机械课程设计说明书四级变速箱文档格式.docx
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b.运动计算一一拟定结构图,转速图和传动系统
c.动力计算一一通过计算,决定进给电机功率和主要零件的尺寸和材料
d.设计方案的分析比较
⑵设计图纸
a.绘制进给变速箱装配图(1或2),表明齿轮传动关系,操纵的装配关系和工作位置关系
b.绘制主要零件工作图1
1.4设计步骤
(1)设计准备工作。
根据给定的设计题目,应明确设计任务、容、要求及步骤。
拟定工作计划;
收集查阅技术资料;
对台同类型机床进给运动部件分析研究,做到理解、消化交流工作经验能有所改进,在此基础上进行设计构思。
(2)运动设计。
(3)传动件选择及初算。
绘制装配草图之前,需要初步定出各传动件的结构尺寸。
如传动轴直径、齿轮的模数及宽度、V带的型号及根数、摩擦片的尺寸及片数、滚动轴承的类型及配置等。
(4)绘制部件装配草图。
(5)零件验算。
零件在部件中的位置和尺寸确定之后,即可分析其受力状态,并进行较精确的验算,验算指定的零件及其项目,一般可验算传动轴弯曲刚度及抗振性,花键侧挤压应力,直齿圆柱齿轮疲劳强度、滚动轴承疲劳寿命等。
(6)加深部件装配图。
根据验算结果修改草图,进一步完善草图,经审查同意后,按制图标准
加深装配图。
要先画展开图,后画横向剖视图,必要时还要交叉进行,并按要求完成部件装配图。
(7)绘制零件图。
(8)编写设计计算说明书,设计过程中的计算与分析要及时整理,待图纸完成后,要对说明书草稿进行认真修改抄清完成。
2传动系统的运动设计
2.1选择传动方案
应根据机床的使用要求和结构性能综合考虑,参考同类机床,合理选择传动方案并加
以论证,初步拟出传动系统示意图。
(1)选择传动布局选择分离传动式。
(2)选择变速方式有级变速,选用滑移齿轮变速。
2.2进给电机功率的确定
压刨床在加工的过程中,对木材的作用力有主切削力Fx和垂直分力Fy
进给力FuFxcosFysin(fycosFxsin)
压刨加工深度一般为2-3mm可认为是厚切削,贝U:
3w3nHbhxUz
Fx9.807(awaqq)
Uzsinpt
垂直分力:
Fyf2F2
(伍为推力,丘为拉力。
其中b3807(1x)%艮伽)
F29.807(3w3qqaw3nHx)^Man(90)
UzsinPt
摩擦系数P=0.2-0.3,取0.3;
摩擦角=15°
-17°
取16。
)
压刨床在加工的过程中,主要进行的是纵端向刨削,取切削角S=55、©
=60。
假设
当时木材含水率为12%刨削木材为松木,切削速度为40m/s,切削厚度为3mm刀的工作
小时数为4h,查表得:
aq=1.20,ah=1.85,aw=1.03,x=0.45,e=3mm,b=600mm
端向切削时的单位切削力:
Kawaq(ABvC)色=19.053MPa
e
纵向切削时的单位切削力:
K〃awaq(A〃B〃vC)*=10.774MPa
单位切削力KK.(KK0sin125i=17.7MPa
切削功率P=F<
v/1000kW=1279.8w=1.2798kW
贝U:
选用电机型号:
Y100L・6,额定功率:
1.5KW同步转速:
1000r/min,满载转速:
940r/min
2.3拟定结构式、结构网和转速图
最小转速:
最大转速:
血叙
级数:
Z=4
公比:
23—1442
\8
结构式:
4=2X22,
4=2?
