機械系統(tǒng)課程設計1

1、機械系統(tǒng)設計課程設計說明書院系：機械動力工程學院 班級：機械 08-3 ：徐志升 學號： 0801010331 指導教師：思海2011年 9 月 8 日目錄一. 摘要2二. 課程設計的目的3三. 課程設計題目主要設計參數(shù)和技術要求 3四. 運動設計 .5五. 動力計算. . .8六. 主要零部件的選擇15七. 校核 .16八. 潤滑與密封 . .18.19九. 結論 19十.參考文獻摘要設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求 出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與 轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設計原理 和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網(wǎng)入手，確定最佳

2、機床主軸功率與轉 矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明 書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定 的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系 統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主 傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒 輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的 設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分 析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。課程設計目的及容機械系統(tǒng)課程設計課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計 的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基

3、礎課、技術基礎 課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓 展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構， 進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng) 主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工 程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高 學生設計能力的目的。 通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練， 提高分析和解決工程技術問題的能力， 并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條 件。機械系統(tǒng)設計課程設計容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計 和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理

4、論分析與設計計算：（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計：（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術文件：（1）對于課程設計容進行自我經(jīng)濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。三課程設計題目，主要設計參數(shù)和技術要求1 課程設計題目和主要技術參數(shù)題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設計技術參數(shù)：Nmin=35.5r/min ; Nmax=560r/min； Z=9級；公比為 1.41 ;電動機功率P=3KW；電

5、機轉速n=1430r/min2 技術要求1. 利用電動機完成換向和制動。2. 各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構。3. 進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動四運動設計1運動參數(shù)及轉速圖的確定(1) 轉速圍。Rn=Nmax=60 =15.77N min 35.5(2) 轉速數(shù)列。首先找到40r/min、然后每隔 5個數(shù)取一個值 (1.41=1.06 6)，故得出主軸的轉速數(shù)列為：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 級。(3) 確定傳動組數(shù)和傳動副數(shù)。因為Z=9

6、,可分解為：Z=3X 33。這種結構式可以使傳動組結構緊湊，再 設計時不至于使整體結構過大。(4) 寫傳動結構式，畫結構圖。根據(jù)“前多后少”，“先降后升”，“前密后疏”，“升2降4”的原則,選取傳動方案Z=31X 33,易知第一擴大組的變速圍r= p1(x1-1)=1.416=7.85 8符合“升2降4”原則，其 結構 網(wǎng)如圖結構網(wǎng)Z= 31X 33(5) 畫轉速圖。轉速圖如下圖系統(tǒng)轉速圖(6) 畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動 系統(tǒng)圖如圖：主傳動系統(tǒng)圖(7) 齒輪齒數(shù)的確定。變速組取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin17,齒數(shù)和Szw 100120,根據(jù)各變速組公比，可得各

7、傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù) 如表：齒輪齒數(shù)傳 動 比基本組第一擴大組1:1.41:21:2.792: 11:1.411: 4代 號乙乙乙Z2Z3乙乙ZsZ5Z6Z6齒 數(shù)30 -42244819536633415820792核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過土10( -1) %,即|實際轉速n 標準轉速n |標準轉速n1)%對 Nmax=560r/minNmax=1430*100/355*30/42*66/33=575.5r/min則有575 5560=2.76 %4.1 %560因此滿足要求。各級轉速誤差n400280200140100715035.5n、402.

8、82287.73203.39142.38102.0872.8450.9936.56誤 差0.71%2.76 %1.70 %1.70 %2.08 %2.59 %1.98 %2.99 %各級轉速誤差都都小于4.1 %，因此不需要修改齒數(shù)。五動力計算1帶傳動設計(1) 直徑計算計算功率 Pd=Ka*P=1.1*3=3.3KW查普通V帶選型圖，可得d=80100mm初取小帶輪直徑d：取d=100mm A型V帶大帶輪直徑 D;D= 並=100 1430 =357.5mmn2400根據(jù)V帶帶輪基準直徑系列，取D=355mm(2) 計算帶長求 Dm Dm=(D 1 +D2 )/2=(95+300)/2=22

9、7.5mm求厶 = (U-D?) /2=(355-100)/2=127.5mm根據(jù) 0.7 (D1+D2 a 2 (D1+D2即，318.5 120(4) 求帶根數(shù)驗算帶速：=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. 計算轉速的計算(z/3 1)(1) 主軸的計算轉速 n,由公式nj=nmin得，主軸的計算轉速 n=70.58r/min。(2) 確定各傳動軸的計算轉速。U軸共有 3級轉速：140 r/m

