机械系统课程设计1

1、机械系统设计课程设计 说明书院系：机械动力工程学院班级：机械08-3姓名：徐志升学号:0801010331指导教师：崔思海2011年9月 8日目录摘要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. 运动设计五.动力计算8六. 主要零部件的选择15七. 校核16八润滑与密封18九.结论19十.参考文献最新资料推荐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

2、数和动力参数。木说明 书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据己确定 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。二.课程设计目的及内容机械系统课程设讣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

3、实习等实践技能，达到巩固、加深和拓 展所学知识的UI的。通过课程设讣，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，进行设讣计算并编写技术文件；完成系统 主传动设讣，达到学习设讣步骤和方法的LI的。通过设讣，掌握查阅相关工 程设计手册、设讣标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高 学生设计能力的U的。通过设计，使学生获得机械系统基本设汁技能的训练, 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山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）机械系统的方案设讣。设计

4、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。123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。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题目：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=355i7min； Nmax=560r/min； Z=9 级；公比为 1.41 ；电动机功率P=3KW：电机转速n=1430r/min2技术要求1. 利用电动机完成

5、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。四. 运动设计1运动参数及转速图的确定(1) 转速范围°Rg 皿二型=15.77 N min 35.5(2) 转速数列。首先找到40r/min .然后每隔5个数取一个值 (1.41=1.066),故得出主轴的转速数列为:355 r/min、50i7min、71 r/mim 100 r/mim 140 r/min> 200 r/min> 280 r/min, 400 r/inin, 560r/inin 共 9 级。(3) 确定传动组数和传动副数。因为Z=9,可分解为：Z=3|X33。这种结

6、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=3iX3s,易知第一扩大组的变速范围 r二严叫1.4宀785 <8符合“升2降4”原则,其结构网如图结构网Z=3jx3s(5) 画转速图。转速图如下图0142012509006302152241£0564 Or/nlnmX、务X450160011280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：0300XL19486S4120n587942m1430r/min主传动

7、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Zminl?,齿数 和SzWIOO120,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：齿轮齿数传动比组 本 基4 1±2792. IXIX 21£4IX IX4 1±代号000HSHZH00齿数kJ412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(0")%,即I实际转速-标准转速XTI1< 10(0 1)%对 Nmax=560r/min标准转速朴Nmax'=1430*100/355*30/42*66/33=575.5r/min则有 、

8、7m6()二2. 76%4.1%560 因此满足要求。各级转速误差n400280200140100715()35.5n402.82287.73203.39142.38102.0872.8450.9936.56误差0.71%2.76%1.70%1.70%2.08%2.59%1.98%2.99%各级转速误差都都小于4,因此不需要修改齿数。五. 动力计算1带传动设计(1) 直径计算计算功率 Pd=Ka*P=l.l*3=3.3KW 查普通V带选型图，可得d=80-100mm 初取小带轮直径d：取d= 100mm A型V带大带轮直径 D；D= - = 1()43()=357.5mm心 400根据V带带轮

9、基准直径系列，取D=355mm(2) 计算带长求 Dm Dm=(D 】+D 2 )/2=(95+300)/2=227.5mm求厶 二(0-比)/2= (355-100) /2= 127.5mm根据 0.7 (D1+D2) WaW2 (D1+D2)即，318.5WaoW91Omm初取中心距，a()=450min带长L= II xDm+2xao+A 2 /ao=165O.84 mm由机械设计表3.2选取标准Ld 得：Ld= 1600mm(3) 求实际中心距和包角实际中心距 aa0+(Ld-L)/2=450-25.42=424.58mm中心距调整范围 amax=a+0.03Ld=472.58mmam

10、in=a-0.015Ld=400.58mm小轮包角(D,-D2 ) /ax57.3e =145.6°>120°(4) 求带根数验算带速 u : u 二口必/60乂 1000二3. 14 X 100 X 1430/(60 X 1000) =7. 49m/s5WuW25,合格讣算传动比i并验算传动比相对误差：理论传动比io=3.575实际传动比 i=n,/n2 =355/100=3.55最新精品资料整理推荐,更新于二O二一年一月九日2021年1月9日星期六20:43:40确定V带根数Z：由机械设计表3.6, P（严1.30KW；由表3.8, Ka=0.91；由表 3.9,

11、 0=0.99；由表 3.7, AP =0. 17KW；所以 ZPC/ （P0+AP ） xKaxKL =3.3/（ 1.30+0.17）x0.91 x0.99=2.49取Z二3根2.计算转速的计算（z/3-l）（1）主轴的计算转速nj,由公式nJ=nmin 得，主轴的计算转速 nj=70.58r/mino（2）确定各传动轴的汁算转速。II轴共有3级转速：140r/min、200r/min、 280 r/mino若经传动副Zj Z、传动主轴，全部传递全功率，其中140r/min 是传递全功率的最低转速，故其计算转速nllj=140r/min； I轴有1级转速, 且都传递全功率，所以其计算转速n

