机械专业系统设计专业课程设计项目说明指导书.doc

分级变速主传动系统设计摘 要本阐明书着重研究机床主传动系统设计环节和设计办法，依照已拟定运动参数以变速箱展开图总中心距最小为目的，拟定变速系统变速方案，以获得最优方案以及较高设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化构造，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数设计办法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。核心词 分级变速；传动系统设计；传动副；构造网；构造式；齿轮模数，传动比目 录摘 要I第1章 绪论11.1 课程设计目11.2课程设计内容11.2.1 理论分析与设计计算11.2.2 图样技术设计11.2.3编制技术文献11.3 课程设计题目、重要技术参数和技术规定21.3.1课程设计题目和重要技术参数21.3.2技术规定2第2章 运动设计32.1 运动参数及转速图拟定32.1.1转速范畴32.1.2转速数列32.1.3拟定构造式32.1.4拟定构造网32.1.5绘制转速图和传动系统图42.2 拟定各变速组此论传动副齿数42.3 核算主轴转速误差5第3章 动力计算63.1带传动设计73.2 计算转速计算83.3 齿轮模数计算及验算93.5 主轴合理跨距计算13第4章 重要零部件选取144.1电动机选取154.2 轴承选取154.3变速操纵机构选取15第5章 校核165.1 轴校核165.2 轴承寿命校核18第6章 构造设计及阐明196.1 构造设计内容、技术规定和方案196.2 展开图及其布置19结论20参照文献21道谢22第1章 绪论1.1 课程设计目机械系统设计课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计综合性练习。通过课程设计，使学生可以运用所学过基本课、技术基本课和专业课关于理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识目。通过课程设计，分析比较机械系统中某些典型机构，进行选取和改进；结合构造设计，进行设计计算并编写技术文献；完毕系统主传动设计，达到学习设计环节和办法目。通过设计，掌握查阅有关工程设计手册、设计原则和资料办法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力目。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能训练，提高分析和解决工程技术问题能力，并为进行机械系统设计创造一定条件。1.2课程设计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献编制三某些构成。1.2.1 理论分析与设计计算（1）机械系统方案设计。设计方案分析，最佳功能原理方案拟定。（2）依照总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）依照设计方案和零部件选取状况，进行关于动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计（1）选取系统中重要机件。（2）工程技术图样设计与绘制。1.2.3编制技术文献（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算阐明书。1.3 课程设计题目、重要技术参数和技术规定1.3.1课程设计题目和重要技术参数题目08：分级变速主传动系统设计技术参数：nmin=63r/min；nmax=355r/min；Z=4级；公比为1.78；电动机功率P=3kW；电机转速n0=1430r/min 1.3.2技术规定（1）运用电动机完毕换向和制动。（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 运动参数及转速图拟定2.1.1转速范畴Rn=5.632.1.2转速数列转速数列。查机械系统设计表2-9原则数列表，一方面找到63r/min、然后每隔9个数取一种值（1.78=1.0610），得出主轴转速数列为63r/min、112r/min、200r/min、355 r/min共4级。2.1.3拟定构造式对于Z=4可分解为：Z=2122。2.1.4拟定构造网依照“前多后少”，“先降后升”，“前密后疏”，构造紧凑原则，选用传动方案 Z=2122，易知第二扩大组变速范畴r=(P3-1)x=1.782=3.178，满足规定，其构造网如图2-1所示。图2-1构造网 2.1.5绘制转速图和传动系统图（1）选取电动机：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。依照系统转速图及已知技术参数，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 拟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）齿轮齿数拟定。据设计规定Zmin1820由表4.1，依照各变速组公比，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1:11:1.781:11：3.17代号Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4齿数27272036272725802.3 核算主轴转速误差实际传动比所导致主轴转速误差，普通不应超过10(-1),即10(-1)对Nmax=355r/min，实际转速Nmax=1430=357.5r/min，则有=0.74.1因而满足规定。同理，依照计算得出其她各组数据如下表：因而满足规定。各级转速误差表2-2 转速误差分析表n 35520011263n357.5198.6111.762误差0.70.70.21.6所有计算成果都不大于4.1，因而不需要修改齿数。第3章 动力计算3.1带传动设计 输出功率P=3kw,转速n1=1430r/min,n2=350r/min 1、拟定计算功率: 按最大状况计算P=3kw，K为工作状况系数，查1表3.5. 