题目21-分级变速主传动系统设计（含CAD图纸和说明书）
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1 目 录 第 1 章 绪论 . 2 程设计的目的 . 3 程设计的内容 . 3 程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 4 第 2 章 运动设计 . 5 动参数及转速图的确定 . 5 算主轴转速误差 . 8 第 3 章 动力计算 . 9 传动设计 . 9 算转速的计算 . 10 轮模数计算及验算 . 11 动轴最小轴径的初定 . 14 轴合理跨距的计 算 . 15 第 4 章 主 要部件的校核 . 16 轴强度、刚度校核 . 16 的刚度校核 . 18 承寿命校核 . 19 总 结 . 20 参 考 文 献 . 21 2 第 1章 3 绪 论 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。 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。 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。 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。 制技术文件： 4 （ 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。 程设计题目、主要技术参数和技术要求 程设计题目和主要技术参数 题目：分级变速主传动系统设计 技术参数： 0r/000r/Z=12 级；动机功率 P=机转速 n=710/1420r/00r/00r/ Z=10 级；公比为 电动机功率 P= 电 机 转 速n=710/1420r/ 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。 5 第 2章 运动设计 动参数及转速图的确定 转速范围 Rn=01000= 转速数列 查 1表 首先找到 80r/后每隔 3 个数取一个值，得出主轴的转速数列为 80 r/100 r/125 r/60r/200 r/250 r/315 r/400 r/500 r/630 r/800r/1000 r/ 12 级。 传动组数 对于 Z=12， 可分解为： 12=2 3 2。 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=23 31 26。 画转速图 转速图如下图 2 6 图 2统转速图 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 7 图 2主传动系统图 轮齿数的确定 变速组内取模数相等， 据设计要求 17,齿数和 100120，由【 1】表 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 表 2 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 1:1 1： 代号 Z1 Z2 Z3 4 5 齿数 27 43 31 39 35 35 21 52 45 28 8 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( ,即 n - 转 速 标 准 转 速标准转速 10( 对 000r/1420*125/280*35/35*45/38=1027r/ 则有 (10271000= 120 求带根数 带速 = D1 (60 1000)=125 1420/(601000)= s 传动比 i i=1420/630=根数 由【 2】中表 用插值法得 由【 2】中表 用插值法得 由【 2】中表 包角系数 K= 10 由【 2】中表 得长度系数 Z=（ KK L =（ ( Z=4 根 算转速的计算 轴的计算转速 公式 nj=)z 得，主轴的计算转速 60r/ 定 各传动轴的计算转速 轴共有 6 级转速： 200r/250 r/315 r/00r/500r/630r/经传动副 Z1 传动主轴，则全部传递全功率；若经传动副 Z2 传动主轴，全部传递全功率，其中 200r/传递全功率的最低转速， 故其计算转速 n j=200 r/ 轴有 2 级转速，且都传递全功率，所以其计算转速 n j=315 r/计算转速入表 3 表 3各轴计算转速 定齿轮副的计算转速 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z 5 装在主轴上并具有 315 6 级转速，它们都传递全功率，故 Z5 j=315 r/ 齿轮 在轴上，有 200r/ 6 级转速，但经齿轮副 Z5 传动主轴，则全部传递全功率，故 Z5 j=200r/次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3 轴 号 轴 轴 轴 计算转速 r/15 200 160 11 表 3齿轮副计算转速 单位：（ r 1 序号 Z1 Z2 Z4 Z500 315 250 315 315 200 80 200 315 轮模数计算及验算 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 63383 221 )1( 由上面各轴的输出功率计算可知，在电动机功率为P=速 n=1420r/，传动系统受力最大，则由此数据计算。 