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。30分級變速主傳動系統(tǒng)設計論文第2章 運動設計2.1運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定2.1.1 轉(zhuǎn)速范圍Rn=82.1.2 轉(zhuǎn)速數(shù)列查1表2.12,首先找到100r/min、然后每隔3個數(shù)取一個值(1.26=1.064),得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為100r/min、125 r/min、160 r/min、200 r/min、250r/min、315r/min、400 r/min、500 r/min、630 r/min、800 r/min共10級。2.1.3確定結(jié)構(gòu)式對于Z=10可以按照Z=12,實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合:1234 124312322 12232 1222312=232。在上列兩行方案中,第一行的方案有時可以節(jié)省一根傳動軸,缺點是有一個傳動組內(nèi)有四個傳動副。如用一個四聯(lián)滑移齒輪,則會增加軸向尺寸;如果用兩個雙聯(lián)滑移齒輪,操縱機構(gòu)必須互鎖以防止兩個雙聯(lián)滑移齒輪同時嚙合,所以少用。根據(jù)傳動副數(shù)目分配應“前多后少”的原則,方案12322是可取的。但是,由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu),致使軸尺寸加大,此方案也不宜采用,而應選用方案12232。2.1.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)12=232的傳動副組合,其傳動組的擴大順序又可以有以下6種形式: A、12=213226 B、12=213422 C、12 =233126 D、12=263123 E、12=223421 F、12=263221根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則, 選取傳動方案 Z=12=233126其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2-1。已知該題設選用電機為二級調(diào)速電機,其分攤了0-1級的2個級別的變速。圖2-1結(jié)構(gòu)網(wǎng) 2.1.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖(1)選擇電動機:采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。(2)繪制轉(zhuǎn)速圖 圖2-2 轉(zhuǎn)速圖(3)畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù),畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3:1-2軸最小中心距:A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:Szmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖(7)齒輪齒數(shù)的確定。據(jù)設計要求Zmin1820,齒數(shù)和Sz100120,由表4.1,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2-2。 表2-2 齒輪齒數(shù)傳動比基本組第一擴大組1:1.581:1.261:11.26:11:2代號ZZZZZZZZZZ齒數(shù)27 43 3139 353567 53 40802.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差,一般不應超過10(-1),即10(-1)選一種情況計算對Nmax=800r/min,實際轉(zhuǎn)速Nmax=1420=798.75r/min 則有=1.562.6因此滿足要求。同理,根據(jù)計算得出其他各組的數(shù)據(jù)如下表:各級轉(zhuǎn)速誤差n 800630500400315250200160125100n798.75645513408322258205162129103誤差1.562.362.592.012.362.222.56%1.27%2.22%2.56轉(zhuǎn)速誤差都小于2.6,因此不需要修改齒數(shù)。第3章 動力計算3.1 帶傳動設計輸出功率P=3.5/5kw,轉(zhuǎn)速n1=710/1420r/min,n2=315/630r/min3.1計算設計功率Pd表4 工作情況系數(shù)工作機原動機類類一天工作時間/h10161016載荷平穩(wěn)液體攪拌機;離心式水泵;通風機和鼓風機();離心式壓縮機;輕型運輸機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機(運送砂石、谷物),通風機();發(fā)電機;旋轉(zhuǎn)式水泵;金屬切削機床;剪床;壓力機;印刷機;振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機;斗式上料機;往復式水泵和壓縮機;鍛錘;磨粉機;鋸木機和木工機械;紡織機械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機(旋轉(zhuǎn)式、顎式等);球磨機;棒磨機;起重機;挖掘機;橡膠輥壓機1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn),兩班工作制(16小時),查機械設計P296表4,取KA1.1。即3.2選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按機械設計P297圖1311選取。根據(jù)算出的Pd5.5kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n11440r/min ,查圖得:d d=112140可知應選取A型V帶。3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由機械設計P298表137查得,小帶輪基準直徑為112140mm則取dd1= 125mm ddmin.=75 mm(dd1根據(jù)P295表13-4查得)表3. V帶帶輪最小基準直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機械設計P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”,得=280mm 誤差驗算傳動比:(為彈性滑動率)誤差,符合要求 帶速 滿足5m/sv300mm,所以宜選用E型輪輻式帶輪??傊?,小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu),大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料:選用灰鑄鐵,HT200。