机械系统设计课程设计说明书.doc

如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流机械系统设计课程设计说明书【精品文档】第 17 页分级变速主传动系统设计摘 要本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词 分级变速；传动系统设计；传动副；结构网；结构式；齿轮模数，传动比目 录摘 要I第1章 绪论11.1 课程设计的目的11.2课程设计的内容11.2.1 理论分析与设计计算11.2.2 图样技术设计11.2.3编制技术文件11.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求21.3.1课程设计题目和主要技术参数21.3.2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32.1.1转速范围32.1.2转速数列32.1.3确定结构式32.1.4确定结构网32.1.5绘制转速图和传动系统图42.2 确定各变速组此论传动副齿数42.3 核算主轴转速误差5第3章 动力计算63.1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93.5 主轴合理跨距的计算13第4章 主要零部件的选择144.1电动机的选择154.2 轴承的选择154.3变速操纵机构的选择15第5章 校核165.1 轴的校核165.2 轴承寿命校核18第6章 结构设计及说明196.1 结构设计的内容、技术要求和方案196.2 展开图及其布置19结论20参考文献21致谢22第1章 绪论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。（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1.3.1课程设计题目和主要技术参数题目08：分级变速主传动系统设计技术参数：nmin=63r/min；nmax=355r/min；Z=4级；公比为1.78；电动机功率P=3kW；电机转速n0=1430r/min 1.3.2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。第2章 运动设计2.1 运动参数及转速图的确定2.1.1转速范围Rn=5.632.1.2转速数列转速数列。查机械系统设计表2-9标准数列表，首先找到63r/min、然后每隔9个数取一个值（1.78=1.0610），得出主轴的转速数列为63r/min、112r/min、200r/min、355 r/min共4级。2.1.3确定结构式对于Z=4可分解为：Z=21×22。2.1.4确定结构网根据“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=21×22，易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)x=1.782=3.178，满足要求，其结构网如图2-1所示。图2-1结构网 2.1.5绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图，如图2-2所示：图2-2转速图（3）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： 1-2轴最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin>(Zmax+2+D/m)2.2 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20 图2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。据设计要求Zmin1820由表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 齿轮齿数传动比基本组第1扩大组1:11:1.781:11：3.17代号Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4齿数27272036272725802.3 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10(-1)对Nmax=355r/min，实际转速Nmax=1430×××=357.5r/min，则有=0.74.1因此满足要求。同理，根据计算得出其他各组的数据如下表：因此满足要求。各级转速误差表2-2 转速误差分析表n 35520011263n357.5198.6111.762误差0.70.70.21.6所有计算结果都小于4.1，因此不需要修改齿数。第3章 动力计算3.1带传动设计 输出功率P=3kw,转速n1=1430r/min,n2=350r/min 1、确定计算功率: 按最大的情况计算P=3kw，K为工作情况系数，查1表3.5. 取K=1.0 pd=kAP=1.0X3=3.3kw 2、选择V带的型号: 根据pd,n1=1430r/min参考1图表3.16及表3.3选小带轮直径，查表选择A型V带 d1=100mm 3、确定带轮直径d1,d2小带轮直径d1=100mm 验算带速v=d1n1/(60X1000)=X100X1430/(60X1000)=7.536m/s从动轮直径d2=n1d1/n2=1430X100/350=408.6mm取d2=400mm查1表3.3计算实际传动比i=d2/d1=400/100=4 4、定中心矩a和基准带长Ld1初定中心距a00.7(d1+d2)a02(d1+d2)420a01000取ao=700mm2带的计算基准长度 Ld02a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a02x700+(100+400)/2+(400-100)2/4X7002399mm查1表3.2取Ld0=2400mm3计算实际中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=700+(2400-2399)=700.5mm 4确定中心距调整范围 amax=a+0.03Ld=700.5+0.03X2400=772.5mm amin=a-0.015Ld=700.5-0.015X2400=664.5mm 5、验算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=1720>1200 6、确定V带根数：确定额定功率：P0由查表并用线性插值得P0=0.15kw查1表37得功率增量P0=0.13kw查1表38得包角系数K=0.99查1表3得长度系数Kl=0.81确定带根数：Z=P/（P+P）×K×K=3.85/(1.05+0.13)X0.99X0.81=4.07取Z=53.2 计算转速的计算 1、主轴的计算转速 由机械系统设计表3-2中的公式 63 76.35r/min 取计算转速为90r/min 2、传动轴的计算转速 在转速图上，轴在最低转速63r/min时经过传动组传动副，得到主轴转速为200 r/min。这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴的最低转速为该轴的计算转速即nj=112r/min,同理可求得轴的计算转速为 nIIj=355r/min。 3、确定各传动轴的计算转速。 由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮，因此只需求出危险小齿轮的计算转速。可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即 各计算转速入表3-1。