I ： 1(16338mm i n/315;1;35;83 22 ： 6338mm i n/200;5;6322 取整后模数为： I ： 3： 3 本组齿轮计算 基本组齿轮几何尺寸见 表 3 12 表 3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 27 81 87 4 Z1 43 129 135 4 31 93 99 4 Z2 39 117 123 4 05 111 4 Z335 105 111 4 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度241286均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240算如下： 齿面接触疲劳强度计算 接触应力验算公式为 1212 ( 1 ) ()j E H Z M P 弯曲应力验算公式为： 112 ()F a S Y Y Y M P am b d 式中 ，这里取 N 为电动机功率， N=4r/. 15（ r/; , m=3（ ; ;B=24（ ; z=27 u= K 13 里取 T=15000h.; 1n r/, 1n =200（ r/ 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 查 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上， 3K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 【 5】 2 上， Y= j ,查 【 4】，表 4 j =650 w 查 【 4】，表 4 w =275 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j=1212 ( 1 ) () Z M P =635 j w=78 w大组齿轮计算 扩大组齿轮几何尺寸 见表 3 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40质处理，硬度241286均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算， 查文献 【 6】， 可得 14 3K =2K =1， 1K =1， m=355； 可求得： j = j =650w = w =275 3扩大组齿轮几何尺寸 齿轮 Z4 齿数 21 52 45 28 分度圆直径 63 156 135 84 齿顶圆直径 69 162 141 90 齿根圆直径 宽 18 18 18 18 动轴最小轴径的初定 由【 5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=4 或 d=91 4 式中 轴 传 递 的 额 定 扭 矩 （ N* T=9550000； = 01 。 I 轴： P=计算转速为： 315r/以可得： ； 3013 1 5 ： P=计算转速为： 200r/以可得： ；312 0 0 2 取整 后各轴的轴径为： I 轴为 30为 35 15 主轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P=4轴（主轴）的轴径由文献【 1】中的表 取前轴轴径为 60轴直径去前轴径的 ，所以取整后取 50均直径为 55于普通机床主轴内孔径为 的平均直径，取30伸量取 90 理想跨距的设计：本车床的最大回转直径为 200济加工直径取最大回转直径的 60%，故半径为 60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=270求得前后支反力为： A 569170722761707 ； 初选主轴采用滚子轴承，由文献【 1】中公式 得轴承的刚度： A /3 7 9/5 7 9 ； 平均直径为 55后验算最佳跨距： );/由文献【 1】中的图 知： 与原假设接近，所以最佳跨距0l=90 79理跨距为（ l，取合理跨距 l=250 16 第 4章 主 要部件的校核 主轴强度、刚度校核 的强度校核 1 轴的受力分析 1）求轴传递的转矩 T=610610 00957N )求轴上的作用力 齿轮上的圆周力 2180100957*2=2243N 轮上的径向力 rF= 2243 =817N )确定轴的跨距 1=250，2=120，3=70 2 轴的受力分析 1）作轴的空间受力简图 ，见图 4 ）作水平受力简图和弯矩图 ，见图 4 17 73N 329N 1M=44676N 2M= 3）作垂直受力简图和弯矩图 ，见图 4 68N 48N 3M=71298N 图 4 2 18 4）作合成弯矩图 ，见图 4 2213138721N 22181872N ）作转矩图 T =310 N 00957N ）作当量弯矩图 ，见图 4 22 ( 0 . 6 )M =276580N 机械设计教材表 得，对于 45 钢，b=6001 w=55公式 33687730 0 0 ) =1 w，故轴的强度足够。 的刚度校核 单一载荷下，轴中心 处的挠度采用文献 【 5】中的公式计算： : nD 433 1 X=； 校核合成挠度 c o 度； )(2 ； =144 啮合角 =20 ，齿面摩擦角 =。 代入数据计算得：2 19 5 合成挠度 c =文献 【 6】，带齿轮轴的许用挠度 y =5/10000 L 即 y = 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： r a 将上式计算的结果代入得： 0 . 0 0 0 3 2AB r a d 由文献 【 6】，查得支承处的 = 0 . 0 0 0 3 2 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： r a 将上式计算的结果代入得： 0 . 0 0 0 3 2AB r a d 由文献 【 6】，查得支承处的 = 0 . 0 0 0 3 2 轴的转角也满足要求。 轴承寿命校核 由 轴 最小轴径可取轴承为 6016 深沟球轴承 ,=3P=X=1，Y=0。 对轴受力分析 得：前支承的径向力 054N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 15000h )18016670 34 7 0 0 0()5 6 2 3 55808h 15000h 轴承寿命满足要求。 