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 ：徐志升 学号： 0801010331 指导教师：思海2011年 9 月 8 日目录一. 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 .5五. 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 . .18.19九. 结论 19十.参考文献摘要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

2、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。课程设计目的及容机械系统课程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

3、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。机械系统设计课程设计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

4、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=35.5r/min ; Nmax=560r/min； Z=9级；公比为 1.41 ;电动机功率P=3KW；电

5、机转速n=1430r/min2 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四运动设计1运动参数及转速图的确定(1) 转速围。Rn=Nmax=60 =15.77N 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=1.06 6)，故得出主轴的转速数列为：35.5 r/min、50 r/min、71 r/min、100 r/min、140 r/min、200 r/min， 280 r/min，400 r/min，560r/min 共 9 级。(3) 确定传动组数和传动副数。因为Z=9

6、,可分解为：Z=3X 33。这种结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=31X 33,易知第一扩大组的变速围r= p1(x1-1)=1.416=7.85 8符合“升2降4”原则，其 结构 网如图结构网Z= 31X 33(5) 画转速图。转速图如下图系统转速图(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：主传动系统图(7) 齿轮齿数的确定。变速组取模数相等，据设计要求Zmin17,齿数和Szw 100120,根据各变速组公比，可得各

7、传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数 如表：齿轮齿数传 动 比基本组第一扩大组1:1.41:21:2.792: 11:1.411: 4代 号乙乙乙Z2Z3乙乙ZsZ5Z6Z6齿 数30 -42244819536633415820792核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过土10( -1) %,即|实际转速n 标准转速n |标准转速n1)%对 Nmax=560r/minNmax=1430*100/355*30/42*66/33=575.5r/min则有575 5560=2.76 %4.1 %560因此满足要求。各级转速误差n400280200140100715035.5n、402.

8、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4.1 %，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=1.1*3=3.3KW查普通V带选型图，可得d=80100mm初取小带轮直径d：取d=100mm A型V带大带轮直径 D;D= 並=100 1430 =357.5mmn2400根据V带带轮基准直径系列，取D=355mm(2) 计算带长求 Dm Dm=(D 1 +D2 )/2=(95+300)/2=22

9、7.5mm求厶 = (U-D?) /2=(355-100)/2=127.5mm根据 0.7 (D1+D2 a 2 (D1+D2即，318.5 120(4) 求带根数验算带速：=n Un 1/60 x 1000=3.14 x 100x 1430/(60 x 1000)=7.49m/s5 Pc/ ( Po+A P)XK XKl =33(1.30 +0.17) X 0.91 X 0.99=2.49 取Z=3根2. 计算转速的计算(z/3 1)(1) 主轴的计算转速 n,由公式nj=nmin得，主轴的计算转速 n=70.58r/min。(2) 确定各传动轴的计算转速。U轴共有 3级转速：140 r/m

10、in、 200r/min、280 r/min。若经传动副 ZJ Z 5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nuj=140 r/min ； I轴有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速n1 j=400 r/min。各计算转速入表。各轴计算转速轴号I轴n轴川轴计算转速r/mi n40014070.58(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 Z6 j=71 r/min 。齿轮Z6装在U轴上，有140-280 r/min共4级转速，但经齿轮副Z6/ Z6传

11、动主轴，则只有280r/min传递全功率，故Z6j=280r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表齿轮副计算转速序 号ZiZiZ2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6nj4002804002004001402801401401122803. 齿轮模数计算及验算即 m=163383(u 1)PmZi2u j2nj（1）模数计算。一般同一变速组的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算,可得各组的模数式中 m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 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“ +”，啮合

12、取“-”;Zi小齿轮的齿数（齿）；m 齿宽系数，m m（ B为齿宽，m为模数），m 410 ；j 材料的许用接触应力（MPa ）。得：基本组的模数mj=3.5第一扩大组的模数mj=3.5（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿数3042 24481953分度圆直径1051478416866.5185.5齿顶圆直径108.5150.587.5171.570189齿根圆直径100.6142.679.6163.662.12181.1齿宽24.524.524.524.524.524.5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