3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單,調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.8計算壓軸力 由機械設計P303表1312查得,A型帶的初拉力F0136.98N,上面已得到=165.72o,z=4,則3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算(1)主軸的計算轉(zhuǎn)速nj,由公式n=n得,主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=171.47r/min,取160 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸共有6級轉(zhuǎn)速:200r/min、250 r/min、315 r/min、400r/min、500r/min、630r/min。若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸,則全部傳遞全功率;若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸,全部傳遞全功率,其中200r/min是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速, 故其計算轉(zhuǎn)速nj=200 r/min; 軸有2級轉(zhuǎn)速,且都傳遞全功率,所以其計算轉(zhuǎn)速nj=315 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表3-1。表3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速軸 號 軸 軸 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min315200160 (3) 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪Z裝在主軸上并具有315-1000r/min共6級轉(zhuǎn)速,它們都傳遞全功率,故Zj=315 r/min。 齒輪Z裝在軸上,有200-630 r/min共6級轉(zhuǎn)速,但經(jīng)齒輪副Z/ Z傳動主軸,則全部傳遞全功率,故Zj=200r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速,如表3-2。表3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速 單位:(rmin) 序號ZZZ ZZZZZZZn 315200315250315315200802003153.3 齒輪模數(shù)計算及驗算(1)模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)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),式中 mj按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)(mm);驅(qū)動電動機功率(kW);被計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速(r/min); 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比,外嚙合取“+”,內(nèi)嚙合取“-”; 小齒輪的齒數(shù)(齒); 齒寬系數(shù),(B為齒寬,m為模數(shù)),;=8 材料的許用接觸應力()。取=650 Mpa(2)基本組的齒輪參數(shù)計算III軸:結(jié)合齒輪的模數(shù)標準,取標準值m=3(3)擴大組的齒輪參數(shù)計算IIIII軸:取整后模數(shù)為:III軸:3mm;IIIII軸:3mm。如表3-3所示。表3-3 模數(shù)組號基本組擴大組模數(shù) mm 33(2)基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪齒數(shù)分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬Z27818773.524Z43129135121.524Z31939985.524Z39117123109.524Z3510511197.524Z3510511197.524按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度241HB286HB,平均取260HB,大齒輪用45鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度229HB286HB,平均取240HB。計算如下: 齒面接觸疲勞強度計算: 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為: 式中 N-傳遞的額定功率(kW),這里取N為電動機功率,N=3.5kW; -計算轉(zhuǎn)速(r/min). =630(r/min); m-初算的齒輪模數(shù)(mm), m=3(mm); B-齒寬(mm);B=24(mm); z-小齒輪齒數(shù);z=27; u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78; -壽命系數(shù); = -工作期限系數(shù); T-齒輪工作期限,這里取T=15000h.; -齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min) -基準循環(huán)次數(shù),接觸載荷取=,彎曲載荷取= m-疲勞曲線指數(shù),接觸載荷取m=3;彎曲載荷取m=6; -轉(zhuǎn)速變化系數(shù),查【5】2上,取=0.60 -功率利用系數(shù),查【5】2上,取=0.78 -材料強化系數(shù),查【5】2上, =0.60 -工作狀況系數(shù),取=1.1 -動載荷系數(shù),查【5】2上,取=1 -齒向載荷分布系數(shù),查【5】2上,=1 Y-齒形系數(shù),查【5】2上,Y=0.386;-許用接觸應力(MPa),查【4】,表4-7,取=650 Mpa;-許用彎曲應力(MPa),查【4】,表4-7,取=275 Mpa;根據(jù)上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa =78 Mpa(3)擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪Z4Z4Z5Z5齒數(shù)67534080分度圓直徑201159120240齒頂圓直徑207165126246齒根圓直徑193.5151.5112.5332.5齒寬24242424按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度241HB286HB,平均取260HB,大齒輪用45鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度229HB286HB,平均取240HB。 