20 总 结 为期二周的机械系统设计课程设计即将结束了，二周的时间虽然短暂，但对我们来说是受益匪浅，收获颇丰的。通过这二周的设计使我们不再只是胸中空有理论，不再是纸上谈兵，而是将理论和实践相结合，进行实实在在的设计。这使得我们不但巩固了理论知识，而且掌握了设计的步骤和要领，使我们更好的利用图书馆的图书资料和网络信息资源，更熟练的使用我们手中的各种设计手册以及 绘图软件，为我们的毕业设计打下了良好的基础。 课程设计使我们认识到了只是努力的学好书本上的知识是不够的，还应该更好的做 到理论联系实践，理论运用到实际。这无论对我们大学学习，还是日后工作都是很有帮助的。在此，学生也非常感谢老师给我们的辛勤指导，使我们学到了好多，也非常珍惜学院给我们的这次设计的机会，它将是我们毕业设计完成的更出色的关键一步。 最后，衷心的感谢 师以及其他几位帮助过我的老师，感谢你们的精心指导和悉心帮助，使我顺利的完成此次设计。谢谢！ 21 参 考 文 献 1 侯珍秀主编 哈尔滨工业大学出版社 . 2000 2 戴曙 主编 金属切削机床 机械工业出版社， 1994 3 机床设计手册编写组 机械工业出版 社 戴曙 主编 金属切削机床设计，第 2 版 机械工业出版 社， 1995 5 于惠力主编 科学 出版社 于惠力主编 科学 出版社 ：展开图 1 机械系统设计课程设计说明书 院系 ： 班级 ： 姓名 ： 学号 ： 指导教师 ： 2 目录 一摘要 . 2 二 . 课程设计的目的 3 三 . 课程设计题目 主要设计参数和技术要求 3 四 . 运动设计 . 动力计算 . . . . 主要零部件的选择 15 七 . 校核 . 润滑与密封 . .结论 . 19 十参考文献 .3 一 摘要 设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统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箱展开图及剖视图。 4 二课程设计目的 及内容 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能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。 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。 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。 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。 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。 三 课程设计题目，主要设计参数和技术要求 1 课程设计题目和主要技术参数 5 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。 6 四运动设计 1 运动参数及转速图的确定 （ 1） 转速范围。 Rn= 2） 转速数列。首先找到 40r/后每隔 5 个数取一个值（ 故 得出主轴的转速数列为 ： 35.5 r/50 r/71 r/100 r/140 r/200 r/280 r/400 r/560r/ 9 级。 （ 3） 确 定传动组数 和传动副数 。 因为 Z=9， 可分解为： Z=31 33。 这种结构式可以使传动组结构紧凑，再设计时不至于使整体结构过大。 （ 4）写传动结构式 ,画结构图。 根据“前多后少” , “先降后升” , “ 前密后疏 ” ,“ 升 2 降 4” 的原 则 ,选取传动方案 Z=31 33,易知第 一 扩大组的变速范围r= p1(8 符合“升 2 降 4”原则 ， 其 结 构 网 如 图结构网 Z=3133 （ 5） 画转速图。转速图如下图 7 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： 8 主传动系统图 （ 7） 齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等 ， 据设计要求 17,齿数和 100 120，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 ： 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 1:2 1:： 1 1:： 4 代号 Z1 Z2 Z3 Z6齿数 30 42 24 48 19 53 66 33 41 58 20 79 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( ,即 | | 1 0 ( 1 ) % 实 际 转 速 标 准 转 速标 准 转 速对 60r/1430*100/355*30/42*66/33= 则有 560 = 因此满足要求。 各级转速误差 n 400 280 200 140 100 71 50 35.5 n 差 各级 转速误差 都都小于 因此不需要修改齿数 。 9 五 动力计算 1 带 传动 设计 (1) 直径计算 计算功率 a*P=普通 V 带选型图 ，可得 d=80100取小带轮直径 d： 取 d=100 A 型 V 带 大带轮 直径 D； D=21001430100 =根据 V 带带轮基准直径系列， 取 D=355 2）计算带长 求 2=(95+300)/2= =（ /2=（ 355（ 2） a 2（ 2） 即， 910 取 中心距， 50长 L= 2 /机械设计表 取标准 得： 600 3）求实际中心距和包角 实际中心距 a 2=心距调整范围 a+轮包角 1 =180 -（ /a=120 （ 4）求带根数 验算 带 速 ： = D1 60 1000=100 1430/(60 1000)= s 5 25，合格 计算 传动比 i 并验算传动比相对误差： 理论传动比 际传动比 i=355/100=10 确定 V 带根数 Z： 由机械设计 表 K= 由表 表 所以 Z （ KK L = Z=3根 （ 1） 主轴 的计算转速 公式 nj=3/( z 得，主轴的计算转速 （ 2）确定 各 传动轴的计算转速。 