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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 九结论.19 十参考文献.19一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，确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和
2、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。二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
3、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
4、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；电机转速 n=1430r/min 2 技术要求1.利用电动机完成换向和制动。2.各滑
5、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=minmaxNN=5.35560=15.77（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：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，可分解为：Z=3133。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）
6、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=3133,易知第一扩大组的变速围r=p1(x1-1)=1.416=7.858 符合“升 2 降 4”原则，其结 构 网 如 图结构网 Z=3133（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Sz100120，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：齿轮齿数传动比基本组第一扩大组1:1.4 1:2 1:2.79 2：1
7、 1:1.41 1：4 代号Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6Z6齿数30 42 24 48 19 53 66 33 41 58 20 79 2 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)%nnn实际转速标准转速标准转速对Nmax=560r/min，Nmax=1430*100/355*30/42*66/33=575.5r/min 则有5605605.575=2.764.1 因此满足要求。各级转速误差n 400 280 200 140 100 71 50 35.5 n 402.82 287.73 203.39 142.38 102.08 7
8、2.84 50.99 36.56 误差0.71%2.761.701.702.08 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=21ndn=4001430100=357.5mm 根据 V带带轮基准直径系列，取D=355mm（2）计算带长求 Dm Dm=(D1+D2)/2=(95+300)/2=227.5mm 求=（D1-D2）/2=（355-100）/2=12
9、7.5mm 根据 0.7（D1+D2）a2（D1+D2）即，318.5 a0910mm 初取中心距，a0=450mm 带长 L=Dm+2 a0+2/a0=1650.84 mm 由机械设计表3.2 选取标准 Ld 得：Ld=1600mm（3）际中心距和包角实际中心距 aa0+(Ld-L)/2=450-25.42=424.58mm 中心距调整围 amax=a+0.03Ld=472.58mm amin=a-0.015Ld=400.58mm 小轮包角1=180-（D1-D2）/a57.3=145.6 120（4）求带根数验算带速：=D1n1/60 1000=3.141001430/(60 1000)=
10、7.49m/s 525，合格计算传动比 i 并验算传动比相对误差：理论传动比 i0=3.575 实际传动比 i=n1/n2=355/100=3.55 确定 V带根数 Z：由机械设计 表 3.6，P0=1.30KW；由表 3.8，K=0.91；由表 3.9，KL=0.99；由表 3.7，P0=0.17KW；所以 ZPC/（P0+P0）KKL=3.3/(1.30+0.17)0.910.9 9=2.49 取 Z=3根2.计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式nj=nmin)13/(z得，主轴的计算转速nj=70.58r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。轴共有3 级转速：140 r/mi
11、n、200r/min、280 r/min。若经传动副Z5/Z5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 nj=140 r/min；轴有 1 级转速，且都传递全功率，所以其计算转速nj=400 r/min。各计算转速入表。各轴计算转速（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/min。齿轮 Z6装在轴上，有 140-280 r/min 共 4 级转速，但经齿轮副Z6/Z6传动主轴，则只有 280r/min 传递全功率，故 Z6j=280r/
12、min。依次可以得出其轴 号 轴 轴 轴计算转速r/min 400 140 70.58 余齿轮的计算转速，如表齿轮副计算转速序号Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3 Z4 Z4 Z5Z5 Z6 nj400 280 400 200 400 140 280 140 140 112 280 3.齿轮模数计算及验算（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，即 mj=163383221)1(jjmnuzPu可得各组的模数式中mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；dN驱动电动机功率（kW）；jn被计算齿轮的计算转速（r/min）；u大齿轮齿数与小齿
13、轮齿数之比，外啮合取“+”，啮合取“-”；1z小齿轮的齿数（齿）；m齿宽系数，Bmm（B为齿宽，m为模数），4 10m；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Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 齿数30 42 24 48 19 53 分度圆直径105 147 84 168 66.5 185.5 齿顶圆直径108.5 150.5 87.5 171.5 70 189 齿根圆直径100.6 142.6 79.6 163.6 62.12 181.1 齿宽24.5 24.5 24.5 24.5 24.5
