机械系统设计课程设计题目19

1、宁课程设计(论文)分级变速主传动系统设计(题目19)所在学院机械学院专 业机械摘 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 录摘 要2目 录4第1章 绪论61.1 课程设计的

2、目的61.2课程设计的内容61.2.1 理论分析与设计计算61.2.2 图样技术设计6编制技术文件61.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求7课程设计题目和主要技术参数7技术要求7第2章 运动设计82.1运动参数及转速图的确定82.1.1 转速范围82.1.2 转速数列8确定结构式8确定结构网8绘制转速图和传动系统图92.2 确定各变速组此论传动副齿数92.3 核算主轴转速误差10第3章 动力计算123.1 带传动设计123.2 计算转速的计算133.3 齿轮模数计算及验算143.4 主轴合理跨距的计算18第4章 主要零部件的选择194.1电动机的选择194.2 轴承的选择194.3变速操

3、纵机构的选择19第5章 校核205.1 刚度校核205.2 轴承寿命校核22第6章 结构设计及说明236.1 结构设计的内容、技术要求和方案236.2 展开图及其布置23结 论24参考文献24 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

4、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。 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。编制技术

5、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。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求课程设计题目和主要技术参数题目19：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=50r/min；Nma×=280r/min；Z=4级；公比为1.78；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min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。第2章 运动设计2.1运动参数及转速图的确定 转速范围Rn=5.6 转速数列转速数列。查机械系统设计表 2-9标准数列表，首先找到50r/min、然后每隔9个

6、数取一个值（1.78=1.0610），得出主轴的转速数列为50 r/min、90r/min、160r/min、280 r/min、共4级。2.1.3确定结构式对于Z=4可分解为：Z=21×22。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=21×2,易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)×=1.788 满足要求，其结构网如图2-1。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：转速图（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的

7、技术参数，画主传动系统图如图2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min>1/2(Zma×m+2m+D)轴最小齿数和:Szmin>(Zma×+2+D/m)2.2 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20 图2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。据设计要求Zmin1820,齿数和Sz100120，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2-2。 表2-2 齿轮齿数传动比基本组第一扩大组1:1.781:3.161.78：11：1.78代号ZZZZZZZZ齿数274

8、81857 824646822.3 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10(-1)对Nma×=280r/min，实际转速Nma×=1440×××=288.78r/min 则有=3.127.8对N=160r/min，实际转速N=1440×××=162.12 r/min=1.327.8同理，根据计算得出其他各组的数据如下表：因此满足要求。各级转速误差n 2801609050n288.78162.1290.8851.019误差3.321.320.972.04只有一级转

9、速误差小于7.8，因此不需要修改齿数。第3章 动力计算3.1 带传动设计输出功率P=4kw,转速n1=1440r/min,n2=280r/min（1）确定计算功率: 按最大的情况计算P=4kw ,K为工作情况系数，查1表3.5. 取K=1.0 pd=kAP=1.0×4=4kw（2）选择V带的型号: 根据pd,n1=1440r/min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=90mm（3）确定带轮直径d1,d2小带轮直径d1=90mm验算带速v=d1n1/(60×1000)=×90×1440/(60×1000)=6.782

10、4 m/s从动轮直径d2=n1d1/n2=1440×90/280=462.86mm取d2=450mm查1表3.3计算实际传动比i=d2/d1=450/90=5（4）定中心矩a和基准带长Ld1初定中心距a00.7(d1+2)a02(d1+d2)3781080取ao=700mm2带的计算基准长度 Ld02a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a02×700+(90+450)/2+(450-90)2/4×700 2294查1表3.2取Ld0=2400mm3计算实际中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=700+(2400-2294)=806 mm 4确定中心距调整

11、范围 ama×=a+0.03Ld=806+0.03×2400=882 mm amin=a-0.015Ld=806-0.015×2400=770 mm （5）验算包角:1=1800-（d2-d1）/a×57.30=1800-57.30 ×(180-90)/806=1540>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=1.05kw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：Z=P/（P+P）×K×K=4.0/(1.05+0.1

12、3)×0.99×0.81=3.22取Z=43.2 计算转速的计算（1）.主轴的计算转速 由机械系统设计表3-2中的公式 50 60.595r/min 结合变速数据 取主轴的计算转速为90 r/min (2). 传动轴的计算转速 在转速图上，轴在最低转速50r/min时经过传动组传动副，。这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴的最低转速为该轴的计算转速即nj=160/min,轴计算转速为=280 r/min（2）确定各传动轴的计算转速 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，因此只需求出危险小齿轮的计算转速这转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率

13、所以齿轮Z38的计算转速为这3转速的最小值即=90/min各计算转速入表3-1。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 28016090（3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮装在主轴其中只有90r/min传递全功率，故Zj=90 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。 表3-2 齿轮副计算转速序号ZZZZn280160160903.3 齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率 2、轴径设计及键的选取轴一：，取带入公式： 有，,圆整取选花键：轴二：，取带入公式： 有，,圆整取 选花键：轴三：，取带入公式： 有，,圆整取选花键：主轴：选择主轴前端直径，后端直

14、径取，则平均直径。对于普通车床，主轴内孔直径,故本例之中，主轴内孔直径取为支承形式选择两支撑，初取悬伸量，支撑跨距。 选择平键连接，3、模数计算，一般同一变速组内的齿轮取同一模数，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，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。45号钢整体淬火， 按接触疲劳计算齿轮模数m 1-2轴由公式mj=16338可得mj=3.088mm，取m=3.5mm2-3轴由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=3.5mm由于一般同一变速组内的齿轮尽量取同一模数，所以为了统一和方便如下取：表3-3 模数组号基本组第一扩大组模数 mm 3.53.5

15、（2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2齿数27481857分度圆直径94.516863199.5齿顶圆直径101.517570206.5齿根圆直径85.78159.2554.25190.75 齿宽28282828按基本组最小齿轮计算。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229HB286HB，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 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，N=4kW; -计算转速（r/min）. =500（r/m

16、in）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=3.5（mm）; B-齿宽（mm）;B=28（mm）; z-小齿轮齿数；z=19; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.78; -寿命系数； = -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）, =500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2

17、上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z3Z3Z4Z4齿数82464682分度圆直径287161161287齿顶圆直径294168168294齿根圆直径278.25152.25152.25278.25齿宽28282828按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB28

18、6HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 3.4 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=4KW，根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=9550

19、15;假设该机床为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=4716N背向力（沿×轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F×=5272.65×=7908.97NRB=F×=5272.65×=2636.325N根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度

20、：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.8×10-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm合理跨距为（），取合理跨距l=360mm。 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=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第4章 主要零部件的选择 4.1电动机的选择转速n1440r/min，功率P4k

21、W选用Y系列三相异步电动机 4.2 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.3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。第5章 校核5.1 轴的校核（a） 主轴的前端部挠度（b） 主轴在前轴承处的倾角（c） 在安装齿轮处的倾角E取为，由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得主轴载荷图如下所示：

22、由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算（在垂直平面）,，计算（在水平面）,，合成：5.2 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,=3；P=×Fr+YFa×=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承的径向力Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000hL10h=×=×=hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。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、

23、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，一0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