X2i
常叫8伽肿伽巾
r/min85r/min
90
变速围:
Rn£
mx243
flmin8
取=1.41
由降速“前慢后快”
早降晚”,
级数排列“前多后少”,转速分布“前密后疏”,转速变换“升
选择:
结构式为:
4=2X22
结构网:
转速图:
图i结构网
⑴确定总传动比:
由电动机转速n0=94Or/min,到主轴最小转速ni=28r/min,总传动
281
比为:
I总二一
94033.6
从电动机转速到主轴最小转速之间用虚线连接起来,这虚线斜率即表示总传动比变化趋势。
⑵由于电动机转速较高(940r/min),因此传动链始端采用三角皮带传动,传动比为:
9401一一1
ii=——一一;
末端由于MB106A原系统采用链轮传动,采用传动比为i6二——。
4372.151.41
⑶中间各轴之间的传动比根据速比拟定原则:
降速“前慢后快”,级数排列“前多后少”,
转速分布“前密后疏”,转速变换“升早降晩”进行分配。
转速图如下:
图2转速图
rr
各级转速分配如下:
3222
ii=1/2.13,i2=1/1.41,i3=1/1.41,i4=1/1.41,i5=1/1.41,i6=1/1.41
2.4确定齿轮齿数
根据转速分布图进行计算各传动副齿轮的齿数:
(见下表)
表1齿轮齿数计算表
1
2
3
4
5
6
7
[将传
动比化为无公因子整数值的分数
计算
fj+g
之和
求fj+
g的最小公倍数
升速不大,而降速最大,应用F
式求Emin
求齿
数和
2Zo
求主动轮齿数Zj
求被动轮齿
数乙
fj
K
Emin
Zmin(fj9j)
2Z。
EminK
Zj
fj2Z
乙
g」2z
Kfj
2zn
fj&
ro
fjg
n
1.413
10
29
10+2
9=39
39
78
20
58
'
32
1.41
1+2=
26
52
■
1AA
4+1=
15
18
72
V
51.412
—2
AH
2.5绘传动系统图
对齿轮进行布置与排列,根据变速箱在MB106A中的安装尺寸,选择两个变速组并列排列,无公用齿轮,轴向尺寸为两个变速组轴向尺寸之和。
(L>
8B+2A)
D=224m
Z^20z=26
1=72=60口齿轮传动出齿轮传动
52Fi
V链传动
Z=18Z=3。
[隠传动
D=100
m
940r/min
图3传动系统图
3主要零件的设计计算
3.1带传动设计
已知:
电动机功率P=1.5kW,转速ni=940r/min,变速器输入轴转速n2=437r/min,载荷变动小,每天工作8h,要求结构紧凑。
(1)确定V带截型
工况系数
设计功率Pd=KaP=1.5X1.1=1.65kW
V带截型根据Pd和小带轮的转速m来选择
(2)确定带轮直径
小带轮基准直径
验算带速ddin13.14209404.95m/s
601000601000
大带轮基准直径dd2=d1ni=100X940/437-215mm
r)2
传动比i=ddz/dd1=224/100
(3)确定中心距及V带基准长度
初定中心距由0.7(d宙+ck)v&
c〈2(ddi+ck)知
226.8<
ao<
648
要求结构紧凑
初定V带基准长度
Lo=2a:
)+n/2(ddi+dd2)+(ddi-dd2)/4ao=1318.29mm
V带基准长度
传动中心距a〜ao+(Ld-Lo)/2=400+(1250-1277.25)/2
小带轮包角a1=180”—(dd2-ddi)/aX57.30=163.88。
(4)确定V带根数
单根V带的基本额定功率
额定功率增量
包角修正系数
带长修正系数
V带根数Z=Pd/[(Pi+APi)KaXkL]-1.77根
(5)带轮结构设计
带轮宽度B=(z-1)e+2f=(2-1)X15+2X10=35
其他结构尺寸的确定参见机械零件设计手册。
3.2传动轴设计
(1)各轴的传递功率
V带传动效率1:
0.95-0.96;
滚动轴承传动效率n2:
0.98-0.99
闭式圆柱齿轮传动效率3:
0.96〜0.98:
开式链传动效率4:
0.90-0.92
主要结果
Ka=1.1
Pd=1.65kW
选取A型
d(n选取100mm
在允许围
dd2=224mm
i=2.24
ao=400mm
取Ld=1400mm
a=440.855mma
1=163.88。
Pi=0.97
AP1=0.11
Ka=0.95
Kl=0.96取Z=2根
B=35mm
Pi=1.44kW
II轴:
R=Pn2=1.44X0.98=1.41kW
川轴:
R=F2n3=1.41X0.98=1.38kW
IV轴:
P4=Pn4=1.38X0.96=1,33kW
V轴:
F5=F4n5=1.33X0.97=1.29kW
(2)初估轴径:
轴的材料均采用45钢调质处理
由公式dc3—
\n
其中,根据轴的材料取c=118,
—为各轴的输入功率,n为各轴的相应计算转速。
轴上有一键槽时,d值相应增大4%-5%花键轴可将估算值的d值减少7%乍为花键轴小径
由已知数据,求得各轴的轴径为:
3.3齿轮模数计算
以I轴上的齿轮为依据进行计算
1闭式软齿面齿轮传动,小齿轮选用45钢调质,齿面平均硬度240HBS
大齿轮选用45钢正火,齿面平均硬度200HBS
(1)许用接触应力:
极限应力:
cHiim=0.87HBS+380
安全系数:
取
许用接触应力:
[门H=Hl,m
Sh
(2)计算小齿轮分度圆直径:
小齿轮转矩:
P141
「=9.55Xw6X-=9.55X106X-=3.08X104Nmmfli437.5
齿宽系数:
非对称布置
载荷系数:
工作平稳,软齿面齿轮
节点区域系数:
标准直齿圆柱齿轮传动弹性系数:
材料为钢
ZeZa2”.