13、取260HB大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HL286HB平均取240HB 计算如下：齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为2088 108 .（u 1）KiK2K3KsN 小仆、j J （MPa） jzmuBn f弯曲应力验算公式为：5(MPa)191 10 KZaKsNzm2BY n式中N-传递的额定功率（kV），这里取N为电动机功率，N=3kW;nj 计算转速（r/min）. nj =400（r/min）;m初算的齿轮模数（mm , m=3.5 （ mrh ;B-齿宽（mrj）；B=24.5 （mr）i ;z-小齿轮齿数；z=19;u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.79;Ks

14、寿命系数；Ks = Kt Kn Kn KqKt -工作期限系数;mKt60:Cc齿轮工作期限，这里取T=15000h.;n1 齿轮的最低转速(r/min 1 , n1=400 (r/min )m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3弯曲载荷取m=6;Kn-转速变化系数，取Kn=0.60Kn-功率利用系数，取 心=0.78Kq-材料强化系数，Kq=0.60K3-工作状况系数，取Ka=1.1K2-动载荷系数，取K2=1Ki-齿向载荷分布系数，Ki=1丫-齿形系数，丫=0.386 ；j -许用接触应力(MPa ,取 j =650 Mpa；w -许用弯曲应力(MPa，取 w =275 Mpa；根据上述公式

15、，可求得及查取值可求得：j =639.47 Mpa j=78.72 Mpa(3)扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4Z5Z5Z6Z6齿数66P 33：41；582079 n分度圆直径231115.5143.520370276.5齿顶圆直径234.5119147206.573.5280齿根圆直径226.6M11.12M39.12198.665.6272.12 齿宽282828282828按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr,调质处理，硬度 241HB-286HB平均取260HB大齿轮用45钢，调质处理，硬度 229HB-286HB平均取240HB同理根据基本组的计算，可得Kn=

16、0.62， Kn=0.77，Kq=0.60，a=1.1，K2=1， Ki =1，m=3.5, nj =280；可求得：j =620.73 Mpa jw=136.24Mpa w3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:d=1.64d=91(mr)i(mrj)式中d-传动轴直径（mmTn-该轴传递的额定扭矩（N*mrhNT=9550000njN-该轴传递的功率（KWnj -该轴的计算转速-该轴每米长度的允许扭转角，=0.5 010。各轴最小轴径如表轴号最小轴径mm35404执行轴轴颈直径的确定：执行轴的前轴劲D尺寸由教材4-9表得到：D=50mm后轴劲 D2=（0.70.9）D 所以取

17、 D=0.8Di=40mm初步计算，取当量外径 D=0.5（ Di+D） =45mm执行轴选用阶梯状中空结构，径直径d=0.4D=0.4*45=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

18、文献【 3】附录 2 得：电动机型号为 Y100L2-4 ，额定功率 3KW。由附录 3 得：安装尺寸 A=160mm AB=205mmHD=245mm七校核H轴刚度校核(i)n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:L3N 0.75x x3 Ya Yb171.394YD mZnL-两支承的跨距；D-轴的平均直径；X=q/L ； ai -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YhYa2 Yb2 2YaYb cos YYa -输入扭距齿轮挠度；Yb 输出扭距齿轮挠度2( )；-被演算轴与前后轴连心线夹角；=144啮合角 =20,齿面摩擦角=5.

19、72 。代入数据计算得：ya2 =0.022 ； ya3=0.081 ； ya1=0.120 ；yb5 =0.198 ； yb4 =0.093 ； yb6 =0.065。I o*7合成挠度 Yhya1 yb52ya1yb5cos =0.202查文献6,带齿轮轴的许用挠度 y =5/10000*L即 y =0.268。因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。(2)n轴扭转角的校核传动轴在支承点A, B处的倾角A, B可按下式近似计算:A B 牛 rad将上式计算的结果代入得:a b 0.00042 rad由文献6,查得支承处的=0.001因a b 0.00042 0.001，故轴的转角也满足要求。轴承寿命校核。由n轴最小轴径可取轴承为6208深沟球轴承,寿命指数 =3;P=XF+YFX=1, Y=0b对U轴受力分析得：前支承的径向力Fr=2541.33N。由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 16670280翼 X (C) nPL 10h=15000h轴承寿命满足要求。10h=L ioh=15OOOh729.5 1000x (一2238.38)3 =93123.82h 八润滑与密封润滑与密封：减摩抗磨，降低摩擦阻力以节约能