《机械系统设计》课程设计-分级变速主传动系统设计（题号15）【全套图纸】.doc

- 20 -目录 一.课程设计的目的.2 二.机械系统设计课程设计题目2三.运动设计 .2 四. 主轴.传动组及相关组件的验算.10 五.设计总结.20 六.参考文献.21全套图纸，加153893706一. 课程设计的目的机械系统设计课程设计是在学习完本课程后，进行一次学习和设计的综合性练习。通过课程设计，使我们能够应用所学过的基础课、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，设计标准资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高我们设计能力的目的。通过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. 设计题目和技术参数题目15：分级变速主传动系统设计 技术参数：Nmin =63r/min , Nmax=630r/min Z=6 公比 =1.58 电机功率 P=4KW 电机转速 n=1440r/min 2.技术要求： (1)完成装配图的设计包括床头箱传动系统 展开图和床头箱横剖图。 (2)利用电动机完成换向和制动。(3)各滑移齿轮采用单独操纵机构。 (4)进给传动系统采用单独电动机驱动。三.运动设计 3.1 运动设计 3.1.1 确定转速数列及转速范围 由设计题目知最低转速为63r/min,公比为1.58，查文献2表2.12，查得主轴的转速数列值为（单位：r/min）:63，100，160，250，400，630. 转速范围Rn= NmaxNmin =z-1=1.585=103.1.2 定传动组数和传动副数 本设计为6级变速，结构式为：6=3123 ，画结构网：结构网如下图所示： 3.1.3 齿轮齿数的确定 14 ic2,因此13ic1.5,故取ic=12.5=12 iB=（pB-1）XB=2-13=3=48 所以满足条件 iA= （pA-1）XA=3-11 =2=2.58 所以满足条件由转速图上定的传动副和传动比，查文献2表4.1，齿数和最大不超过100120，可得各齿轮组的齿数如下表： 传动组传动比齿数第1传动组1：2.528：701：1.5838：601：149：49第2传动组1：420：801：150：50 表1 3.1.4 绘制转速图： 结构网格数rnmax3，升2降4，由文献3表11.6，选取D1125mm D2（1）D1n1n2177.0 mm 取D2180mm在确定出齿数后对转速图完善如下： 0 3.1.5绘制传动系统图：3.2 主轴.传动件计算 3.2.1 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 63 1.58（63-1）100r/min (2). 传动轴的计算转速 在转速图上，可推出各传动轴的计算转速如下： nIIIj =100r/min,nIIj=250r/min,nIj=630r/min（3）.各齿轮计算转速 可得出各齿轮计算转速。现将各齿轮的计算转速列入下表中 序号Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 Z5 Z5nj(r/min) 630 630630 250630 400 250 250250 1003.2.2 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。初选取前轴径D1=80 ，后轴颈的轴径为前轴径，所以 。 （2）传动轴直径初定 传动轴直径进行概算 轴：TI =60635 (N.mm) d=34.3mm 取35mm 轴：TII 152800（N.mm） dII=43.2mm 取45mm3.2.3 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： a组: ia1 =49/49, nj=630r/minmf=16338 3=1.29 取ma=2b组：ib1 =20/80 ,nj=630r/minmf=16338 3=2.75 取mb=3（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 m=610 取m=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： 轴齿模数m分度圆直径 d齿顶圆直径 da齿根圆直径df齿宽B代号齿数I49298102931628256100511638276807116II49298102931670214014414516 602120124115165031501561422420360665224III50315015614224803240246232243.3带轮设计输出功率P=4kw,转速n=1440/min（1）确定计算功率: P=4kw为工作情况系数，查1表3.5. 取K=1.1 pd=kAP=1.1x4=4.4kw（2）选择V带的型号: 根据pd,n1=1440min参考1图表3.16及表3.3选小带轮直径，查表选择A型V带 d1=100（3）确定带轮直径d1,d2小带轮直径d1=100验算带速v=d1n1/(60x1000)=x100x1440/(60x1000)=6.69m/s从动轮直径d2=n1d1/n2=1420x90/1000=127.8mm取d2=132mm查1表3.3计算实际传动比i=d2/d1=132/90=1.47相对误差: 理论:i0=n1/n2=1.42 i0-i/i0=1.42-1.47/1.42=3.5%1200（6）确定V带根数：确定额定功率：P0由查表并用线性插值得P0=0.15kw查1表37得功率增量P0=0.13kw查1表38得包角系数K=0.99查1表3得长度系数Kl=0.81确定带根数：ZPd/(P0+P0)KKl=3.85/(1.05+0.13)x0.99x0.81=4.07取Z=5（7）大带轮结构如下图所示： 3.4 求最佳跨距 设机床最大加工回转直径为400mm,电动机功率P=4kw，主轴孔径为40mm,主轴计算转速为100r/min。