机械系统设计 课程设计-6级变速.doc

哈尔滨理工大学课 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28日分级变速主传动系统设计摘要机械系统设计课程设计内容有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、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，进行有关动力计算与校核。2、图样技术设计：（1）选择系统中的主要组件。（2）图样的设计与绘制。3、编制技术文件：（1）对于课程设计内容进行自我技术经济评价。（2）编制设计计算说明书。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，计算转速 目录一、绪论.41.1课程设计目的.41.2课程设计内容.41.3课程设计题目，主要技术参数和技术要求.4二、运动设计.62.1运动参数及转数图的确定.62.2核算主轴转数误差.8三、动力计算.103.1.带传动设计.103.2.计算转速的计算.113.3.齿轮模数计算及验算.113.4.传动轴最小轴颈的初定.133.5.主轴合理跨距的计算.14四、主要零部件的校核.16 4.1齿轮强度、刚度校核.16 4.2轴的刚度校核.16 4.3轴承寿命校核.17总结.19参考文献.19一、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：分级变速主传动系统设计技术参数：nmin=71r/min；nmax=710r/min；z=6级；公比为1.58；电动机功率p=4kw；电机转速n=1440r/min （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2.1运动参数及转速图的确定2.1.1转速范围rn=710/71=102.1.2转速数列查1表 2.12，首先找到71r/min、然后每隔7个数取一个值，得出主轴的转速数列为71 r/min、112 r/min、180 r/min、180r/min、280 r/min、450r/min，710r/min共6级。2.1.3定传动组数 对于z=6，可分解为：6=32。2.1.4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=3123。写传动结构式：主轴转速级数z=6. 结构式6=3123画结构网：2.1.5 画转速图选择电动机：采用y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机绘制转速图。 转速图：传动系统图： 2.2核算主轴转数误差实际传动比所造成主轴转速误差 ，其中为实际转速，n为标准转速。n=710r/min: n=710(126/256)(44/44)（60/600 =708.25r/min=|(708.25-710)/710|=0.176%5.8% 因此满足要求。各级转速误差n710450280180112误差0.176%0.833%0.446%1.56%0.39% 第三章 运动计算3.1带传动设计3.1.1 直径计算 小带轮直径选取d=112-140初取小带轮直径d 取 d=125mm大带轮直径d： d= 1251440/710=254mm取d=254mm3.1.2计算带长初定中心距 0.7(d1+d2)a02(d1+d2) 256.3 a0 758 a0 取600mm.计算基准长度 l d0=2a0+ /2(d1+d2)+ 2(d2-d1)/4 a0 = 1809 mm由表3.2得ld =1800mm初取中心距 取a=600mm a = a0 +( ld+ l d0 ) =600+(1800-1809)/2 =591mm3.13计算齿轮齿数（1）查机械系统设计书 表3-1基本组齿数：基本组：z1=25 ，z1=63 z2=44， z2=44 z3=34， z3=54扩大组：z4=60， z4=60 z5=24， z5=91 3.2计算转速的计算（1）执行轴的计算转数：112.18r/min 取112 r/mini轴：计算转数=710 r/min，ii轴：计算转数=280r/min ，（2）最小齿轮的计算转速如下:n25=710, n24=355, 选用齿轮精度为7级精度 .3.3.齿轮模数计算及验算（1）计算齿轮模数45钢，整体淬火，j=585mpa；按简化的接触疲劳强度公式计算mmj=16338mmmj按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；nd驱动电动机功率（kw）；nj被计算齿轮的计算转速（r/min）u=63/25 =3.96; nj =710r/minmj=16338=2.7mm，取m1=3mmu=79/20 =3.95; nj =355r/minmj=16338=3.83mm，取m2=4mm;（2）计算齿轮分度圆及尺宽d1=m1z1=325=75mmd1= m1z1=363=189mmd2=m1z2=344=132mmd2= m1z2=344=132mmd3=m1z3=334=103mmd3= m1z3=354=162mmd4=m2z4=460=240mmd4= m2z4=460=240mmd5=m2z5=424=96mmd5= m2z5=496=384mm b1、2、3=mm=8x3=24mm； b4、5=mm=8x4=32mm； 表3-3 基本组齿轮几何尺寸齿轮齿数分度圆直径齿宽z257524z6318924z4413224z4413224z3410324z5416224 表3-4 扩大组齿轮几何尺寸齿轮zzzz齿数60602496分度圆直径24024096384齿宽32323232 带轮设计计算公式：ld02a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0（1）确定计算功率: p=4kw,k为工作情况系数，查表取k=1.1，pd=kap=1.1x4=4.4kw（2）选择v带的型号: 根据pd,n1=1440r/min查表选择a型v带 d1=90mm（3）确定带轮直径d1,d2小带轮直径d1=90mm验算带速v=d1n1/(60x1000)= x90x1440/(60x1000)=6.78m/s动轮直径d2=n1d1/n2=1440x90/710=182.5mm取d2=180mm计算实际传动比i=d2/d1=180/90=2相对误差:（i0-i）/i0=(2.03-2)/2=1.5%120所以合格（6）确定v带根数：确定额定功率：p0由查表并用线性插值得p01.07kw查表得功率增量p0=0.17kw查表得包角系数k=0.95查表得长度系数kl=0.89确定带根数：zpd/(p0+p0)kkl=4.4/(1.07+0.17)x0.95x0.89=4.19取z=53.4.