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机械毕业设计图纸
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分级变速主传动系统设计,机械毕业设计图纸
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机械系统设计nts课 程 设 计题 目： 分级变速主传动系统设计 _ 专 业： 机械设计制造及其自动化 _ 班 级： 机械 10-2 班 _ 姓 名： 张忠宇 王晨阳 盖括 王保权 _ 学 号：1030060221 1030060210 1030060233 1030060206指导教师： 王仲文 刘同亮 _ 2013年12月27日ntsnts机械系统设计课程设计计算书 I 分级变速主传动系统设计 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。 设计机床的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。 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。 nts机械系统设计课程设计计算书 II 目 录 摘 要 . I 第 1 章 绪论 . 1 1.1 课程设计的目的 . 1 1.2 课程设计的 内容 . 1 1.2.1 理论分析与设计计算 . 1 1.2.2 图样技术设计 . 1 1.2.3 编制技术文件 . 1 1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 2 1.3.1 课程设计题目和主要技术参数 . 2 1.3.2 技术要求 . 2 第 2 章 运动设计 . 3 2.1 运动参数及转速图的确定 . 3 2.1.1 转速范围 . 3 2.1.2 转速数列 . 3 2.1.3 确定结构式 . 3 2.1.4 确定结构网 . 3 2.1.5 绘制转速图和传动系统图 . 4 2.2 确定各变速组此论传动副齿数 . 4 2.3 核算主轴转速误差 . 5 第 3 章 动力 计算 . 6 3.1 传动件的计算转速 . 6 3.2 传动轴和主轴的轴颈设计 . 6 3.3 齿轮模数计算及验算 . 7 3.4 带轮 . 8 3.5 主轴合理的跨据计算 . 9 第 4 章 主要零部件的选择 . 11 4.1 电动机的选择 . 11 4.2 轴承的选择 . 11 4.3 变速操纵机构的选择 . 11 第 5 章 校核 . 12 5.1 轴的校核 . 12 5.2 轴承寿命校核 . 12 第 6 章 结构设计及说明 . 14 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 . 14 6.2 展开图及其布置 . 14 结论 . 15 nts机械系统设计课程设计计算书 III 参考文献 . 16 致谢 . 17 nts机械系统设计课程设计计算书 1 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；完成系统主转动设计，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。 nts机械系统设计课程设计计算书 2 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 分 级 变 速 主 传 动 系 统 的 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 1.3.2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 。 nts机械系统设计课程设计计算书 3 第 2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=minmaxNN=501120=22.4 2.1.2 转速数列 转 速 数 列 。 查 机 械 系 统 设 计 表 2-9 标 准 数 列 表 ，50r/min,71r/min,100r/min,140r/min,200r/min,280r/min,400r/min,560r/min,800r/min, 1120r/min 共 10 级， 500 r/min 共 8 级。 2.1.3 确定结构式 对于 Z=8 可分解为： Z=212 22 4 2.1.4 确定结构网 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=212 22 4,易知第二扩大组的变速范围 r=(P3-1)x=1.414=3.95 8，满足要求满足要求，其结构网如图 2-1。 nts机械系统设计课程设计计算书 4 图 2-1 结构网 2.1.5 绘制 转速图和传动系统图 （ 1）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。 （ 2）绘制转速图，如图 2-2 所示： 图 2-2 转速图 （ 3）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： 1-2 轴最小中心距 ： A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D) 轴最小齿数和 :Szmin(Zmax+2+D/m) 2.2 确定各变速组此论传动副齿数 (1)Sz 100-120,中型机床 Sz=70-100 (2)直齿圆柱齿轮 Zmin 18-20 nts机械系统设计课程设计计算书 5 图 2-3 主传动系统图 （ 7） 齿轮齿数的确定。 