12、i jOO r/mino各计算转速入表。各轴讣算转速轴号I轴II轴III轴计算转速r/min40014070.58（3）确定齿轮副的计算转速。齿轮Z6装在主轴上并具有35.5. 50、71r/min共3级转速，其中只有71r/min传递全功率，故Z6j=71 r/mino齿轮Z&装在II轴上，有140-280 r/min共4级转速，但经齿轮副Z&/ Z6'动主轴，则只有280r/min传递全功率，故Z6 j=280r/mino依次可以得出其 余齿轮的计算转速，如表按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr,调质处理，硬度241HB 286HB,平均取260HB,大齿轮用45

13、钢，调质处理，硬度229HB286HB, 平均取240HBo计算如下：齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为弯曲应力验算公式为:式中n传递的额定功率(kW),这里取N为电动机功率，X=3kW;Hj 计算转速(r/min) . n =400 (r/min);m初算的齿轮模数(mm) , m=3.5 (mm);B齿宽(mm) ;B-24. 5 (mm);z小齿轮齿数；z=19;u-一小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.79;Ks寿命系数；K严心心Kn KqKt -工作期限系数;T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.;齿轮的最低转速(r/min)，坷=400 (r/min)最新资料推荐C。-基

14、准循环次数，接触载荷取C(> = 107,弯曲载荷取co = 2xl06 m-疲劳曲线指数，接触载荷取m二3；弯曲载荷取m二6;-转速变化系数，取Kn =0.60心一功率利用系数，取Kn =0.78Kq材料强化系数，心=0.60心工作状况系数，取心二1.1K,动载荷系数，取K, = lK|齿向载荷分布系数，K严1Y-一一齿形系数，Y=0.386；6卜许用接触应力(MPa)，取b店650Mpa：K许用弯曲应力(MPa),取<rH=275 Mpa：根据上述公式，可求得及查取值可求得：b. =639.47 Mpa < crjcrM. =78.72 Mpa< bj(3)扩大组齿

15、轮讣算。扩大组齿轮儿何尺寸见下表齿轮Z4Z4、Z5Z5、Z6Z6、齿数663341582079分度圆直径231115.5143.520370276.5齿顶圆直径234.5119147206.573.5280齿根圆直径226.6111.12139.12198.665.6272.12齿宽282828282828按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr,调质处理，硬度241HB286HB,平均取260HB,大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB-286HB, 平均取240HBo同理根据基本组的计算，可得 K”=0.62, Kn=QM,心=0.60,心二1.1,K2 = , K=l, m=35,=28

16、0；可求得：g . =620.73 Mpa < p J<yw = 136.24Mpa <3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:(mm)式中 d传动轴直径（mm）Tn该轴传递的额定扭矩（N*mm）T=9550000X;N-该轴传递的功率（KW）厂该轴的计算转速 切该轴每米长度的允许扭转角，切=05°1°。各轴最小轴径如表轴号I轴II轴最小轴径mm35彊新务%推荐4执行轴轴颈直径的确定:执行轴的前轴劲Di尺寸山教材4-9表得到：Di=50mm 后轴劲D2二(0709) Di 所以取D2=08D|=40mm 初步计算,取当量外径D=0.5 (D1

17、+D2)=45mm执行轴选用阶梯状中空结构，内径直径d=0.4D=0.4M5=18mm5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N220E轴承布置见展开图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CAD图二 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Y100L2-4,额定功率3K

18、W。由附录 3 得：安装尺寸 A= 160mm, AB=205mm, HD=245mim最新资料推荐一 II轴刚度校核(1) 口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： 人仇)=171.39彳髡訐戈yL-两支承的跨距；D-轴的平均直径；X=6/L：-一齿轮工作位置处距较近支承点的距离；N-轴传递的全功率；校核合成挠度岭=Y/+Yh2-2YaYhcos <YYa -输入扭距齿轮挠度；Yh输出扭距齿轮挠度P = 6- 2(a + p)；J被演算轴与前后轴连心线夹角；3 = 144°啮合角a =20° ,齿面摩擦角0=5.72°。代入数据计

19、算得：yfl2 =0.022；儿产°081； vflI=0.120；yb5 =0.198：=0.093； yhf) =0.065 o合成挠度 Yh = yjyj +yh52 - 2yalyh5cosp =0.202查文献6,带齿轮轴的许用挠度y=5/10000*L即y =0.268 o因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。（2） 口轴扭转角的校核传动轴在支承点A, B处的倾角&，色可按下式近似计算:乞 =-°n = （曲）< &将上式计算的结果代入得：OA = -= 0.00042 （rad）山文献6,查得支承处的 =0.001因0A = 0.00042 <0.001,故轴的转角也满足要求。二轴承寿命校核。山II轴最小轴径可取轴承为6208深沟球轴承，寿命指数e=3: P二XFr+YFaX=l, Y=0o对II轴受力分析得：前支承的径向力FI=2541.33No由轴承寿命的计算公式:预期的使用寿命Lioh=15000hLioh=X1667028029.5x1000 32238.38=93123.82h 2Lioh=15OOOh轴承寿命满足要求。八.润滑与密封润滑与密封：减摩抗磨，