轴 共有 3 级转速： 140 r/200r/80 r/若经传动副 Z5传动主轴，全部传递全功率，其中 140r/ 故其计算转速 n j=140 r/ 轴有 1 级转速，且都传递全功率，所以其计算转速 n j=400 r/各计算转速入表。 各轴计算转速 （ 3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z6装在 主轴上并具有 50、71r/ 3 级转速，其中只有 71r/递全功率，故 Z6j=71 r/ 齿轮 轴 上，有 140r/ 4 级转速， 但经齿轮副 Z6传动主轴，则只有 280r/递全 功率，故 80r/依 次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 轴 号 轴 轴 轴 计算转速 r/ 400 140 11 齿轮副计算转速 序号 1 2 3 5 Z6 80 400 200 400 140 280 140 140 112 280 数 计算 及验算 （ 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63383 221 )1( 可得各组的模数 式中 按接触疲劳强度计算的齿轮模数（ 驱动电动机功率（ 被计算齿轮的计算转速（ r/ u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“ +”，内啮合取“ -”； 1z 小齿轮的齿 数（齿）； m 齿宽系数， Bm m （ B 为齿宽， m 为模数）， 4 10m ； j 材料的许用接触应力（ 。 得：基本组的模数 第一扩大组的模数 2） 基本组齿轮计算 。 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 1 2 3 齿数 30 42 24 48 19 53 分度圆直径 105 147 84 168 顶圆直径 0 189 齿根圆直径 宽 12 按 基本组 最小 齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 24186均 取 260齿轮用 45 钢，调 质处理，硬度 229286均取 240算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 P n )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为： P )(101 9 12 3215 式中 ，这里取 N=3r/. 00（ r/; , m=; ;B=; z=19; u= K 里取 T=15000h.; 1n r/, 1n =400（ r/ 13 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 取取 3K=K 取 2K =1 1K 1K =1 Y= j ,取 j =650 w 取 w =275 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j= jw= w（ 3） 扩大组齿轮计算 。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 4 5 6 齿数 66 33 41 58 20 79 分度圆直径 231 03 70 顶圆直径 19 147 80 齿根圆直径 宽 28 28 28 28 28 28 按 扩大 组 最小 齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 24114 286均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算， 可 得 K= 2K =1， 1K =1， m=280； 可求得： j= jw= w3 传动 轴最小轴径的 初 定 传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=4 或 d=91 4 式中 N* T=9550000； = 01 。 各轴最小轴径如表 15 4 执行轴轴颈直径的确定： 执行轴的前轴劲 寸由教材 4得到： 0轴劲 所以取 0步计算，取当量外径 D=2） =45行轴选用阶梯状中空结构，内径直径 d=5=18 轴承的选择 : 一轴：深沟球轴承，代号 6007,6008 二轴：深沟球轴承，代号 6008 三轴：深沟球轴承，代号 6010 圆锥滚轴承，代号 30211 双列圆柱滚子轴承，代号 承布置见展开图 6 花键的选择： 一轴： N*d*D*B=8*36*40*7 二轴： N*d*D*B=8*42*46*8 轴 号 轴 轴 最小轴径 35 40 16 六 主要零部件的选择 一 摆杆式操作机构的设计 （ 1） 几何条件； （ 2）不自锁条件。 具体结构见 二 电动 机的选择 选择 Y 系列封闭自扇冷式 鼠笼型三相异步电动机。 由文献 【 3】附录 2 得：电动机型号为 定功率 3 由附录 3 得：安装尺寸 A=1600545 17 七 校核 一 轴刚度校核 （ 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： : nD 433 1 X=； 校核合成挠度 c o )(2 ； =144 啮合角 =20 ，齿面摩擦角 =。 