据设计要求 Zmin1820,由表 4.1，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 2-1。 表 2-1 齿轮齿数 传动比 基本组 第 1 扩大组 第 2 扩大组 1:1 1:2 1:2： 8 1： 1 1： 2： 8 1.41:1 代号 Z1 Z1 Z2 Z 2 Z3 Z3 Z4 Z 4 Z5 Z5 Z6 Z6 齿数 27 27 18 36 59 59 31 87 69 49 31 87 2.3 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( -1) ,即 实际传动比所造成的主轴转速误差， 对于标准转速 n=50r/min 时， 其 实 际 转 速 n=40031/8731/87=50.78r/min(50.78-50)/50=1.56%表 4-9初选取前轴径1d=60mm，后端直径2d=0.81d=48mm 材料： 45 钢。热处理：调质 （ 2）传动轴轴径初定 轴： P=4kw0.96=3.84kw,n=400r/min, =0.6 带入公式： 4 91 jnpd =32.36mm,圆整取 d=33mm 轴： p=3.84kw0.97=3.73,n=140r/min, =0.6， nts机械系统设计课程设计计算书 7 4 91 jnpd =41.77mm,圆整取 d=42mm 3.3 齿轮模数计算及验算 1）计算齿轮模数 j 23 2m1j2(1 ) 4 5 , , 6 0 0 ;( 2 ) m( 1 )m 1 6 3 3 81( ) ;( / m i n ); 6 1 0 ; Bm-87( 1 ) 331m 1 6 3 3 8878 3 1 6 031jdmjdjmM P auNmmunjN K WnruZZ 钢 整 体 淬 火按 接 触 疲 劳 计 算 齿 轮 模 数驱 动 电 机 的 功 率齿 轮 计 算 转 速大 小 齿 轮 齿 数 比小 齿 轮 齿 数齿 宽 系 数 ， （ 为 齿 宽 ， 为 模 数 ） 取 8 ，轴 轴 ： 以 最 小 齿 轮 齿 数 31 为 准3123j222 .9 1 ; m 30 4 0 0-87( 1 ) 331m 1 6 3 3 8 4 . 1 5 ; m 4 . 5878 3 1 6 0 0 1 4 031m m m mm m m m 取轴 轴 ： 以 最 小 齿 轮 齿 数 31 为 准取（ 2） 齿轮参数的确定 齿轮 分度圆直径 d=mz *m222 ( ) 2 . 5aafad m d md m d mBmdhd h c 齿 顶 圆 直 径齿 根 圆 直 径齿 宽nts机械系统设计课程设计计算书 8 表 3-1齿轮参数 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 表 3-2齿轮参数 齿 轮 Z3 Z3 Z4 Z3 齿 数 69 49 31 87 分度圆直径 310.5 220.5 139.5 391.5 齿顶圆直径 319.5 229.5 148.5 400.5 齿根圆直径 303 213 132 384 齿 宽 35 35 35 35 3.4 带轮 计算公式： L0d2a0+(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=100mm （ 3）确定带轮直径 d1,d2 小带轮直径 d1=100mm 验算带速 v=d1n1/(60x1000)= x90x1440/(60x1000)=7.43m/s 动轮直径 d2=n1d1/n2=1420x100/710=179.85mm 取 d2=200mm 计算 实际传动比 i=d2/d1=200/100=2 相对误差 : （ i0-i） /i0 = (1420/710-2)/(1440/710) =0120 所以合格 (6)确定 V 带根数： 由查表并用线性插值得 P0=1.3kw 查表得功率增量 P0=0.15kw 查表得包角系数aK=0.98 查表得长度系数aK=0.93 确定带根数： Z Pd/(P0+P0) K LK=3.32 取 Z=4 3.5 主轴合理的跨据计算 图 3-1 主轴受力图 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=140r/min已选定的前后轴径为 :d1=60mm； d2=48mm 定悬伸量a=85mm。 轴承刚度，主轴最大输出转矩： T=9550nP =95503.67140=250346N mm nts机械系统设计课程设计计算书 10 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=0.5 Fc=1390N 总作用力 F= 22pC FF =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=310985 255255=4145N RB=Fla=310985255=1036N 根据 机械系统设计得： Kr=3.39 1.0Fr 8.0La 9.0)(iz a9.1cos 得前 支承的刚度： KA= 1376.69 N/ m ； KB= 713.73N/ m ；BAKK1.93 主轴的当量外径 de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为 ： I=1.5510-6 m4 =3aKEIA=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。 nts机械系统设计课程设计计算书 11 第 4章 主要零部件的选择 4.1 电动机的选择 转 速 n 710/1420r/min，功率 P 4kW， 选用 Y系列三相异步双速电动机 4.2 轴承的选择 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 NN3000K。 