同理根據(jù)基本組的計算,查文獻【6】,可得 =0.62, =0.77,=0.60,=1.1,=1,=1,m=3.5,=355;可求得:=619 Mpa =135Mpa 3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式6,傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算: d=1.64(mm) 或 d=91(mm)式中 d-傳動軸直徑(mm) Tn-該軸傳遞的額定扭矩(N*mm) T=9550000; N-該軸傳遞的功率(KW) -該軸的計算轉(zhuǎn)速 -該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角,=。各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑軸 號 軸 軸III 軸最小軸徑mm 253045 3.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=3.5/5kw,根據(jù)【1】表3.20,前軸徑應為6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=(0.70.9)d1,取d2=60mm。根據(jù)設計方案,前軸承為NN3016K型,后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm,主軸孔徑為30mm。軸承剛度,主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550=9550=341.07Nm假設設該機床為車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑,即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%,這里取60%,即180mm,故半徑為0.09m;切削力(沿y軸) Fc=4716N背向力(沿x軸) Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F=5272.65N此力作用于工件上,主軸端受力為F=5272.65N。先假設l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根據(jù)文獻【1】式3.7 得:Kr=3.39得前支承的剛度:KA= 1689.69 N/ ;KB= 785.57 N/;=2.15 主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為: I=113.810-8m4 =0.14查【1】圖3-38得 =2.0,與原假設接近,所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距為(0.75-1.5),取合理跨距l(xiāng)=360mm。 根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要,主軸的實際跨距大于合理跨距,因此需要采取措施增加主軸的剛度,增大軸徑:前軸徑D=100mm,后軸徑d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承,后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第4章 主要零部件的選擇 4.1電動機的選擇轉(zhuǎn)速n710/1420r/min,功率P3.5/5kW選用Y系列三相異步雙速電動機 4.2 軸承的選擇I軸:與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸:對稱布置深溝球軸承6009III軸:后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.3 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格:BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格:N dDB =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格:BXL=14X90 4.4變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。第5章 校核5.1 剛度校核(1)軸的受力分析1)求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=9.55=9.55=238.75Nmm2)求軸上的作用力齒輪上的圓周力= = =2652Nmm齒輪上的徑向力=tan= 2652tan20=965Nmm3)確定軸的跨距=255,=130,=80(2)軸的受力分析1)作軸的空間受力簡圖2)作水平受力簡圖和彎矩圖=292N,=5549N=74460N,=-303120N 3)作垂直受力簡圖和彎矩圖=466N,=913N=118830N 4)作合成彎矩圖=140231Nmm=303120Nmm5)作轉(zhuǎn)矩圖=341.07Nmm=341070 Nmm6)作當量彎矩圖=368773Nmm由機械設計教材表7.5查得,對于45鋼,=600Mpa, =55Mpa,由公式=30.0Mpa,故軸的強度足夠。(1)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:: L-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;N-軸傳遞的全功率; 校核合成撓度 -輸入扭距齒輪撓度; -輸出扭距齒輪撓度 ; -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:=0.026;=0.084;=0.160; =0.205;=0.088;=0.025。 合成撓度 =0.238 查文獻【6】,帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L即=0.268。 因合成撓度小于許用撓度,故軸的撓度滿足要求。(2)軸扭轉(zhuǎn)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: 將上式計算的結(jié)果代入得: 由文獻【6】,查得支承處的=0.001因0.001,故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。5.2 軸承壽命校核由軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,=3;P=XFr+YFaX=1,Y=0。對軸受力分析得:前支承的徑向力Fr=2642.32N。 由軸承壽命的計算公式:預期的使用壽命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h 軸承壽命滿足要求。