机械系统设计课程设计实例解析.pdf

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1、.机械系统设计课程设计题目：分级变速主传动系统设计（题目30）专业：机械设计制造及其自动化班级：姓名：xxx xxx xxxx 学号：xxx xxx xxxx 指导教师：.2012 年月日目录摘要2 第1章绪论3 第2章运动设计5 1.确定极限转速，转速数列，结构网和结构式.5 2.主传动转速图和传动系统图.7 3.确定变速组齿轮齿数，核算主轴转速误差.8 第3章动力计算9 1.传动件的计算转速.9 2.传动轴和主轴的轴径设计.10 3.计算齿轮模数.11 4.带轮设计.15 第4章主要零部件选择 20 第5章校核 21 结束语22 参考文献23.摘要设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统

2、设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和校核相关运动参数和动力参数。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

3、箱展开图及剖视图。.第一章绪论（一）课程设计的目的机械系统课程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

4、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、主要技术参数和技术要求1 课程设计题目和主要技术参数题目 30：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=50r/min；Nmax=1120r/min；Z=8 级；公比为 1.41；电动机功率 P=4KW；电机转速 n=710/1420r/min 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。.第二章运动设计1 运动参数及转速图的确定（1）转速范围。Rn=minmaxNN=1120/50=22.4（2）转速数列。查机械系统设计表2-9 标准数列表，首先找到50r/mi

5、n、然后每隔 5 个数取一个值，得出主轴的转速数列为50 r/min、71 r/min、100r/min、140 r/min、200r/min、280r/min，400r/min，560r/min，800r/min，1120r/min 共 10 级。（3）定传动组数，选出结构式。对于Z=8 可得结构式：Z=8=22 21 24。并在最后一级使用混合公比。（4）根据传动结构式,画结构图。根据“前多后少”,“前密后疏”，“升 2 降 4”,“前满后快”的原则,选取传 动 方 案Z=22 23 24,可 知 第 二 扩 大 组 的 变 速 范 围r2=1.415=5.578满 足“升2降4”要 求，

6、其 结 构 网 如 图2-1。图 2-1 结构网Z=8=22 23 24.（5）画转速图。转速图如下图2-2。图 2-2 系统转速图（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 2-3：710/1420r/min4Kw.图 2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。根据齿数和不宜过大原则一般推荐齿数和在100120 之间，和据设计要求Zmin17,原则。并且变速组内取模数相等，变速组内由机械系统设计表3-1，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2-2。表 2-2 齿轮齿数传动比第一扩大组第二扩大组1:1 1:2.8 1.41:1 1:2.8 代号

7、Z1Z1Z2Z2Z4Z4Z5Z5齿数59 59 31 87 69 49 31 87 2 主轴传动件计算2.1 计算转速（1）.主轴的计算转速本设计所选的是中型普通车床，所以由机械系统设计表3-2 中的公式50 1.41（8/3-1）88.6r/min 取90 r/min(2).传动轴的计算转速在转速图上，轴在最低转速140r/min 时经过传动组 b的69/49传动副，得到主轴转速为200r/min。这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴 2的最低转速为该轴的计算转速即=140/min,同理可求得轴1的计算转速为=400r/min（3）确定各齿轮计算转速由机械设计知识可知，一对啮合齿

8、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。在传动组b中Z46在轴上具有1120r/min,560r/min,400r/min,200/min这六种转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮Z46的计算转速为这四种转速的最小值即46jzn=200r/min 同理可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即,34jzn=400r/min 40jzn=280r/min.3 验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|实际转速 n-标准转速 n|10(-1)标准转速 n 对 于 标 准 转 速n=50r/min时，其 实 际 转 速n=400

9、 31/87 31/87=50.78r/min(50.78-50)/50=1.56%4.1%因此满足要求。同理可得各级转速误差如表各级转速误差n 50 100 140 200 280 400 560 1120 n 50.78 101.57 142.53 200.70 285.06 394.29 563.27 1126.53 误差1.57%1.57%1.8%0.35%1.81%1.42%0.58%0.58%各级转速都满足要求，因此不需要修改齿数。.第三章 动力计算1主轴传动轴直径初选（1）主轴轴径的确定在设计初期，由于主轴的结构尚未确定，所以只能根据现有的资料初步确定主轴直径。由 表4-9 初选

10、取前轴径162dmm，后轴颈的轴径为前轴径，所以21(0.7 0.85)55ddmm。（2）传动轴直径初定传动轴直径按文献 5公式（6）进行概算式中d-传动轴直径（mm）Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm）T=9550000JnN；N-该轴传递的功率（KW）jn-该轴的计算转速-该轴每米长度的允许扭转角，=0.501。取=0.5N0=P0=4Kw。N1=P1=P0 0.96=3.84Kw N2=P2=P1 0.995 0.97=3.71Kw N3=P3=P2 0.99=3.67Kw 轴：43.84955 10=91680400TN mm（）4916801.6433.940.5dmm取36mm