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 3553551124、 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上转速，其中只有200r/min传递全功率，故Zj=200 r/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Z1Z2Z3Z4Z5Z6n3553552002001121123.3 齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率2.85(kw)2.71(kw)2.60(kw)3、轴径设计及键的选取轴一：，取带入公式： 有，d=27.9mm,圆整取d=30 选花键：轴二：，取带入公式： 有，d=31.87mm,圆整取d=35mm 选花键： 8×36×40×7 主轴：选择主轴前端直径D1=90mm，后端直径D2=(0.750.85) D1取D2=65，则平均直径D=77.5。对于普通车床，主轴内孔直径,故主轴内孔直径取为支承形式选择两支撑，初取悬伸量，支撑跨距。选择平键连接，因为=0.501.0所以取值较大，计算的轴的直径为最小直径，也是危险直径，所以实际装配时可选用轴径更大的轴。4、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=16338可得各组的模数，如表3-3所示。45号钢整体淬火， 按接触疲劳计算齿轮模数m 1-2轴由公式mj=16338可得=2.6，取m=3mm2-3轴由公式mj=16338可得，m=3mm3-主轴由公式mj=16338可得，m=3.0mm一般同一变速组内的齿轮取同一模数，所以根据情况都取一样的模数。表3-3 模数组号基本组第一扩大组模数 mm 33（2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2齿数28282036分度圆直径848060108齿顶圆直径909066114齿根圆直径76.576.542.5100.5齿宽24242424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 弯曲应力验算公式为：式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=4kW; -计算转速（r/min）. =500（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=18; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2; -寿命系数； -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min）, =500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算。 第一扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z3Z3Z4Z4齿数53532581分度圆直径10710775243齿顶圆直径11311381249齿根圆直径99.599.567.5235.5齿宽24242424 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，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 3.5 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=3KW，根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=9550×=255.8N.m假设该机床为车床的最大加工直径为300mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取60%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=2842.2N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1421.1N总作用力 F=3177.7N此力作用于工件上，主轴端受力为F=3177.7N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F×=3177.7×=4766.55NRB=F×=3177.7×=1588.85N根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.8×10-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第4章 主要零部件的选择4.1电动机的选择转速n1430r/min，功率P3kW选用Y系列三相异步电动机 4.2 轴承的选择 I轴：与带轮靠近段安装深沟球轴承6007，另一端安装深沟球轴承6006 II轴：安装深沟球轴承6007,两个。 III轴：靠近带轮一侧安装深沟球轴承6007，中间安装深沟球轴承6007，后端安装深沟球轴承619084.3变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。第5章 校核5.1 轴的校核（a） 主轴的前端部挠度（b） 主轴在前轴承处的倾角（c） 在安装齿轮处的倾角=77.27E取为， 730805.11mm4由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算1756.46将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得主轴载荷图如图5-1所示： 图5-1 主轴载荷图由上图可知如下数据：a=235mm,b=190mm,l=425mm,c=75mm计算（在垂直平面）计算（在水平面）合成：5.2 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析如图5-2所示。图5-2 轴受力分析图得：前支承的径向力Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000hL10h=×=×=hL10h=15000h轴承寿命满足要求。第6章 结构设计及说明6.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1 布置传动件及选择结构方案。2 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。6.2 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。结论分级变速主传动系统设计的结构及部分计算，到这里基本结束了，由于笔者水平有限，加之时间仓促，仅对分级变速主传动系统主要部分进行设计和校核，有许多地方处理不够妥当，因为没有接触过生产实际，所以可能有的地方存在错误，希望老师多提宝贵意见。经过这次课程设计，使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解，对于机械类的书籍，软件的使用能力得到了提升，并且对设计工作有了更深入的认识，在同学们一起进行设计任务的过程中，不仅增进了友谊，而且对于课程设计的课题有了更深的理解。参考文献【1】、候珍秀.机械系统设计.哈尔滨工业大学出版社，修订版；【2】、于惠力 主编 机械设计 科学出版社 第一版【3】、戴 曙 主编 金属切削机床设计 机械工业出版社【4】、戴 曙 主编 金属切削机床 机械工业出版社 第一版【4】、赵九江 主编 材料力学 哈尔滨工业大学出版社 第一版【6】、郑文经 主编 机械原理 高等教育出版社 第七版【7】、于惠力 主编 机械设计课程设计 科学出版社 致谢在课程设计过程中，感谢很多同学的帮助和指点，感谢院系各位老师多年来的谆谆教诲，感谢他们默默的栽培我。这次的课程设计是在丁艳艳老师和王仲文老师的亲切关怀和悉心指导下完成的。从课题的选择到项目的最终完成，老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持，在此，谨向教师表示衷心的感谢和崇高的敬意！。此外，在课程设计过程中，也得到了其他同学的帮助，有关软件方面的一些技能不足得到了同学的大力帮助，设计任务一直在很好的氛围中进行，在这里，也向他们表示真诚的感谢！再次向此次课程设计中所有帮助过我的人表示感谢。