机械系统设计课程设计-题目21.doc

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1、【精品文档】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-题目21.精品文档.哈尔滨理工大学机械学院课 程 设 计题 目： 机械系统设计课程设计 院 、 系： 机械设计制造及其自动化 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 段铁群 2013年08月29日 目录一、课程设计目的.4二、课程设计题目，主要技术参数和技术要求.4三、运动设计.51.运动参数及转速图的确定 . . 52.确定变速组齿轮齿数，核算主轴转速误差. . 7四、动力计算.8 1.计算转速的计算 . 92.带传动设计 . 83.传动轴最小轴径的初定 . 134.齿轮模数计算及验算 . . 105.主轴合理跨距的

2、计算 . . 14 五、主要零部件选择.15六、校核.16结束语.参考文献.一、课程设计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结构，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；完成系统主转动设计，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

3、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。二、课程设计题目和主要技术参数和技术要求1课程设计题目和技术参数题目21：分级变速主传动系统设计技术参数：=80r/min; =1000r/min; Z=12级；公比为1.26；电动机功率P=2.5/3.5kw;n=710/1420r/min2技术要求 （1）利用电动机完成换向和制动。 （2）各滑移齿轮采用单独操纵机构。 （3）进给传动系统采用单独电动机驱动。三、运动设计1.运动参数及转速图的确定1.1 转速范围Rn=12.51.2 转速数列查表，首先找到80r/min、然后每隔3个数取一个值，得出主轴的转速数列为80

4、 r/min、100 r/min、125 r/min、160r/min、200 r/min、250 r/min，315 r/min，400 r/min，500 r/min、630 r/min、800r/min、1000 r/min共12级。1.3 定传动组数 对于Z=12，可分解为：12=232。1.4 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=12=233126。1.5 画转速图转速图如下图3-1。 图3-1 系统转速图1.6 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3-2： 图3-2 主传动系统图2.确定变速组齿

5、轮齿数，核算主轴转速误差 2.1 齿轮齿数的确定 变速组内取模数相等，据设计要求Zmin17,齿数和Sz100120， 由查表，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一扩大组1:1.581:1.261:11：2.511.58:1代号ZZZZZZZZZZ齿数27 43 31 39 35 3521 52 4528 2.2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=1000r/min，Nmax=1420*125/280*35/35*45/38=1027r/min 则有(1027-100

6、0)/1000=2.7 1202.4 求带根数带速 =Dn/(601000)=3.141251420/(601000)= 9.26m/s传动比i i=n/n=1420/630=2.25带根数 查表，并用插值法得P=1.07KW； 查表，并用插值法得P=0.17KW； 查表，得包角系数K=0.93； 查表，得长度系数K=0.87；Z=P/（P+P）KK=（3.51.1）/(1.07+0.17)0.870.93=3.48取Z=4根3.传动轴最小直径的初定 传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm）

7、T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。I轴：P=3.33KW, 计算转速为： 315r/min,所以可得：II轴：P=3.19KW, 计算转速为： 200r/min,所以可得：取整后各轴的轴径为：I轴为30mm；II轴为35mm。 4.齿轮模数计算及验算4.1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 mj=16338 由上面各轴的输出功率计算可知，在电动机功率为P=3.5KW，转速n=1420r/min时，传动系统受力最大，则由此数据计算。III轴：IIIII轴：取整后模

8、数为：III轴：4mm；IIIII轴：4mm。 4.2基本组齿轮计算 基本组齿轮几何尺寸见表3-4。表3-4 基本组齿轮几何尺寸齿轮齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽Z271081169824Z4317218016224Z3112413211424Z3915616414624Z3514014813024Z3514014813024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（k

9、W），这里取N为电动机功率，N=4kW; -计算转速（r/min）. =315（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=4（mm）; B-齿宽（mm）;B=24（mm）; z-小齿轮齿数；z=27 u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=1.6; -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）, =200（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，查表，取=0.60 -功率利用系数，查表，取=0.78 -材料强化系数，查表， =0.60 -

10、工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查表，取=1 -齿向载荷分布系数，查表，=1 Y-齿形系数，查表，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查表，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查表，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa 4.3扩大组齿轮计算扩大组齿轮几何尺寸见表3-5。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，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，

11、=1，m=3.5，=355；可求得：=574.35 Mpa=650Mpa=118.77Mpa=275Mpa表3-5 扩大组齿轮几何尺寸齿轮ZZZZ齿数21524528分度圆直径84208180112齿顶圆直径92216188120齿根圆直径74198 170102齿宽181818185. 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=4Kw，轴（主轴）的轴径由文献中的表3.2，选取前轴轴径为60mm，后轴直径去前轴径的0.5到0.65倍，所以取整后取50mm，平均直径为55mm。对于普通机床主轴内孔径为0.5到0.65倍的平均直径，取30mm；悬伸量取90mm。理想跨距的设计：本车床的最大回转直径为20