小齿轮计算直径:
ch3!
()经工「
1\[]hdi
T89.825)22X3.0810
b5041
—36.71mm
Pa=1.38kW
P4=1.33kW
P5=1.29kW
d2=22mm
da=25mm
d4=40mm
(THiimi=589MPa(THiim2=554MPaSh=1.1
er1Hi=535MPa
eji2=504MPa
Ti=3.08X104Nmm
=1d1
K=1.4
Zh=2.5
Ze=189.8JMPa
2确定几何尺寸:
齿数:
取
乙=26
Z2=iZ1=1.41X26
模数:
m=d/Zi=36.71/26=1.38,^标准模数
Z2=52m=1.5
di=39mm
d2=78mm
b=20mm
fFiimi=443MPa
fFim2=415MPa
Sf=1.4
[f]fi=316MPa
[f>
2=296MPa
Yfsi=4.05
Yfs2=4.00
fpi=117MPa
fF2=115MPa
KFPnt=0.31
K=1.0269
絹=1.226
KFa=1.0
Yfs=4.24
丫行=0.57
m=10
nc=437r/min乙=20
Sfp=539.5MPa
mFaA0.6774
L=60mm
h=15mm
分度圆直径d=mz
根据模数计算所有齿轮的相关尺寸参数。
其中,为减小相体尺寸,齿宽采用20mm3校核齿根弯曲疲劳强度
(1)许用齿根应力
极限应力(TFiim=0.7HBS+275
安全系数取
许用齿根应力[<
T]F=(fFlim/SF
(2)验算齿根应力
复合齿形系数
齿根应力fF1=(2Kr/bd1m)Yfsi
fF2=fF1YfS2/YFS1fF1<
[f]F1fF2<
[f]F2
弯曲疲劳强度足够
4齿轮模数验算按弯曲疲劳强度验算
使用系数
变量工作系数:
KFPnt=KApXKFnXKFt=0.79X0.97X0.4=0.31
动载系数:
Kv=14-(k1+K0XJu2=1.004
FtKA/b100\1u2
齿向载荷分配系数:
届=1+4+0=1+0.106+0.12=1.226
齿间载荷分配系数:
复合齿形分布系数:
重合度及螺旋角系数:
齿轮转速:
齿数:
许用齿根应力:
Sfp=415X1.3=539.5MPa贝U
1.10311.02691.2261.01414.240.57
mF皋2673j
\1043738539.5
=0.6774
m=1.5>
0.6774齿轮模数符合要求
3.4操纵设计
(1)单独操纵本变速箱米用两个单独的操纵
操纵1:
滑移齿轮1的总移动量L=2b+b+2K+b=60mm
滑块高度
滑块偏移量为a
操纵2:
滑移齿轮2的总移动量
滑块高度滑块偏移量为a
摆杆轴线与齿轮轴线之间的距离A>
I?
/4・8h
L=60mmh=10mma=2.2mm
A=70mm
a=50°
⑵操纵的定位采用钢球定位
3.5链轮设计
链轮齿数确定:
设链速•=0.6~3m/s取
Z2=iZi=1.411x18
链条节距:
初定中心距:
a=40p
计算链节数:
乙=18乙=26
p=25.40mmao=1016mm
Lp=103.2mm
Lp=(乙+乙)/2+2ao/p4-(p/ao)[(Z2+乙)/2n]计算额定功率:
工况系数:
小链轮齿数系数:
Kz(一1)”08(设链板疲劳)
19
链长系数:
Kl(卩)026(设链板疲劳)
100
多排链系数:
单排链
额定功率Pokap
KzKlKp
链节距:
取16A
实际中心距:
Pr/1Z1z2>
!