11、轴：43.71955 10253075()140TN mm.42530751.6443.740.5dmm取44mm 轴：43.65955 10387306()90TN mm43873061.6448.650.5dmm取48mm 2齿轮参数确定、齿轮应力计算（1）齿轮模数的初步计算一般同一组变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最小的齿轮，按简化的接触疲劳强度由文献5公式（8）进行计算：式中：为了不产生根切现象，并且考虑到轴的直径，防止在装配时干涉，对齿轮的模数作如下计算和选择：轴-轴：以最小齿轮齿数 34为准m=1633832287(1)431878 3155140031=2.93 取m=3 轴-

12、轴：以最小齿轮齿数 31为准.m=1633832287(1)431878 3155114031=4.16 取m=4（2）齿轮参数的确定计算公式如下：分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽=6取=8 由已选定的齿数和计算确定的模数，将各个齿轮的参数计算如下表（2）第一扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1 Z1 Z2 Z2 齿数59 59 31 87 分度圆直径177 177 93 261 齿顶圆直径183 183 99 267 齿根圆直径169.5 169.5 85.5 253.5 齿宽25 25 25 25 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB

13、，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12121HEHHKTZ Z Zbd弯曲应力验算公式为：13212FFaSaFdKTY Y Ym z式中T1主动轴传递扭矩（Nmm）.K载荷系数，AVKK K K K传动比，1，“+”用于外啮合，“-”用于内啮合1d齿轮分度圆直径（mm）b 齿宽（mm）m齿轮模数（mm）d齿宽系数，1/db d1z齿轮齿数EZ弹性系数HZ节点区域系数Z接触强度重合系数FaY齿形系数SaY应力修正系数Y弯曲强度重合度系数H许用接触应力（Mpa）F许用弯曲应力（Mp

14、a）以上各系数，可查机械设计教材进行确定：189.82.543111.883.2()cos 01.74318741.740.873EHZMPaZZZ取1AK，VK根据1.4/Vm s取 1.08.116111.081 1.08 1 1.081.166493253250.2793312.849.55 10955004002.531.640.750.250.681.74dFaSaKKKdbmzTN mmYYYH许用接触应力取 650 Mpa；F许用弯曲应力取 275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：H=488.15 Mpa HF=89.72 MpaF（3）第二扩大组齿轮计算。第二扩大组

15、齿轮几何尺寸见下表齿轮Z3 Z3 Z4 Z4 齿数69 49 31 87 分度圆直径276 196 124 348 齿顶圆直径284 204 132 356 齿根圆直径266 186 114 338 齿宽35 35 35 35 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。同理根据第一扩大组的计算，查文献，可得：189.82.543111.883.2()cos 01.74318741.740.873EHZMPaZZZ取1AK，VK=1.05 116111.021 1

16、.05 1 1.021.0710124354350.28124312.849.55102728571402.531.640.750.250.681.74dFaSaKKKdbmzTN mmYYY可求得：501HHMPa95FFMPa.3带传动设计定V带型号 和 带轮直径(1).工 作情 况 系数.(2).计 算功率.(3).选 带型号.(4).确 定带 轮 直径D1D2 计 算 带长(1).初取 中 心由机械设计表 3.5查的P1.144.4Kw 根据参考图 3.16及表3.3选带型及小带轮直径1160 1000D nv确定从动轮基准直径1122n DDD=177.5mm 取D2=180mm 计

17、算实际传动比:当忽略滑动率时，21DiD验 算 传动 比 相 对误 差，题 目 的理 论 传动 比1021.775nin传动比相对误差001.4%iii12120.7()2()196560DDaDDa221012()2()24dDDLaDDa=1204.0 按表3.2取标准值002ddLLaa=403mm maxmin0.03442.50.015386.25ddaaLaaL-2157.3DDa=168.7由 D1 及 n1 查 表 3.6 并 用 线 性 插 值 法 求 得=1.3Kw 由机械设计表3.8=0.98 由机械设计表3.9=0.93 1.1 4.4Kw A型取1D100mm 7.4

18、3/vm s177.5mm 取D2=180mm 1.8i1.4%5%合格0a380mm dL=1250mm.距.(2).计 算带.基 准长度.(3).计 算实 际 中心距(4)确 定中 心 距调 整 范围(13)小轮包角.求 带 根数(1).确 定额 定 功率(2)确 定各 修 正系数（3）确定V带根数Z 求 轴 上载荷(1)确 定由机械设计表3.7=0.15=3.33=124.27N（机械设计表3.1）=166.226 140sin2=983.31N 略.a=405mm 168.7120合格=1.3Kw=0.98=0.93=0.15 取z=4 0F=124.27N.单根 V带初拉力(2)计

