械系统设计课程设计-机床主传动变速系统设计【全套图纸】.doc

机械系统设计课程设计说明书机械系统设计课程设计机床主传动变速系统设计摘 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 录第1章 绪论11.1 课程设计的目的11.2 课程设计的内容1第2章 课程设计相关22.1 课程设计题目22.2 技术要求22.3 前期准备2第3章 运动设计33.1 运动参数及转速图的确定33.2 确定结构网、结构式33.3 绘制转速图53.4 绘制传动系统图53.5 确定各变速组齿轮传动副的齿数73.6 验算执行轴的转速误差8第4章 动力计算104.1 传动零件的初步计算104.2 轴径的设计114.3 齿轮相关计算124.4 本章小结15第5章 主要零部件的选择165.1 电动机的选择165.2 轴承的选择165.3 变速操纵机构的选择165.4 键的选择165.5 三角胶带传动的计算和选定16第6章 校核196.1 直齿圆柱齿轮的应力验算196.2 齿轮精度的确定216.3 传动轴的弯曲刚度验算216.4 轴承寿命的验算23第7章 结构设计及说明247.1 结构设计的内容、技术要求和方案247.2 展开图及其布置24结束语24参考文献26全套图纸，加153893706- 26 -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，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。1.2.2 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。第2章 课程设计相关2.1 课程设计题目根据我们组的知识水平和实际情况，通过和老师的协调与协调，我们组选择的课题如下：题目27：分级变速主传动系统设计主要技术参数： =40r/min；=900r/min；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=2.5/3.5kW；=710/1420r/min。2.2 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。2.3 前期准备我们小组在获得课程设计的题目之后，第一时间明确了设计任务，并仔细阅读机械系统设计课程设计提纲，了解课程设计的目的、内容、技术要求和设计步骤。然后在王老师的指导下，拟订工作进度计划；查阅必要的图书、杂志、手册、产品图纸、同类型机械系统（或机床）说明书和其它有关设计参考资料；熟悉专业标准，便于设计时采用。同时我特别对机械系统（或机床）的用途、特点，主要参数、传动结构、操纵机构、零部件的功用及结构进行分析研究，力求做到理解、消化并进而能有所改进。第3章 运动设计3.1 运动参数及转速图的确定3.1.1 转速范围转速范围又称变速范围，是指最高转速与最低转速的比值，即公式（3-1）： （3-1）本题中=900r/min，=40r/min,计算得=22.5。3.1.2 转速数列对于分级变速传动系统，应输出一系列的转速值，以满足机械系统的不同工作要求。本系统要求8级变速，且转速范围由两个转速、功率不尽相同的电动机实现。查机械系统设计1表2-9标准数列表，首先找到40r/min、然后每隔5个数取一个值（1.41=1.066），得出主轴的转速数列为56r/min、80r/min、112r/min、160r/min、224r/min、315 r/min，450r/min，630 r/min，900r/min。3.2 确定结构网、结构式在设计传动系统时，为了便于分析和比较不同的传动方案，常利用结构网和结构式。结构网可看成一个简化的转速图，只表示各传动组内传动比的相对关系，而不表示转速值的大小和各传动副的传动比值。根据“前密后疏”、“升2降4”、“前慢后快”等原则，确定了如图3.1所示的结构网。图3.1 机械系统结构网结构网的表达比较直观，易于理解，但绘制比较麻烦。因此可以用简单的结构式带替代结构网，结构式的一般书写形式为 （3-2）式中，Z为传动系统的转速级数；为传动组a,b和c的传动副数；为传动组a,b和c的级比指数。