轴 ： 安装带轮处选择普通平键 :bhL=8755 安装齿轮处选择普通平键： bhL=10890。 轴 ： 左侧齿轮选择普 通平键 : bhL=12864 右侧齿轮选择普通平键 : bhL=12897。 轴 ： 选择普通平键 : bhL= 2012115。 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。 4.3 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。 nts机械系统设计课程设计计算书 12 第 5 章 校核 5.1 轴的校核 1） 轴弯曲载荷 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。啮合角 =20， 齿面摩擦角 =5.72，则 Qa（或 Qb） =2.12 )(10 7 NmznNN-齿轮传递的全功率（ kW） ; m-该齿轮的模数； z-该齿轮的齿数； n-该传动轴的计算工况转速（ r/min） Qa =2.12x107x 3.843x31x400=2188N Qb =2.12x107x 3.734.5x31x140=4049N （ 2） 传动轴的刚度验算 EIL blPabo 6 )( E IL alP abOA 6 )( E IL xblP a bB 6 )3(222 E IL abP abE 3 )( )0(6 )( 222 axE I l bxlP b xy A )()()(6 3223 lxaxxblaxblE I lP bxy B )(,3 22 cyEI lbPay ocE 5.2 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。 nts机械系统设计课程设计计算书 13 对 轴受力分析 得： 前支承的径向力 Fr=(Fr1+Fr2)/2=2840.3N 由机械设计课程设计查得深沟球轴承 6008 的基本额定动载荷 C=17000N 1 1 1 1 . 0 2 8 4 0 . 3 2 8 4 0 . 3pP f X R N 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000h L10h= 3t6 fn6010 ）（ PC= 61060x140 31 17000()2840.3=25525hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。 nts机械系统设计课程设计计算书 14 第 6 章 结构设计及说明 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体 及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。 主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。 精度方面的要求、刚度和抗震性的要求、传动效率要求、主轴前轴承处温度和温升的控制、结构工艺性、操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。 主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是： 1.布置传动件及选择结构方案。 2.检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。 3.确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。 6.2 展开图及其布置 展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。 轴上装 的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种 布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。 总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。 齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。 nts机械系统设计课程设计计算书 15 结论 本次课程设计是针对机械系统设计专业课程基础知识的一次综合性应用设计。设计过程应用了 机械制图、机械原理、工程力学等。 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， 进一步规范了制图要求，掌握了机械设计的基本技能。 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。 nts机械系统设计课程设计计算书 16 参考文献 【 1】 段铁群 主编 机械系统设计 科学出版社 第一版 ； 【 2】 于惠力 主编 机械设计 .高等教育出版社，第四 版； 【 3】 戴 曙 主编 金属切削机床设计 机械工业出版社 ； 【 4】 孙全颖 主编 机械精度设计与质量保证哈尔滨工业大学出版社； 【 4】 于惠力张春宜机械设计课程设计，科学出版社； 【 6】 郑文经 主编 机械原理 高等教育出版社 第七 版 ； 【 7】 于惠力 主编 机械设计课程设计 科学出版社 ； 【 8】 机床设计手册 2 上册 ； nts机械系统设计课程设计计算书 17 致谢 在课程设计过程中，感谢很多同学的帮助和指点，感谢院系各位老师多年来的谆谆教诲，感谢他们默默的栽培我。 这次的课程设计是在王仲文老师和刘同亮老师的亲切关怀和悉心指导下完成的。从课题的选择到项目的最终完成，老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持，在此，谨向教师表示衷心的感谢和崇高的敬意！。 