代入数据计算得：2 5 合成挠度 c =文献 6，带齿轮轴的许用挠度 y =5/10000*L 18 即 y = 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 , 可按下式近似计算： r a 将上式计算的结果代入得： r 0 0 4 由文献 6，查得 支承处的 = 轴的转角也 满足要求。 二 轴承寿命校核。 由 轴 最小轴径可取轴承为 6208深沟球轴承 ,寿命指数 =3； P=1， Y=0。 对 轴受力分析 得： 前支承的 径向力 由轴承寿命的计算公式： 预期的使用寿命 15000h )28016670 3)=15000h 轴承寿命满足要求。 19 八润滑与密封 润滑与密封： 减摩抗磨，降低摩擦阻力以节约能源，减少磨损以延长机械寿命，提高经济效益； 冷却，要求随时将摩擦热排出机外； 密封，要求防泄漏、防尘、防窜气； 清净冲洗，要求把摩擦面积垢清洗排除； 应力分散缓冲，分散负荷和缓和冲击及减震； 动能传递，液压系统和遥控马达及摩擦无级变速等。 由于带轮转速为 560r/，采用油润滑，可以减少摩擦阻力和减轻磨损。 密封是为了阻止灰尘水分等杂物进入轴承，防止润滑剂的流失。采用密封圈密封即可满足要求。 20 九 结论 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，并且对设计工作有了更深入的认识 。 懂得了 论能指导实践，使你能事半功倍，实践能上升成为理 论，为以后的设计打下基础。 从校门走出后 ,一定要重视实践经验的积累 ,要多学多问。把学校学习的专业知识综合的应用起来，这非常重要。 体会到 把技术搞好就必须安心的学习，虚心向别人请教，耐心的对待每一个问题，不放过任何一个自己遇到的问题，要善于发现问题。 在设计过程中，得到老师的精心指导和帮助， 由于经验尚浅，知识把握不熟练，设计中 定有许多地方处理不够妥当 ，有些部分 甚至 可能存在错误，望老师多提宝贵意见。 十 参考文献 1. 机械系统设计 版社 ； 敬忠，张春宜 . 机械设计 ； 3. 于惠力，张春宜， 潘承怡 . 机械设计课程设计 ，哈尔滨理工大学 ； 金 属切削机床设计 金属切削机床课程设计指导书 ； 6.机床设计手册 2 上册。 械设计基础 附录：外文翻译 s he s “A as a At he on of be in is “in so is to In a ”(1991:112). we s 21 of is to A s （ 1） A s is in of in of (1991:93). （ 2） “s in in be is a in (1991:93). （ 3） is it is to “of on of of it do it to (1991:94). of s is to a to of is of of in in as s on In is is of of of so of is 1 目 录 第 1 章 绪论 . 2 程设计的目的 . 2 程设计的内容 . 2 程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 3 第 2 章 运动设计 . 4 动参数及转速图的确定 . 4 算主轴转速误差 . 7 第 3 章 动力计算 . 8 传动设计 . 8 算转速的计算 . 9 轮模数计算及验算 . 10 动轴最小轴径的初定 . 13 轴合理跨距的计 算 . 14 第 4 章 主 要部件的校核 . 15 轴强度、刚度校核 . 15 的刚度校核 . 17 承寿命校核 . 18 总 结 . 19 参 考 文 献 . 20 2 第 1章 绪论 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。 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。 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。 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。 制技术文件： 3 （ 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。 程设计题目、主要技术参数和技术要求 程设计题目和主要技术参数 题目：分级变速主传动系统设计 技术参数： 0r/000r/Z=12 级；动机功率 P=机转速 n=710/1420r/ 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。 4 第 2章 运动设计 动参数及转速图的确定 转速范围 Rn=01000= 转速数列 查 1表 首先找到 80r/后每隔 3 个数取一个值，得出主轴的转速数列为 80 r/100 r/125 r/60r/200 r/250 r/315 r/400 r/500 r/630 r/800r/1000 r/ 12 级。 传动组数 对于 Z=12， 可分解为： 12=2 3 2。 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=23 31 26。 