对于机构式，由于，因两轴间变速组的传动副数多采用2或3，在设计简单变速系统时，变速级数应选为Z=3m2n的形式，式中m、n为正整数。在本题中，级数为8，分析后可分解为 Z=212224 现在我们检验变速范围最大的第二扩大组，其变速范围即 (3-3)式中，xi为传动组的级比指数；pi为传动组的传动副数。 计算得，满足变速范围的要求。3.3 绘制转速图（1）选定电动机：由于该机械系统无特殊性能要求，因此采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据题目要求，选择的电动机功率P=2.5/3.5kW，电机转速=710/1420r/min。（2）分配总降速传动比：总降速传动比为un = nd / nmin，式中nmin为主轴最低转速。由于该传动系统主轴转速不是标准序列，考虑需要增加定比转动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿数和径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的变速组中的最小传动比。（3）确定传动轴的轴数：传动轴数=变速组数+定比传动组数+1，该系统有3个变速组，1个定比传动组，因此传动轴数为5。（4）先按传动轴数及执行轴（或主轴）转速级数格距画出网格，用以绘制转速图。在绘制转速图中，应先分配从电动机转速到执行轴（或主轴）最低转速的总降速比，在串联的两轴之间画。再按结构网（或结构式）的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。根据上述分析，作出转速图3.2。3.4 绘制传动系统图因为各零件的参数尚未确定，因此一般应根据转速图，先按各传动副的传动比拟订出主传动系统的草图，再修改草图成为正式的传动系统图。传动系统图应根据国家标准机械制图中的机构运动简图符号（GB4460-84）进行绘制，按传动顺序画出由电动机经各传动轴至执行轴（或主轴）的传动系统。传动轴上的齿轮轴向位置大致与展开图相对应，画出轴承符号，标上轴号、齿轮的齿数及模数、皮带轮直径、电动机的型号、功率和转速等。传动系统图如图3.3所示。 图3.2 机械系统转速图 图3.3 机械传动系统图3.5 确定各变速组齿轮传动副的齿数对于各变速组齿轮传动副的齿数，我们可采用计算法或查表法（参见教材表3-1）确定各传动副齿轮的齿数。针对本题的具体情况，我们采用查表法进行分析。初步确定齿轮传动副的最小齿数和，我们可以根据式（3-4）确定。 （3-4）式中 同一变速组中的最小传动比； 同一变速组中最小齿轮齿数。则变速组-，=30，=0.71，。同理变速组-，-检验均合格。 为了缩小径向尺寸及降低齿轮的线速度，应小些。 （1）受齿轮最小齿数的限制，在主传动系统中一般取18-20齿，以避免产生根切现象。（2）套装在轴上的小齿轮还应考虑齿根圆到其轮毂键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚（或不小于2m，m为齿轮模数），以防止轮毂断裂，则其最小齿数应为 1.03+5.6 (3-5)式中 D齿轮花键孔的外径（mm）,单键槽的取其孔中心至键槽槽底尺寸的两倍； m齿轮模数（mm）。（3）还受最小传动比和允许的最大齿数和的约束，主传动系统的最小极限传动比取。一般在机械系统中取=70-100齿，取=120齿。（4）选取时，不要使两轴中心距过小，否则可能导致两轴轴承过近，甚至发生轴承安装干涉。在多轴变速系统中，还可能使相邻变速组的齿顶圆与轴相碰，应按（2）检查，式中D为相应的,即前后两轴齿顶圆外径。 3.6 验算执行轴的转速误差 实际传动比所造成的执行轴（或主轴）转速误差，一般不应超过，即 10（）% （3-6） 下面对一个具体的转速进行分析，=40r/min时，实际转速。根据公式（3-6），误差值为3.5%4.1%,因此满足题目的设计要求，不需要重新设计齿轮齿数。同理，根据计算得出其他各组的数据如下表3.1，需要注意的是，为了减少数据的必然性，提高计算数据的准确性，由于中间8级转速重复，故前五组转速使用1420r/min的额定转速，后五组使用710r/min的额定转速进行计算。