取K=1.0 pd=kAP=1.0X3=3.3kw 2、选取V带型号: 依照pd,n1=1430r/min参照1图表3.16及表3.3选小带轮直径，查表选取A型V带 d1=100mm 3、拟定带轮直径d1,d2小带轮直径d1=100mm 验算带速v=d1n1/(60X1000)=X100X1430/(60X1000)=7.536m/s从动轮直径d2=n1d1/n2=1430X100/350=408.6mm取d2=400mm查1表3.3计算实际传动比i=d2/d1=400/100=4 4、定中心矩a和基准带长Ld1初定中心距a00.7(d1+d2)a02(d1+d2)420a01000取ao=700mm2带计算基准长度 Ld02a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a02x700+(100+400)/2+(400-100)2/4X7002399mm查1表3.2取Ld0=2400mm3计算实际中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=700+(2400-2399)=700.5mm 4拟定中心距调节范畴 amax=a+0.03Ld=700.5+0.03X2400=772.5mm amin=a-0.015Ld=700.5-0.015X2400=664.5mm 5、验算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=17201200 6、拟定V带根数：拟定额定功率：P0由查表并用线性插值得P0=0.15kw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拟定带根数：Z=P/（P+P）KK=3.85/(1.05+0.13)X0.99X0.81=4.07取Z=53.2 计算转速计算 1、主轴计算转速 由机械系统设计表3-2中公式 63 76.35r/min 取计算转速为90r/min 2、传动轴计算转速 在转速图上，轴在最低转速63r/min时通过传动组传动副，得到主轴转速为200 r/min。这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因而轴最低转速为该轴计算转速即nj=112r/min,同理可求得轴计算转速为 nIIj=355r/min。 3、拟定各传动轴计算转速。 由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险小齿轮，因而只需求出危险小齿轮计算转速。可求得别的两对啮合齿轮中危险齿轮计算转速即 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 3553551124、 拟定齿轮副计算转速。齿轮Z装在主轴上转速，其中只有200r/min传递全功率，故Zj=200 r/min。依次可以得出别的齿轮计算转速，如表3-2。5、 表3-2 齿轮副计算转速序号Z1Z2Z3Z4Z5Z6n3553552002001121123.3 齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴输出功率2.85(kw)2.71(kw)2.60(kw)3、轴径设计及键选用轴一：，取带入公式： 有，d=27.9mm,圆整取d=30 选花键：轴二：，取带入公式： 有，d=31.87mm,圆整取d=35mm 选花键： 836407 主轴：选取主轴前端直径D1=90mm，后端直径D2=(0.750.85) D1取D2=65，则平均直径D=77.5。对于普通车床，主轴内孔直径,故主轴内孔直径取为支承形式选取两支撑，初取悬伸量，支撑跨距。选取平键连接，由于=0.501.0因此取值较大，计算轴直径为最小直径，也是危险直径，因此实际装配时可选用轴径更大轴。4、模数计算，普通同一变速组内齿轮取同一模数，选用负荷最重小齿轮，按简化接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组模数，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=2.6，取m=3mm2-3轴由公式mj=16338可得，m=3mm3-主轴由公式mj=16338可得，m=3.0mm普通同一变速组内齿轮取同一模数，因此依照状况都取同样模数。表3-3 模数组号基本组第一扩大组模数 mm 33（2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2齿数28282036分度圆直径848060108齿顶圆直径909066114齿根圆直径76.576.542.5100.5齿宽24242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质解决，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质解决，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/min）; m-初算齿轮模数（mm），m=3（mm）; B-齿宽（mm）;B=24（mm）; z-小齿轮齿数；z=18; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2; -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮最低转速（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 -功率运用系数，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；依照上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算。 第一扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z3Z3Z4Z4齿数53532581分度圆直径10710775243齿顶圆直径11311381249齿根圆直径99.599.567.5235.5齿宽24242424 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质解决，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质解决，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理依照基本组计算，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 3.5 主轴合理跨距计算由于电动机功率P=3KW，依照【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选用d1=80mm。后轴径d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。