/[乙Z2、20*2乙、2
aq(Lp)(Lp)8()
42122
分度圆直径:
dp。
180°
sin
z
齿顶圆直径:
齿根圆直径:
其他尺寸参见机械零件设计手册
4主要零件校核
4.1轴承的选择与校核
各轴都选择深沟球轴承,采用的轴承代号如厂
U轴:
6304川轴:
6304W轴:
6205V轴:
6208
以轴U为依据进行计算:
选择6304系列
该轴上的齿轮分度圆直径为:
传递功率P=1.41kW转速n=437r/min
转距:
Ti9.55106p9.55X1(fx1.41/437=3.08X104N-mm
Fa=2T/di=1080.7N
R=Fatga=1080.7Xtg20-393.3N
由于轴承只承受径向载荷,故当量动载荷即为轴承承受的径向载荷:
F7Ft2Fr2
fp2
温度系数:
Ka=1.3
Kz=0.94
Kl=1.008
Kp=1
Po>
1.77kWp=25.40mm
a=1030.7mmd=146mm
da=158mm
df=130mm
r=3.08X104N-mm
Fa=1080.7N
Fr=393.3N
Fp=575N
ft=1.0
fP=1.5
£
=3
C=16X103N
Lh=163107h
di=30mm
r-3.08X104NmmFt=1.08X103N
Fr=3£
3X10N
Fx=1.49X103N
Fah=Fbh=5.4X102N
(L=105mm)
Mch=5.67X104Nmm
Fbv=206.3N
Fav=1.87X10N(L=200mm)(L2=300mm)
Mcv=-1.96X10Nmm/Wcv=1.41X104Nmm
Mc=2.58X104Nmm
Me=6.19X104Nmm
Lh-(<
tC)=163107h
60nfpFp
MB106A变速箱用轴承的额定寿命为:
14000-30000ho计算实际使用寿命远大于额定寿命,完全符合要求。
4.2轴的校核
以II轴为计算依据,对轴的强度进行校核
该轴上的小齿轮分度圆直径:
传递的转矩为:
作用在齿轮上的切向力:
Ft=2r/di
径向力:
Fr=Fttga法向力:
Fx=Ft/cosa(其中a=200)
轴的材料采用45钢调质
水平支反力:
FAb=FBH=Ft/2
水平面弯矩:
Mh=FahLi
垂直面弯矩:
Mcv=FaV_J
垂直面支反力:
Fbv=(FrL1)/L【9】
Fav=Fr-Fbv
合成弯矩:
Me.MCHMCV
Me应Mcv
转矩计算:
T=FtXd/2
由以上数据绘制轴的各面弯矩图和转矩图,并确定危险截面。
T=3.08X10Nmm
6弯矩转矩图a
由转矩图和弯矩图确定齿轮对称中面处的轴截面为危险截面,应计算其当量弯矩。
!
22
Me皿(a"
或Me=Mc
取两者中大者计算轴径:
根据轴的材料,查得轴的抗拉强度
Me=6.46X104Nmm
:
.:
(Tb=640MPa
对称循环的许用弯曲应力[(T-<
|w=60MPa由公式dJM&
得
V0.1[i]w
考虑键槽的影响,该截面轴径应加大4%贝U,
经与结构设计比较,该截面的计算直径小于其结构设计确定的直径(22mrh,故轴的强度符合要求。
d>
17.4mm
18.1mm
5润滑
主轴转速在300-1OOOr/min围,传递功率v15kW因此齿轮采用齿轮溅油润滑,选用L-AN100全损耗系统油,依靠U轴和川轴上的大齿轮浸油,来润滑各个齿轮。
验算:
U
dn
3.14174
220
轴:
V2
60000
-2.003m/s>
2m/s
川
3.14104
437
-2.38m/s>
2m/s
因此可以采用齿轮溅油润滑。
链传动Pnv160kWr/min,采用手工加油润滑。
滚动轴承采用润滑脂润滑,通过挡油环阻止机箱的油进入轴承腔,以免污染润滑脂,降低轴承寿命。
6总结
通过两个多星期的机械课程设计,我明白了机械设计的过程,弄懂了许多设计过程的细节性问题,帮助我解决了课堂上没有掌握好的机械知识。
这次课程设计一开始我就遇到了很多问题,首先是设计说明书的编写格式,各零件的设计与计算,许多公式都是我们没有见过的,需要自己去查找,分析。
其次在课程设计的
过程中需要大量查阅资料,查找参数,这其实是一个非常艰巨的过程。
最后AutoCAD辅助机械制图,虽然有学过CAD制图,但用来机械制图却是第一次,很多东西都感觉无从下手。
好在有花老师时常为我们解疑,遇到实在不明白的地方,花老师都会给我们仔细讲解,给我们提供了很大的帮助。
本次课程设计通过对MB106A木工机床无级变速装置的改进设计,让我们对木工加工设备有了进一步的了解,对本专业的认识也更加深刻。
这次课程设计,提高了我们独立思考,分析问题和解决问题的能力
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