已选定的前后轴径为 ：d1=80 d2=64 主轴输出的最大转矩： T9550pn 606N.m床身上最常用的最大加工直径为最大回转直径的60%，即 此力作用在顶尖的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为 a/D11.252.5 取a/D1=1.33 故a=120mm l0=(35)a 设初值 前后轴承的支反力为 前后轴承的刚度 由手册四表512 采用圆锥滚子轴承 kA =750N/mm kB =530N/mm 由文献2公式3.7得 求最佳跨距 : kAKB 750530 1.42 当量外径 惯性距 I=0.05(0.084-0.044)=19210-8m4 =EIkA.a3 =2.1101119210-87500.123106 由文献2查图3.38得 l0 /a=2.2 最佳跨距 l01202.2=264mm 3.5 选择电动机,轴承，键和操纵机构 3.5.1电动机的选择： 转速n1440r/min，功率P4kW 选用Y系列三相异步电动机Y112M-4，DE2860 3.5.2 轴承的选择： I轴：与带轮靠近段安装两个深沟球轴承代号6208 B18mm I轴右端布置一个深沟球轴承代号6207 B=17 II轴：对称布置三个深沟球轴承代号6209 B=19mm III轴：轴径64端采用圆锥滚子轴承代号30313 B23mm 轴径80端采用两个圆柱滚子轴承代号N216E B=26 3.5.3键的选择： I轴选择普通平键规格： bh=108 l=60 II轴选择花键规格： NdDB8505610 III轴选择普通平键规格：bh=2514 l=100 3.5.4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II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。 四、主轴.传动组及相关组件的验算 4.1 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超过 ，即 本设计中公比为1.58，所以 轴：n实 =1440 =631.2r/min =0.175.8 符合要求 轴: i=12.5 时: n实 =630 =250.6r/min =0.055.8 符合要求 i=11.58 时: n实 =630 =401.25r/min =0.355.8 符合要求 i=11 时: n实 =630 =630r/min =05.8 符合要求 轴：i=1 时: n实 =630=630r/min =05.8 符合要求 i= 时: n实 =250 =65r/min =1.243由文献4表4-4，动载荷系数: K21.3由文献4表4-5，齿向载荷分布系数: K3 1 由文献5表1，查得齿型系数Y=0.408 由文献4表4-7可查得，许用接触应力j600Mpa，许用弯曲应力w220Mpa 由以上数据带入公式验算： j2088103223 （2.531）11.310.923.842.55241000=516.4Mpa600Mpa w19110511.311.13.842232240.4081000 =53.5Mpa 1 由文献4表4-4，动载荷系数： K21.2由文献4表4-5，齿向载荷分布系数： K3 1由文献5表1，查得齿型系数：Y=0.438由文献4表4-7可查得，许用接触应力： j600Mpa，许用弯曲应力： w220Mpa 由以上数据带入公式验算： j 2088103223 （2.51）11.210.773.762.524400=559.5Mpa600Mpa w=19110511.211.843.762832240.438400 =149.6Mpa w220Mpa 经验算知，所选齿轮合格。 4.2.3在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力计算。III轴上的最小齿数齿轮比较危险，为校核对象。（Z50）由文献5公式（9）、（10）知验算公式如下： 接触应力验算公式为： 弯曲应力验算公式为： 式中：电动机功率Nd4kw 从电动机到计算齿轮的传动效率 ： 0.960.993 传递的额定功率： N=Nd0.960.9934=3.65计算转速nj100r/min ，初算的齿轮模数 m3（mm），齿宽 B24mm 小齿轮齿数 Z50，大齿轮与小齿轮齿数之比，外啮合取正值： 1寿命系数 ，工作期限系数 齿轮在中型机床工作期限内的总工作时间： TS 取 15000h 同一变速组内的齿轮总工作时间: TTs齿轮的最低转速 n1100r/min 基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取 弯曲载荷取 疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取 ，弯曲载荷时，对正火、调质时取 按接触应力计算时， KT 36016015000107 2.43 按弯曲应力计算时， KT 660160150002106 2.04 由文献4表2-6，转速变化系数接触载荷取Knj0.85，弯曲载荷时取Knw0.95 由文献4表2-7，功率利用系数接触时取KN0.58，弯曲时取 KN0.98. 由文献42表2-8，材料强化系数接触时取Kq0.60，弯曲时取 Kq0.75. 所以，接触时Ks0.79，弯曲时Ks1.49. 考虑载荷冲击的影响，中等冲击时工作状况系数取K1 1 Vn100025010000.7851由文献4表4-4，动载荷系数 K21 由文献4表4-5，齿向载荷分布系数 K3 1 由文献5表1，查得齿型系数Y=0.444 由文献4表4-7可查得，许用接触应力j600Mpa，许用弯曲应力 w220Mpa 由以上数据带入公式验算： j 2088103304 （2.531）1110.723.652.5332250=372.5Mpa j600Mpa w1911051111.423.653042320.444250 =58.1Mpa 150000h 满足使用要求 经验算其他两组深沟球轴承也满足使用要求. 五.设计总结 1.本次课程设计是针对机械系统设计专业基础课程基础知一次综合性应用设计，设计过程中应用了基础学科机械制图、机械原理、工程力学、机械工程材料 以及机械设计课程中的相关知识。2.本次课程设计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。3.本次课程设计进一步掌握了一般设计的设计思路和设计切入点，过程中培养了正确的设计思想和分析解决实际问题的本领，同时对机械部件的传动设计和动力计算也提高了应用各种资料和实际动手的能力。4.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。六.参考文献 1. 金属切削机床设计