19、算压轴力（3）带轮结构.=983.31N 4 主轴合理跨距的计算设机床最大加工回转直径为?400mm,电动机功率 P=4kw，,主轴计算转速为140r/min。已 选 定 的 前 后 轴 径 为:162dmm21(0.7 0.85)55ddmm定 悬 伸 量a=85mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩:63.679.55 10=250346140N mm设该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=250.346/0.09=2781N 背向力（沿 x 轴）Fp=

20、0.5 Fc=1390N 总作用力F=22pCFF=3109N 此力作用于工件上，主轴端受力为F=3109N。先假设 l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和 RB分别为RA=Flal=3109852554145255N.RB=Fla=3109851036255N 根据 机械系统设计 得：rK=3.391.0Fr8.0La0.91.9()cosiz得前支承的刚度：KA=1376.69 N/m；KB=713.73 N/m；BAKK=1376.69713.73=1.93 主轴的当量外径 de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为I=40.07564=1.55 10-6m4 =3aK

21、EIA=116362.1 101.55 101376.690.08510=0.38 查机械系统设计图得al0=2.5，与原假设接近，所以最佳跨距0l=852.5=212.5mm 合理跨距为（0.75-1.5）0l，取合理跨距 l=250mm。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=85mm，后轴径 d=55mm。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。.第四章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n710/1420r/min，功率 P4kW 选用Y系列三相异步双速电动机(2)轴承的选择(轴承代号均采用新轴承代号

22、)轴：与带轮靠近段安装双列深沟球轴承代号6007，另一安装深沟球轴承代号 6007。轴：左侧布置深沟球轴承代号6008，右侧布置深沟球轴承代号6009。轴：输出安装角接触球轴承配合推力球轴承代号分别为7012和5013，另一端安装双列圆柱滚子轴承。(3)键的选择轴:安装带轮处选择普通平键：8 7 55bhL安装齿轮处选择普通平键：10 8 90bhL轴:左侧齿轮选择普通平键:12 8 64bhL右侧齿轮选择普通平键:12 8 97bhL轴:选择普通平键:20 12 115bhL(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力来控制,轴上的二联滑移.齿轮。.第五章校核1轴刚度校核(

23、1)轴挠度校核单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算:YmZnDxxNLYYba43375.039.171L-两支承的跨距；D-轴的平均直径；X=ia/L；ia-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：YYYYYYbabahcos222aY-输入扭距齿轮挠度；bY-输出扭距齿轮挠度)(2；-被演算轴与前后轴连心线夹角，取=91，啮合角=20，齿面摩擦角=5.72。代入数据计算得：1ay=0.147，2ay=0.045，3ay=0.075，4by=0.087。合成挠度2214142coshababYyyy y=0.254；查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度

24、y=5/10000*L，即y=0.287。因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。(2)轴扭转角的校核传动轴在支承点 A，B 处的倾角BA,可按下式近似计算：radlyhBA3将上式计算的结果代入得：0.00074ABrad由文献【6】，查得支承处的=0.001 因0.00074AB0.001，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6008 深沟球轴承,=3，P=XFr+YFa.X=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承的径向力Fr=2847.32N，由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000h，31010166701667043.21000()()4158

25、62n1402847.32hhCLhLP轴承寿命满足要求。.结束语经过两周的课程设计，在老师的耐心指导和自己的努力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，这次课程设计使我充分应用了以前所学的知识，并应用这些知识来分析和解决实际问题，进一步巩固和深化了以前的所学的专业基础知识，同时也是对机械系统设计学习的一个深入认识和理解的过程。同时也锻炼了自己独立完成工作的能力，熟悉了一些设计思想懂得了一些设计中的注意事项.本次课程设计进一步规范了制图要求，学会应用标准，规范，和查阅相关资料的本领，掌握了机械设计的基本技能，对以后的工作有很大的帮助。.参考文献【1】段铁群.机械系统设计科学出版社，第一版；【2】孙全颖.机械精度设计与质量保证哈尔滨工业大学出版社；【3】于惠力向敬忠机械设计.高等教育出版社，第四版；【4】于惠力张春宜机械设计课程设计，科学出版社；【5】戴署金属切削机床设计.机械工业出版社；【6】陈易新金属切削机床课程设计指导书；【7】金属切削机床典型结构图集主传动部件；【8】机床设计手册 2 上册。