第6章 結(jié)構(gòu)設計及說明6.1 結(jié)構(gòu)設計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案設計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件(傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等)、主軸組件、操縱機構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設計與布置,用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制,一0般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)要求外,著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求,剛度和抗震性的要求,傳動效率要求,主軸前軸承處溫度和溫升的控制,結(jié)構(gòu)工藝性,操作方便、安全、可靠原則,遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結(jié)構(gòu)設計時整個機床設計的重點,由于結(jié)構(gòu)復雜,設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是:1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。2 檢驗傳動設計的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況,以便及時改正。3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置,以確定各軸的受力點和受力方向,為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。6.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序,假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上??偛贾脮r需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上,以免制動扭矩太大,是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要,關(guān)系到變速箱的軸向尺寸,減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案,一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束,齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑,負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上,左邊部分接通,得到一級反向轉(zhuǎn)動,右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案,通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)。結(jié) 論分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結(jié)構(gòu)及部分計算,到這里基本結(jié)束了,由于筆者水平有限,加之時間倉促,僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設計和校核,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。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。在設計過程中,得到XX老師的精心指導和幫助,在此表示衷心的感謝。參考文獻【1】候珍秀.機械系統(tǒng)設計.哈爾濱工業(yè)大學出版社,修訂版;【2】、于惠力 主編 機械設計 科學出版社 第一版【3】、戴 曙 主編 金屬切削機床設計 機械工業(yè)出版社【4】、戴 曙 主編 金屬切削機床 機械工業(yè)出版社 第一版【4】、趙九江 主編 材料力學 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版【6】、鄭文經(jīng) 主編 機械原理 高等教育出版社 第七版【7】、于惠力 主編 機械設計課程設計 科學出版社 致 謝在設計成過程中,感謝很多人的幫助和指點,首先我要感謝我的母校的辛勤培育,感謝院系各位老師四年來的諄諄教誨,感謝他們默默的栽培我。本次設計是在我的導師XX教授的親切關(guān)懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度,嚴謹?shù)闹螌W精神,精益求精的工作作風,深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成,老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持,在此,謹向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意!。此外,在畢業(yè)設計過程中,也得到了其他老師和同學的幫助,設計任務一直在很好的氛圍中進行,在這里,也向他們表示真誠的感謝!再次向設計中所有提供過幫助的人表示感謝!
收藏
編號:21140045
類型:共享資源
大?。?span id="k2oys2g" class="font-tahoma">801.57KB
格式:ZIP
上傳時間:2021-04-24
40
積分
- 關(guān) 鍵 詞:
-
Nmin=100rmin Nmax=800rmin Z=10 φ=1.26 P=3.5-5KW n=710-1420rmin
分級變速主傳動系統(tǒng)的設計【Nmin=100rmin
Nmax=800rmin
分級
- 資源描述:
-
分級變速主傳動系統(tǒng)的設計【Nmin=100rmin Nmax=800rmin Z=10 φ=1.26 P=3.5-5KW n=710-1420rmin】,Nmin=100rmin Nmax=800rmin Z=10 φ=1.26 P=3.5-5KW n=710-1420rmin,分級變速主傳動系統(tǒng)的設計【Nmin=100rmin,Nmax=800rmin,分級
展開閱讀全文
- 溫馨提示:
1: 本站所有資源如無特殊說明,都需要本地電腦安裝OFFICE2007和PDF閱讀器。圖紙軟件為CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.壓縮文件請下載最新的WinRAR軟件解壓。
2: 本站的文檔不包含任何第三方提供的附件圖紙等,如果需要附件,請聯(lián)系上傳者。文件的所有權(quán)益歸上傳用戶所有。
3.本站RAR壓縮包中若帶圖紙,網(wǎng)頁內(nèi)容里面會有圖紙預覽,若沒有圖紙預覽就沒有圖紙。
4. 未經(jīng)權(quán)益所有人同意不得將文件中的內(nèi)容挪作商業(yè)或盈利用途。
5. 裝配圖網(wǎng)僅提供信息存儲空間,僅對用戶上傳內(nèi)容的表現(xiàn)方式做保護處理,對用戶上傳分享的文檔內(nèi)容本身不做任何修改或編輯,并不能對任何下載內(nèi)容負責。
6. 下載文件中如有侵權(quán)或不適當內(nèi)容,請與我們聯(lián)系,我們立即糾正。
7. 本站不保證下載資源的準確性、安全性和完整性, 同時也不承擔用戶因使用這些下載資源對自己和他人造成任何形式的傷害或損失。
裝配圖網(wǎng)所有資源均是用戶自行上傳分享,僅供網(wǎng)友學習交流,未經(jīng)上傳用戶書面授權(quán),請勿作他用。