表3.1 转速误差分析表900630450315224911.2650.9463.9325.4227.8误差（%）1.23.33.13.31.7160112805640165.7113.981.457.941.4误差（%）3.61.71.83.43.5第4章 动力计算初步计算是为了大致确定各传动零件的主要尺寸（如传动轴的直径和齿轮的模数等），以便绘制传动系统变速箱的轴系展开草图。在绘制草图布置各零件的过程中，同时应考虑零件结构的工艺性，进一步确定各零件的其他结构参数，一些数据要按有关标准选取。由于结构的某些参数未定以及方案可能修改，所以应按简化公式进行初步计算以加快计算速度。零件在计算时，首先需要知道其计算转速值nj（即参与传递全功率的最低转速，或传递全扭矩的最高转速）。各零件的计算转速可根据已确定的转速图，可按执行轴的计算转速、传动齿轮的计算转速和传动轴的计算转速分别进行确定（参见教材第3章3.2.5）。4.1 传动零件的初步计算4.1.1 主轴的计算转速由机械系统设计表3-2中的公式 (4-1)计算得=70.9r/min，取=71r/min。4.1.2 传动轴的计算转速轴在最低转速160r/min时，经过传动组50:50的传动副，得到主轴转速160r/min。这个转速高于主轴的计算转速,在恒功率区间内，因此轴的最低转速为该轴的计算转速，即计算转速有很重要的作用。根据该方法，现确定各个轴计算转速如下表4.1所示。表4.1 各轴的计算转速轴号轴轴轴轴计算转速（r/min）630450160714.1.3 确定传动齿轮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，因此只需求取危险小齿轮的计算转速。在传动组-轴中，齿数低，需要验算。其对应的转速较低的几个值为160r/min，224r/min，315r/min，与其啮合的对应的转速为 40r/min，56r/min，80r/min。80r/min高于计算转速，故=315r/min。同理，确定其余危险小齿轮计算转速于表4.2。表4.2 传动齿轮的计算转速齿轮代号计算转速（r/min）6304504503154.2 轴径的设计4.2.1 计算各传动轴的输出功率在现实情况中，轴的输出功率会不断的发生损耗，因此计算实际功率时，要考虑效率的影响。4.2.2 轴径设计 现在要对轴径进行设计，轴径的计算公式即 d=91 (4-2)式中 d 传动轴的直径（mm）；P 该轴传递的额定扭矩（MPa）；N 该轴传递的功率（kW）； 该轴的计算转速（r/min）； 该轴每米长度允许的扭转角（deg/m），一般传动轴取=0.51 。针对具体的条件，我们取=0.9,得轴、的直径分别为24.9mm、31.99mm、38.74mm，圆整后并根据最简原则，直径最终值为25mm、32mm、40mm。根据课本4.3.6小节，执行轴的设计要首先确定其前轴径直径，这里我们选d1=60mm，后轴径d2可按d2=（0.70.9）d1确定，取d2=50mm。设计时，应尽量使执行轴的截面变化量小，即执行轴的外径尺寸在满足要求的条件下变化要小。4.3 齿轮相关计算4.3.1 齿轮模数的确定一般在同一变速组中的齿轮取相同模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算 （4-3）式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数；驱动电动机功率（kW）；被计算齿轮的计算转速（r/min）；u大齿轮齿数与小齿轮齿数比，外啮合取“+”，内啮合取“-”； 小齿轮的齿数（齿）； 齿宽系数，（B为齿宽，m为模数），；材料的许用接触应力（），为了节约合金钢材，对大多数钢质传动零件均可采用优质中碳钢（常用45或50钢）进行适当的热处理（正火，调质或表面淬火等）,故本题选择45号钢整体淬火，查表后得=380MPa。计算得基本组、第一扩大组、第二扩大组的模数分别为2.09，2.26，2.31，因此由于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mj=2。4.3.2 齿轮参数的确定现将直齿轮参数的计算公式罗列如下（单位mm）：分度圆直径 (4-4)齿顶圆直径 (4-5)齿根圆直径 (4-6)齿宽 (4-7)在本例中，。