此外，在课程设计过程中，也得到了其他同学的帮助，有关软件方面的一些技能不足得到了同学的大力帮助，设计任务一直在很 好的氛围中进行，在这里，也向他们表示真诚的感谢！ 再次向此次课程设计中所有帮助过我的人表示感谢。 nts哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 机械系统设计 课 程 设 计 题 目： 分级变速主传动系统设计 专 业 ： 机械 设计制造及其自动化 班 级： 机械 10-2 班 姓 名： 张忠宇 王晨阳 盖括 王保权 学 号： 1030060221 1030060210 1030060233 1030060206 指导教师： 王仲文 刘同亮 2013 年 12 月 27 日 nts哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 摘 要 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写三部分组成。 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 nts哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 目 录 一、课程设计目的 .1 二、课程设计题目、主要技术参数和技术要求 .1 三、运动 设计 .1 1.确定极限转速，转速数列，结构网和结构式 .1 2.主传动转速图和传动系统图 .2 3.确定 变速组 齿轮齿数，核算主轴转速误差 .3 4.传动系统图 .4 四、动力计算 . . 4 1.传动件的计算转速 .4 2.传动轴和主轴的轴径设计 .5 3. 计算齿轮模数及尺宽，分度圆直径 .6 4.带轮设计 .7 5.主轴合理跨距的计算 .8 五、主要零部件选择 .10 六、校核 .11 七、结束语 .15 八、参考文献 .16nts哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 1 一、课程设计目的 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；完成系统主转 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。 二、课程设计题目，主要技术参数和技术要求分级、 分级变速主传动系统的设计：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 三、运动设计 1.确定极限转速，转速数列，结构网和结构式 （ 1）确定极限转速 ,公比、变速级数 Nmin=50r/min； Nmax=1120r/min； 公比 =1.41； z=8 (2) 转速数列： 50r/min,71r/min,100r/min,140r/min,200r/min,280r/min, 400r/min,560r/min,800r/min, 1120r/min 共 10 级 （ 3）确定极限转速 ： Rn=Nmax/Nmin=1120/50=22.4 （ 4） 确定结构网和结构式 （ 1）写传动结构式：主轴转速级数 Z=8. 结构式 8=222 32 4 （ 2）画结构网： nts哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 2 8=222324 2.主传动转速图 绘制转速图 nts哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 3 3. 确定 变速组 齿轮齿数 （ 1）查机械系统设计书 表 3-1 基本组齿数： 根据齿数和不宜过大原则一般推荐齿数和在 100 120 之间，和据设计要求Zmin 17,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 （ 2）校核各级转速的转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差， ， 对于标准转速 n=50r/min 时， 其实际转速 n=400 31/87 31/87=50.78r/min (50.78-50)/50=1.56%表 4-9初选取前轴径1d=60mm，后端直径2d=0.81d=48mm 材料： 45 钢。热处理：调质 （ 1）传动轴轴径初定 轴： P=4kw0.96=3.84kw,n=400r/min, =0.6 带入公式： 4 91 jnpd =32.36mm,圆整取 d=33mm 轴： p=3.84kw0.97=3.73,n=140r/min, =0.6， 4 91 jnpd =41.77mm,圆整取 d=42mm 3.计算齿轮模数及尺宽，分度圆直径 （ 1）计算齿轮模数 nts哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 6 j 23 2m1j2(1 ) 4 5 , , 6 0 0 ;( 2 ) m( 1 )m 1 6 3 3 81( ) ;( / m i n ); 6 1 0 ; Bm-87( 1 ) 331m 1 6 3 3 8878 3 1 6 031jdmjdjmM P auNmmunjN K WnruZZ 钢 整 体 淬 火按 接 触 疲 劳 计 算 齿 轮 模 数驱 动 电 机 的 功 率齿 轮 计 算 转 速大 小 齿 轮 齿 数 比小 齿 轮 齿 数齿 宽 系 数 ， （ 为 齿 宽 ， 为 模 数 ） 取 8 ，轴 轴 ： 以 最 小 齿 轮 齿 数 31 为 准3123j222 .9 1 ; m 30 4 0 0-87( 1 ) 331m 1 6 3 3 8 4 . 1 5 ; m 4 . 