传动轴最小轴颈的初定（1）传动轴轴径初定轴：p=4kw0.96=3.84kw,n=710r/min,=0.8带入公式：=26.36mm,圆整取d=28mm轴：p=3.84kw0.97=3.73,n=280r/min,=0.8 =33.26mm,圆整取d=35mm （2）主轴轴颈直径确定：查表4-9,按差值法选择主轴前端直径d1=90mm,后端直径d2=0.890mm=72mm材料：45钢。热处理：调质主轴悬伸量：a/d=1.252.5 d= (d1+ d2)/2=81mm a=(1.252.5)d1=(1.252.5)90=112.5225mm 取a=120mm3.5.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n=112r/min已选定的前后轴径为 ：d1=90mm，d2=72mm 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=95503.62112=308.66n.m设该车床的最大加工直径为400mm。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240mm，故半径为0.12m；切削力（沿y轴） fc=308.66/0.12=2572.16n背向力（沿x轴） fp=0.5 fc=1236.08n总作用力 f=2853.75n此力作用于工件上，主轴端受力为f=2853.75n。先假设l/a=1.2，l=1.2a=144mm。前后支承反力ra和rb分别为ra=f=2853.75=6561.5nrb=f=3579=2982.5n根据机械系统设计得：kr=3.39得前支承的刚度：ka= 2052.26 n/ ；kb= 1667.45 n/；1.23 主轴的当量外径de=(60+48)/2=54mm，故惯性矩为 i=384.710-8 m4 =0.123查机械系统设计图 得 =1.2，与原假设接近，所以最佳跨距=1001.2=120mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=180mm。 主要零部件选择1电动机的选取转速n=1440r/min， 功率p=4kw，选用y系列三相异步电动机。2 轴承的选择（1）执行轴轴承的选择：考虑到结构简单，精度不高，采用推力轴承配置在后支撑两侧的配置形式，前支撑用双列圆柱滚子轴承，后支撑用圆锥滚子轴承与推力球轴承配合，使结构调整方便。前端双列圆柱滚子轴承nn3013k,后端32208，51209各一个（2）传动轴轴承的选择：i轴：与带轮靠近段安装深沟球轴承代号6208，另一边安装深沟球轴承代号6207。轴：深沟球轴承代号6208，62083键的选取i轴：安装带轮处选平键：键863；安装齿轮处选择花键： 832366轴：花键：842468执行轴（轴）：安装齿轮选择平键：键16200 四、主要零部件的校核 4.1齿轮强度、刚度校核接触应力验算： 接触应力验算公式为：h=zezhzh基本组各数据查表计算：z=189.8，z=2.5，z=0.77，=1.7k=kkkk=1.21t1=9.5510000004/710=53800nmm因此：=269.46mpa585mpa满足接触应力条件同理：第一扩大组各数据查表计算：z=189.8，z=2.5，z=0.77，=1.7 ，k=kkkk=1.21t2=193600nmm因此：=554.23mpa585mpa ，满足接触应力条件。齿轮的弯曲疲劳强度校核：弯曲应力验算公式为基本组各数据查表：t1=53800nmm， k= k=kkkk=1.21, =76/23=3.3， d=b/d=24/69=0.35， z1=23， yfa1=0.416,y=0.69,ysa1=1.77查图5.23：ysa1=1.59， 因此：f1=11.89mpaf=267.52mpa 满足弯曲疲劳条件。同理：第一扩大组各数据查表得：t1=193600nmm， k= k=kkkk=1.21, =76/23=3.95， d=b/d=31.5/90=0.35， z1=20， yfa1=0.395,y=0.69,ysa2=1.59因此：f1=15.92mpaf=344.86mpa 满足弯曲疲劳条件。静强度校核：传动平稳，无严重过载，股不需要静强度校核。 4.2轴的刚度校核（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：: 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：=0.025；=0.082；=0.130； =0.206；=0.098；=0.045。 合成挠度 =0.247 查文献6，带齿轮轴的许用挠度=5/10000*l即=0.268。 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： 将上式计算的结果代入得： 由文献6，查得支承处的=0.001因0.001，故轴的转角也满足要求。 4.3轴承寿命校核 由轴最小轴径可取轴承为6208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=2786.38n。由轴承寿命的计算公式：预期的使用