画转速图 转速图如下图 2 5 图 2统转速图 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 6 图 2主传动系统图 轮齿数的确定 变速组内取模 数相等， 据设计要求 17,齿数和 100120，由【 1】表 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 表 2 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 1:1 1： 代号 Z1 Z2 Z3 4 5 齿数 27 43 31 39 35 35 21 52 45 28 7 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( ,即 n - 转 速 标 准 转 速标准转速 10( 对 000r/1420*125/280*35/35*45/38=1027r/ 则有 (10271000= 120 求带根数 带速 = D1 (60 1000)=125 1420/(601000)= s 传动比 i i=1420/630=根数 由【 2】中表 用插值法得 由【 2】中表 用插值法得 由【 2】中表 包角系数 K= 9 由【 2】中表 得长度系数 Z=（ KK L =（ ( Z=4 根 算转速的计算 轴的计算转速 公式 nj=)z 得，主轴的计算转速 60r/ 定各传动轴的计算转速 轴共有 6 级转速： 200r/250 r/315 r/00r/500r/630r/经传动副 Z1 传动主轴，则全部传递全功率；若经传动副 Z2 传动主轴，全部传递全功率，其中 200r/传递全功率的最低转速， 故其计算转速 n j=200 r/ 轴有 2 级转速，且都传递全功率，所以其计算转速 n j=315 r/计算转速入表 3 表 3各轴计算转速 定齿轮副的计算转速 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z 5 装在主轴上并具有 315 6 级转速，它们都传递全功率，故 Z5 j=315 r/ 齿轮 在轴上，有 200r/ 6 级转速，但经齿轮副 Z5 传动主轴，则全部传递全功率，故 Z5 j=200r/次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3 轴 号 轴 轴 轴 计算转速 r/15 200 160 10 表 3齿轮副计算转速 单位：（ r 1 序号 Z1 Z2 Z4 Z500 315 250 315 315 200 80 200 315 轮模数计算及验算 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 63383 221 )1( 由上面各轴的输出功率计算可知，在电动机功率为P=速 n=1420r/，传动系统受力最大，则由此数据计算。 I ： 1(16338mm i n/315;1;35;83 22 ： 6338mm i n/200;5;6322 取整后模数为： I ： 3： 3 本组齿轮计算 基本组齿轮几何尺寸见 表 3 11 表 3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 27 81 87 4 Z1 43 129 135 4 31 93 99 4 Z2 39 117 123 4 05 111 4 Z335 105 111 4 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度241286均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240算如下： 齿面接触疲劳强度计算 接触应力验算公式为 1212 ( 1 ) ()j E H Z M P 弯曲应力验算公式为： 112 ()F a S Y Y Y M P am b d 式中 ，这里取 N 为电动机功率， N=4r/. 15（ r/; , m=3（ ; ;B=24（ ; z=27 u= K 12 里取 T=15000h.; 1n r/, 1n =200（ r/ 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上， 3K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 【 5】 2 上， Y= j ,查 【 4】，表 4 j =650 w 查 【 4】，表 4 w =275 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j=1212 ( 1 ) () Z M P =635 j w=78 w大组齿轮计算 扩大组齿轮几何尺寸 见表 3 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40质处理，硬度241286均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算， 查文献 【 6】， 可得 13 3K =2K =1， 1K =1， m=355； 可求得： j = j =650w = w =275 3扩大组齿轮几何尺寸 齿 轮 Z4 齿数 21 52 45 28 分度圆直径 63 156 135 84 齿顶圆直径 69 162 141 90 齿根圆直径 宽 18 18 18 18 动轴最小轴径的初定 由【 5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=4 或 d=91 4 式中 轴 传 递 的 额 定 扭 矩 （ N* T=9550000； = 01 。 I 轴： P=计算转速为： 315r/以可得： ； 3013 1 5 ： P=计算转速为： 200r/以可得： ；312 0 0 2 取整后各轴的轴径为： I 轴为 30为 35 14 主轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P=4轴（主轴）的轴径由文献【 1】 中的表 取前轴轴径为 60轴直径去前轴径的 ，所以取整后取 50均直径为 55于普通机床主轴内孔径为 的平均直径，取30伸量取 90 理想跨距的设计：本车床的最大回转直径为 200济加工直径取最大回转直径的 60%，故半径为 60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=270求得前后支反力为： A 569170722761707 ； 初选主轴采用滚子轴承，由文献【 1】中公式 得轴承的刚度： A /3 7
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