12、0mm，经济加工直径取最大回转直径的60%，故半径为60mm，主轴最大输出转矩在前面可知。切削力和被切削力，总力为：主轴轴端受力为F/2=1707N，设l/a=3，所以l=270mm，可求得前后支反力为：初选主轴采用滚子轴承，由文献中公式3.3可得轴承的刚度：平均直径为55mm，最后验算最佳跨距：由文献中的图3.38可知：，与原假设接近，所以最佳跨距=903.1=279mm；合理跨距为（0.751.5），取合理跨距l=250mm。五.主要零部件的选择选择电动机，轴承，键和操纵机构（1） 电动机的选择： 转速n=710/1420r/min,功率P=3kw 选用Y系列三相异步双速电动机（2）轴承的

13、选取带轮：选用角接触球轴承，型号：一轴：选用角接触球轴承，型号：7010AC二轴：采用角接触球轴承，型号：7010AC主轴：主轴是传动系统之中最为关键的部分，因此应该合理的选择轴承。从主轴末端到前端依次选择轴承为圆锥滚子轴承，型号：30213;双列圆柱滚子轴承，型号：NN3000K，（3）键的选取 1轴：d=26mm，选普通平键：108 GB1096-1990 3轴：选择平键连接， bh=22 14，l=80mm（4） 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理来控制II轴上的二联滑移齿轮。六.校核1.主轴强度、刚度校核 (一).轴的强度校核1轴的受力分析1)求轴传递的转矩T=

14、9.55=9.55=100957Nmm2)求轴上的作用力齿轮上的圆周力= = =2243Nmm齿轮上的径向力=tan= 2243tan20=817Nmm3)确定轴的跨距=250，=120，=702轴的受力分析1）作轴的空间受力简图，见图6-1。图6-12）作水平受力简图和弯矩图，见图6-2。=173N =3329N=44676N =-181872N 3）作垂直受力简图和弯矩图，见图6-2。=268N =548N=71298N 图424）作合成弯矩图，见图6-2。=138721Nmm=181872Nmm5）作转矩图=100.957Nmm=100957Nmm6）作当量弯矩图，见图6-2。=2765

15、80Nmm由机械设计教材表7.5查得，对于45钢，=600Mpa, =55Mpa,由公式=21.0Mpa，故轴的强度足够。(二).轴的刚度校核单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献中的公式计算：:L-两支承的跨距；D-轴的平均直径；X=/L；-齿轮工作位置处距较近支承点的距离； N-轴传递的全功率； 校核合成挠度 -输入扭距齿轮挠度； -输出扭距齿轮挠度 -被演算轴与前后轴连心线夹角；=144 啮合角=20，齿面摩擦角=5.72。代入数据计算得：=0.024；=0.078；=0.128； =0.203；=0.098；=0.044。 合成挠度 =0.224 查文献，带齿轮轴的许用挠度=5/10000

16、 L即=0.2325。 因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。（2）扭转角的校核传动轴在支承点A，B处的倾角可按下式近似计算：将上式计算的结果代入得：由文献，查得支承处的=0.001因0.001，故轴的转角也满足要求。传动轴在支承点A，B处的倾角可按下式近似计算：将上式计算的结果代入得：由文献，查得支承处的=0.001因0.001，故轴的转角也满足要求。2.轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为6016深沟球轴承,=3P=XFr+YFa；X=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承的径向力Fr=3054N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000h L10h=55808hL10

17、h=15000h 轴承寿命满足要求。学习心得 两周的课程设计结束了，在这次的课程设计中不仅检验了我所学习的知识，也培养了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在设计过程中，与同学分工设计，和同学们相互探讨，相互学习，相互监督。学会了合作，学会了运筹帷幄，学会了宽容，学会了理解，也学会了做人与处世。课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础通过这次模具设

18、计，本人在多方面都有所提高。通过这次模具设计，综合运用本专业所学课程的理论和生产实际知识进行一次冷冲压模具设计工作的实际训练从而培养和提高学生独立工作能力，巩固与扩充了冷冲压模具设计等课程所学的内容，掌握冷冲压模具设计的方法和步骤，掌握冷冲压模具设计的基本的模具技能懂得了怎样分析零件的工艺性，怎样确定工艺方案，了解了模具的基本结构，提高了计算能力，绘图能力，熟悉了规范和标准，同时各科相关的课程都有了全面的复习，独立思考的能力也有了提高。在这次设计过程中，体现出自己单独设计模具的能力以及综合运用知识的能力，体会了学以致用、突出自己劳动成果的喜悦心情，从中发现自己平时学习的不足和薄弱环节，从而加以

19、弥补。在此感谢我们的xxx老师.，老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样；老师循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪；这次模具设计的每个实验细节和每个数据，都离不开老师您的细心指导。而您开朗的个性和宽容的态度，帮助我能够很顺利的完成了这次课程设计。同时感谢对我帮助过的同学们，谢谢你们对我的帮助和支持，让我感受到同学的友谊。 由于本人的设计能力有限，在设计过程中难免出现错误，恳请老师们多多指教,我十分乐意接受你们的批评与指正，本人将万分感谢。 参考文献【1】.机械系统设计 科学出版社 段铁群【2】.机械设计 高等教育出版社 于惠力 向敬忠【3】.机床设计课程设计 高等教育出版社 于惠力 向敬忠【4】.金属切削机床 机械工业出版社 戴 署 【5】.Auto CAD 实用教程 哈尔滨工业大学出版社 胡景妹 胡远忠【6】.机械精度设计与质量保证 高等教育出版社 孙全颖