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表4.3、表4.4、表4.5所示。表4.3 基本组各齿轮参数齿轮代号齿数36363042分度圆直径（mm）72726084齿顶圆直径(mm)76766488齿根圆直径(mm)67675579齿宽(mm)16161616 表4.4 第一扩大组各齿轮参数齿轮代号齿数36512364分度圆直径（mm）7210246128齿顶圆直径(mm)7610650132齿根圆直径(mm)679741123齿宽(mm)16161616表4.5 第二扩大组各齿轮参数齿轮代号齿数20805050分度圆直径（mm）40160100100齿顶圆直径(mm)44164104 104齿根圆直径(mm)351559595齿宽(mm)16161616第5章 主要零部件的选择5.1 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5.2 轴承的选择轴承载的载荷较大，因此可以选择单列圆锥滚子轴承33000。、轴承载的载荷较小，因此可以选择深沟球轴承，根据机械制图，代号分别为6005、6006、6008，各安装两个。5.3 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。5.4 键的选择通过机械设计课本，我们得知键的选择要根据轴的直径来确定。其中，轴为花键连接，其余各轴均有平键，、轴的平键尺寸分别为：8750mm, 12850mm,181160mm。5.5 三角胶带传动的计算和选定 计算应按已知条件：传递的功率、（主、被动）带轮的转速和工作情况确定带轮直径、中心距、胶带型号、长度和根数及作用在支承轴上的径向力。其计算公式与步骤参见机械设计手册或有关教材进行计算。5.5.1 确定计算功率该系统的输出功率P=2.5/3.5kW,现按最大的情况计算P=3.5kW,为工作情况系数，查机械设计表8-8后得知 =1.1,5.5.2 选择V带的型号 根据计算功率和小带轮转速,从机械设计图8-11选取普通V带的类型。这里我们选A型V带dd=100mm。5.5.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速v小带轮的基准直径要不小于带轮的基准直径，故得dd1=106mm。带速的计算公式为 （5-1）求得v=7.8825m/s大带轮的基准直径dd2=i dd1= 106=116.6mm,圆整为118mm。5.5.4 确定中心距a，选择V带的基准长度Ld中心距的计算公式为0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) （5-2） 取a0=330mm带的计算基准长度计算公式为 a0+（dd1+dd2）+ （5-3） 计算后，查表8-9，取=1100mm计算实际中心距计算公式为 a= a0+ （5-4）计算得a=355.5mm。需要注意的是中心距受现实环境的影响，还要有一定的变动范围。现在来验算小带轮的包角，由于其包角小于大带轮的包角，临界摩擦力大于大带轮上的临界摩擦力，因此打滑通常发生在小带轮上，计算公式为 = （5-5）5.5.5 确定带的根数 为了使各根V带受力均匀，带的根数不宜过多，一般应少于10根。否则，应选择横截面积较大的带型，以减少带的根数。带的根数计算公式为 （5-6）式中 当传动比不等于1时，单根V带额定功率的增量 单根V带基本额定功率 当包角不等于180度时的修正系数 当带长不等于试验规定的特定带长时的修正系数查机械设计表8-2、8-4、8-5，得=0.06，=0.99，=0.91求得Z=2.96，最终取带的个数为3根。5.5.6 确定带的初拉力 确定初拉力时，既要发挥带的传动能力，又要保证带的寿命。单根V带的初拉力可由下式确定： （5-7）式中 q传送带单位长度的质量，kg/m 查机械设计表8-3得q=0.105 kg/m。 