5878 3 1 6 0 0 1 4 031m m m mm m m m 取轴 轴 ： 以 最 小 齿 轮 齿 数 31 为 准取（ 2） 齿轮参数的确定 齿轮 分度圆直径 d=mZ *m222 ( ) 2 . 5aafad m d md m d mBmdhd h c 齿 顶 圆 直 径齿 根 圆 直 径齿 宽齿 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 nts哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 7 齿 轮 Z3 Z3 Z4 Z3 齿 数 69 49 31 87 分度圆直径 310.5 220.5 139.5 391.5 齿顶圆直径 319.5 229.5 148.5 400.5 齿根圆直径 303 213 132 384 齿 宽 35 35 35 35 4.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=100mm （ 3）确定带轮直径 d1,d2 小带轮直径 d1=100mm 验算带速 v=d1n1/(60x1000)= x90x1440/(60x1000)=7.43m/s 动轮直径 d2=n1d1/n2=1420x100/710=179.85mm 取 d2=200mm 计算实际传动比 i=d2/d1=200/100=2 相对误差 : （ i0-i） /i0 = (1420/710-2)/(1440/710) =0120 所以合格 （ 6）确定 V 带根数： 由查表并用线性插值得 P0=1.3kw 查表得功率增量 P0=0.15kw 查表得包角系数 K=0.98 查表得长度系数LK=0.93 确定带根数： Z Pd/(P0+P0) K LK=3.32 取 Z=4 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=140r/min 已选定的前后轴径为 ： d1=60mm， d2=48mm 定悬伸量 a=85mm nts哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 9 轴承刚度，主轴最大输出转矩： T=9550nP =95503.67140=250346N.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=0.5 Fc=1390N 总作用力 F= 22pC FF =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=310985 255255=4145N RB=Fla=310985255=1036N 根据 机械系统设计得： Kr=3.39 1.0Fr 8.0La 9.0)(iz a9.1cos 得前 支承的刚度：KA= 1376.69 N/ m ； KB= 713.73N/ m ；BAKK1.93 主轴的当量外径 de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为 I=1.5510-6 m4 =3aKEIA=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。 nts哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 10 五、主要零部件选择 选择电动机 ,轴承，键和操纵机构 (1)电动机的选择： 转速 n 710/1420r/min，功率 P 4kW 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 ) 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 NN3000K。 轴 :安装带轮处选择普通平键 :bhL=8755 安装齿轮处选择普通平键： bhL=10890 轴 :左侧齿轮选择普通平键 : bhL=12864 右侧齿轮选择普通平键 : bhL=12897 轴 :选择普通平键 : bhL= 2012115 (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。 六、校核 1.齿轮校核 第一扩大组齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 H=ZEZHZ 2KT1bd12(u1)u H 弯曲应力验算公式为 nts哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 11 2 2131 FsaFaDFYYYzmKT 式中1T主动轴传递扭矩（ Nmm） K载荷系数 , K=AVK K K K 传动比， ， “+”用于外啮合， “-”用于内啮合 1 1d齿轮分度圆直径（ mm） b 齿宽（ mm） m 齿轮模数（ mm） d齿宽系数， d=1bd 1z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（paM） F 许用弯曲应力（paM） 以上各系数 ，可查机械设计教材进行确定： Z=189.8， Z=2.5， Z=0.87， =1.74 取AK=1,VK根据 V=1.4m/s 取 1.08 nts哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 12 K =1 K =1.08 K= AVK K K K=11.0811.08=1.1664 1T=95500004/400=95500Nmm FaY=2.53 SaY=1.64 Y =0.68 H
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