14、 24.5 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB 286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB 286HB，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jfsjMPauBnNKKKKuzm)()1(1020883218弯曲应力验算公式为：wswMPaBYnzmNKKKK)(1019123215式中 N-传递的额定功率（kW），这里取 N为电动机功率，N=3kW;jn-计算转速（r/min）.jn=400（r/min）;m-初算的齿轮模数（mm）,m=3.5（mm）;B-齿宽（mm）;B=24.5（mm）
15、;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;sK-寿命系数；sK=TKnKNKqKTK-工作期限系数；mTCTnK0160 T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.;1n-齿轮的最低转速（r/min）,1n=400（r/min）0C-基准循环次数，接触载荷取0C=710，弯曲载荷取0C=6102 m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取 m=6;nK-转速变化系数，取nK=0.60 NK-功率利用系数，取NK=0.78 qK-材料强化系数，qK=0.60 3K-工作状况系数，取3K=1.1 2K-动载荷系数，取2K=1 1K-齿向载荷分布系数，1K=1 Y
16、-齿形系数，Y=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，可求得及查取值可求得：j=639.47 Mpa jw=78.72 Mpaw（3）扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4 Z4 Z5 Z5 Z6 Z6 齿数66 33 41 58 20 79 分度圆直径231 115.5 143.5 203 70 276.5 齿顶圆直径234.5 119 147 206.5 73.5 280 齿根圆直径226.6 111.12 139.12 198.6 65.6 272.12 齿宽28 28 28 28 28 2
17、8 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nK=0.62，NK=0.77，qK=0.60，3K=1.1，2K=1，1K=1，m=3.5，jn=280；可求得：j=620.73 Mpa jw=136.24Mpaw3 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=1.644Tn（mm）或 d=914njN（mm）式中 d-传动轴直径（mm）Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm）T=9550000JnN；N-该轴传递的功率（KW）
18、jn-该轴的计算转速-该轴每米长度的允许扭转角，=0.5001。各轴最小轴径如表4 执行轴轴颈直径的确定：执行轴的前轴劲 D1尺寸由教材 4-9 表得到：D1=50mm 后轴劲 D2=（0.70.9）D1所以取 D2=0.8D1=40mm 初步计算，取当量外径D=0.5（D1+D2）=45mm 执行轴选用阶梯状中空结构，径直径d=0.4D=0.4*45=18mm 5 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*
19、B=8*36*40*7 二轴：N*d*D*B=8*42*46*8 轴 号 轴 轴最小轴径 mm 35 40 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 3KW。由附录 3 得：安装尺寸 A=160mm，AB=205mm，HD=245mm。七校核一轴刚度校核（1）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：:YmZnDxxNLYYba43375.039.171L-两支承的跨距；D-轴的平均直径；X=ia/
20、L；ia-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YYYYYYbabahcos222aY-输入扭距齿轮挠度；bY-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=5.72。代入数据计算得：2ay=0.022；3ay=0.081；1ay=0.120；5by=0.198；4by=0.093；6by=0.065。合成挠度cos2512521babahyyyyY=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）轴扭转角的校核传动轴在支承点 A，B处的倾
21、角BA,可按下式近似计算：radlyhBA3将上式计算的结果代入得：radBA00042.0由文献 6，查得支承处的=0.001 因00042.0BA0.001，故轴的转角也满足要求。二轴承寿命校核。由轴最小轴径可取轴承为6208 深沟球轴承,寿命指数=3；P=XFr+YFa X=1，Y=0。对轴受力分析得：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 L10h=15000h L10h=n16670)PC(=280166703)2238.38100029.5(=93123.82h L10h=15000h 轴承寿命满足要求。八润滑与密封润滑与密封：减摩抗磨，降低摩擦
22、阻力以节约能源，减少磨损以延长机械寿命，提高经济效益；冷却，要求随时将摩擦热排出机外；密封，要求防泄漏、防尘、防窜气；清净冲洗，要求把摩擦面积垢清洗排除；应力分散缓冲，分散负荷和缓和冲击及减震；动能传递，液压系统和遥控马达及摩擦无级变速等。由于带轮转速为 560r/min 故，采用油润滑，可以减少摩擦阻力和减轻磨损。密封是为了阻止灰尘水分等杂物进入轴承，防止润滑剂的流失。采用密封圈密封即可满足要求。九 结论经过这次课程设计，使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解，并且对设计工作有了更深入的认识。懂得了.理论和实践同等重要。理论能指导实践，使你能事半功倍，实践能上升成为理论，为
23、以后的设计打下基础。从校门走出后,一定要重视实践经验的积累,要多学多问。把学校学习的专业知识综合的应用起来，这非常重要。体会到把技术搞好就必须安心的学习，虚心向别人请教，耐心的对待每一个问题，不放过任何一个自己遇到的问题，要善于发现问题。在设计过程中，得到老师的精心指导和帮助，由于经验尚浅，知识把握不熟练，设计中定有许多地方处理不够妥当，有些部分甚至可能存在错误，望老师多提宝贵意见。十参考文献1.段铁群.机械系统设计.科学；2.于惠力，向敬忠，春宜.机械设计.科学；3.于惠力，春宜，承怡.机械设计课程设计，理工大学；4.戴署.金属切削机床设计.机械工业；5.易新，金属切削机床课程设计指导书；6.机床设计手册 2 上册。7.濮良贵机械设计基础