计算得=129.6N第6章 校核6.1 直齿圆柱齿轮的应力验算（1）一轴到二轴的小齿轮可知为齿数为30弯曲应力验算公式为 （6-1）其中 K=KAKvKaKb=11.11.01.045=1.149536.08 Nm YFa=2.52，Ysa=1.625，d=0.3 =0.69 代入（6-1）求得=60.1MPa120MPa 接触应力验算公式为 （6-2）其中 K=1.1495 ，T1=36.08Nm u=1.41，b=16mm ，d1=60mm ZH=2.5 ，ZE=189.8 ，Ze=代入（6-2）求得（2）二轴到三轴的小齿轮可知齿数为23弯曲应力验算公式同公式（6-1） 经计算查表K=1.155，T=48.6Nm YFa=2.69，Ysa=1.575，d=0.4 =0.69 代入数据求得接触应力验算公式为 经计算查表K=1.1495，T2=48.6Nm，u=1.41b=16mm，d1=46mm，ZH=2.5ZE=189.8,Ze=代入数据求得（3）三轴到四轴的小齿轮齿数为20弯曲应力验算公式为 经计算查表K=1.1067，T3=131Nm YFa =2.8，Ysa =1.55，d=0.4 =0.69 代入数据求得接触应力验算公式为 经计算查表K=1.1067，T3=46.7Nm u=1.41，b=16mm,d1=40mm ZH=2.5,ZE=189.8,Ze=求得6.2 齿轮精度的确定齿轮精度等级的选择应根据它的用途、圆周速度、载荷状况和对振动、噪声、使用寿命等方面的要求确定。对于渐开线圆柱齿轮的精度等级应按GB10095-88和GB11365-89新标准选定，齿轮副最小侧隙采用基中心距制，中心距极限偏差按7级精度确定。6.3 传动轴的弯曲刚度验算(1)传动轴上的弯曲载荷 齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa和输出扭矩的齿轮驱动阻力Qb的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角=20，齿面摩擦角5.72，则 （6-3） 式中 N该齿轮传递的全功率（kW）； m 该齿轮的模数（mm）； z 该齿轮的齿数（齿）； n 该传动轴的计算工况转速（r/min），n=najnbj或n=nbjnaj ，其中naj（或nbj）为该轴输入扭矩齿轮的计算转速。 根据前几章的分析，分析该系统的实际情况，确定传动轴、的计算转速n分别为630、450、160r/min，各轴的弯曲载荷Qa分别为2944.4N、3584.5N、1159.4N。(2)传动轴的刚度验算 等直径轴的挠度y和转角的计算公式见表3。对于阶梯轴，如轴的各段直径相差不大，可按平均（或当量）直径计算。传动轴弯曲刚度的允许值见表4。如验算出的轴的弯曲刚度不合格，则应加粗轴的直径或缩短轴的长度。 表6.1 简单载荷下简支梁的变形简图倾角挠度y表6.2 轴刚度的允许值许用挠度 y / mm许用转角 / rad一般传动轴(0.00030.0005)l装齿轮处0.001刚度要求较高的轴0.0002l装滑动轴承处0.001安装齿轮的轴(0.010.03)m装向心球轴承处0.0025安装蜗轮的轴(0.020.05)m装向心球面球轴承处0.005注：l 跨距（mm）；m 模数（mm）。装单列短圆柱滚子轴承处0.001装单列圆锥滚子轴承处0.0006现验算传动轴的刚度变形情况，传动轴的受力情况如表6.1简图2所示，其中x=62mm,l=172mm,c=100mm，弹性模量值210GPa,计算得O,A,B,C处倾角为0.0008、0.0007、0.0022、0.0018,均未超过轴刚度的允许值。齿轮的模数m=2,跨距l=272mm。带入公式后，计算得挠度为0.0405mm,较轴刚度许用挠度值小，因此检验合格。其余传动轴均按此方法进行验算，此处不再赘述。6.4 轴承寿命的验算一般传动轴用的滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。其额定寿命Lh的计算公式为式中 L10h轴承的基本额定寿命（h）； Cj计算动负荷（N）； T工作期限（h）； n轴承的转速（r/min）；C或C滚动轴承的基本额定动负荷（N）；f t温度系数，低于100C时，f t=1；e寿命指数，对球轴承取e=3，对滚子轴承取e=10/3；P轴承的当量动载荷（N）。 计算得深沟球轴承6005工作寿命为12210.5h,大于表13-3推荐的轴承预期计算寿命（每日8h工作的机械，12000h）。第7章 结构设计及说明7.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构