依照设计方案，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=255.8N.m假设该机床为车床最大加工直径为300mm。床身上最惯用最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径50%，这里取60%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=2842.2N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1421.1N总作用力 F=3177.7N此力作用于工件上，主轴端受力为F=3177.7N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。先后支承反力RA和RB分别为RA=F=3177.7=4766.55NRB=F=3177.7=1588.85N依照 文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承刚度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，因此最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 依照构造需要，主轴实际跨距不不大于合理跨距，因而需要采用办法增长主轴刚度，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角接触球轴承。第4章 重要零部件选取4.1电动机选取转速n1430r/min，功率P3kW选用Y系列三相异步电动机 4.2 轴承选取 I轴：与带轮接近段安装深沟球轴承6007，另一端安装深沟球轴承6006 II轴：安装深沟球轴承6007,两个。 III轴：接近带轮一侧安装深沟球轴承6007，中间安装深沟球轴承6007，后端安装深沟球轴承619084.3变速操纵机构选取选用左右摆动操纵杆使其通过杆推力来控制II轴上三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。第5章 校核5.1 轴校核（a） 主轴前端部挠度（b） 主轴在前轴承处倾角（c） 在安装齿轮处倾角=77.27E取为， 730805.11mm4，由于小齿轮传动力大，这里以小齿轮来进行计算1756.46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图5-1所示： 图5-1 主轴载荷图由上图可知如下数据：a=235mm,b=190mm,l=425mm,c=75mm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=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析如图5-2所示。图5-2 轴受力分析图得：前支承径向力Fr=2642.32N。 由轴承寿命计算公式：预期使用寿命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h轴承寿命满足规定。第6章 构造设计及阐明6.1 构造设计内容、技术规定和方案设计主轴变速箱构造涉及传动件（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构造设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表达。课程设计由于时间限制，普通只画展开图。主轴变速箱是机床重要部件。设计时除考虑普通机械传动关于规定外，着重考虑如下几种方面问题。精度方面规定，刚度和抗震性规定，传动效率规定，主轴前轴承处温度和温升控制，构造工艺性，操作以便、安全、可靠原则，遵循原则化和通用化原则。主轴变速箱构造设计时整个机床设计重点，由于构造复杂，设计中不可避免要通过重复思考和多次修改。在正式画图前应当先画草图。目是：1 布置传动件及选取构造方案。2 检查传动设计成果中有无干涉、碰撞或其她不合理状况，以便及时改正。3 拟定传动轴支承跨距、齿轮在轴上位置以及各轴相对位置，以确定各轴受力点和受力方向，为轴和轴承验算提供必要数据。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种平面上。轴上装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。齿轮直径受到离合器内径约束，齿根圆直径必要不不大于离合器外径，负责齿轮无法加工。这样轴间距加大。另一种布置方案是离合器左右某些分别装在同轴线轴上，左边某些接通，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。咱们采用第一种方案，通过空心轴中拉杆来操纵离合器构造。总布置时需要考虑制动器位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其她轴上。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，关系到变速箱轴向尺寸，减少轴向尺寸有助于提高刚度和减小体积。结论分级变速主传动系统设计构造及某些计算，到这里基本结束了，由于笔者水平有限，加之时间仓促，仅对分级变速主传动系统重要某些进行设计和校核，有许多地方解决不够妥当，由于没有接触过生产实际，因此也许有地方存在错误，但愿教师多提宝贵意见。通过这次课程设计，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理解，对于机械类书籍，软件使用能力得到了提高，并且对设计工作有了更进一步结识，在同窗们一起进行设计任务过程中，不但增进了情谊，并且对于课程设计课题有了更深理解。参照文献【1】、候珍秀.机械系统设计.哈尔滨工业大学出版社，修订版；【2】、于惠力 主编 机械设计 科学出版社 第一版【3】、戴 曙 主编 金属切削机床设计 机械工业出版社【4】、戴 曙 主编 金属切削机床 机械工业出版社 第一版【4】、赵九江 主编 材料力学 哈尔滨工业大学出版社 第一版【6】、郑文经 主编 机械原理 高等教诲出版社 第七版【7】、于惠力 主编 机械设计课程设计 科学出版社 道谢在课程设计过程中，感谢诸多同窗协助和指点，感谢院系各位教师近年来谆谆教诲，感谢她们默默栽培我。这次课程设计是在丁艳艳教师和王仲文教师亲切关怀和悉心指引下完毕。从课题选取到项目最后完毕，教师都始终予以我细心指引和不懈支持，在此，谨向教师表达衷心感谢和崇高敬意！。此外，在课程设计过程中，也得到了其她同窗协助，关于软件方面某些技能局限性得到了同窗大力协助，设计任务始终在较好氛围中进行，在这里，也向她们表达真诚感谢！再次向本次课程设计中所有协助过我人表达感谢。