10、in、 200r/min、280 r/min。若經(jīng)傳動副 ZJ Z 5傳動主軸，全部傳遞全功率，其 中140r/min是傳遞全功率的最低轉速，故其計算轉速nuj=140 r/min ； I軸有1級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速n1 j=400 r/min。各計算轉速入表。各軸計算轉速軸號I軸n軸川軸計算轉速r/mi n40014070.58(3) 確定齒輪副的計算轉速。齒輪 Z6裝在主軸上并具有35.5、50、71r/min共3級轉速，其中只有 71r/min傳遞全功率，故 Z6 j=71 r/min 。齒輪Z6裝在U軸上，有140-280 r/min共4級轉速，但經(jīng)齒輪副Z6/ Z6傳

11、動主軸，則只有280r/min傳遞全功率，故Z6j=280r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表齒輪副計算轉速序 號ZiZiZ2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6nj4002804002004001402801401401122803. 齒輪模數(shù)計算及驗算即 m=163383(u 1)PmZi2u j2nj（1）模數(shù)計算。一般同一變速組的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算,可得各組的模數(shù)式中 m按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（mm；Nd驅動電動機功率（kW;nj被計算齒輪的計算轉速（r/min ）；u 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“ +”，嚙合

12、取“-”;Zi小齒輪的齒數(shù)（齒）；m 齒寬系數(shù)，m m（ B為齒寬，m為模數(shù)），m 410 ；j 材料的許用接觸應力（MPa ）。得：基本組的模數(shù)mj=3.5第一擴大組的模數(shù)mj=3.5（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3齒數(shù)3042 24481953分度圓直徑1051478416866.5185.5齒頂圓直徑108.5150.587.5171.570189齒根圓直徑100.6142.679.6163.662.12181.1齒寬24.524.524.524.524.524.5按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB-286HB 平均

13、取260HB大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HL286HB平均取240HB 計算如下：齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為2088 108 .（u 1）KiK2K3KsN 小仆、j J （MPa） jzmuBn f彎曲應力驗算公式為：5(MPa)191 10 KZaKsNzm2BY n式中N-傳遞的額定功率（kV），這里取N為電動機功率，N=3kW;nj 計算轉速（r/min）. nj =400（r/min）;m初算的齒輪模數(shù)（mm , m=3.5 （ mrh ;B-齒寬（mrj）；B=24.5 （mr）i ;z-小齒輪齒數(shù)；z=19;u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79;Ks

14、壽命系數(shù)；Ks = Kt Kn Kn KqKt -工作期限系數(shù);mKt60:Cc齒輪工作期限，這里取T=15000h.;n1 齒輪的最低轉速(r/min 1 , n1=400 (r/min )m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3彎曲載荷取m=6;Kn-轉速變化系數(shù)，取Kn=0.60Kn-功率利用系數(shù)，取 心=0.78Kq-材料強化系數(shù)，Kq=0.60K3-工作狀況系數(shù)，取Ka=1.1K2-動載荷系數(shù)，取K2=1Ki-齒向載荷分布系數(shù)，Ki=1丫-齒形系數(shù)，丫=0.386 ；j -許用接觸應力(MPa ,取 j =650 Mpa；w -許用彎曲應力(MPa，取 w =275 Mpa；根據(jù)上述公式

15、，可求得及查取值可求得：j =639.47 Mpa j=78.72 Mpa(3)擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z4Z4Z5Z5Z6Z6齒數(shù)66P 33：41；582079 n分度圓直徑231115.5143.520370276.5齒頂圓直徑234.5119147206.573.5280齒根圓直徑226.6M11.12M39.12198.665.6272.12 齒寬282828282828按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr,調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB-286HB平均取260HB大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB-286HB平均取240HB同理根據(jù)基本組的計算，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傳動軸最小軸徑的初定傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算:d=1.64d=91(mr)i(mrj)式中d-傳動軸直徑（mmTn-該軸傳遞的額定扭矩（N*mrhNT=9550000njN-該軸傳遞的功率（KWnj -該軸的計算轉速-該軸每米長度的允許扭轉角，=0.5 010。各軸最小軸徑如表軸號最小軸徑mm35404執(zhí)行軸軸頸直徑的確定：執(zhí)行軸的前軸勁D尺寸由教材4-9表得到：D=50mm后軸勁 D2=（0.70.9）D 所以取

17、 D=0.8Di=40mm初步計算，取當量外徑 D=0.5（ Di+D） =45mm執(zhí)行軸選用階梯狀中空結構，徑直徑d=0.4D=0.4*45=18mm5軸承的選擇：一軸：深溝球軸承，代號 6007,6008二軸：深溝球軸承，代號6008三軸：深溝球軸承，代號6010圓錐滾軸承，代號30211雙列圓柱滾子軸承，代號 N220E軸承布置見展開圖6花鍵的選擇:一軸：N*d*D*B=8*36*40*7二軸：N*d*D*B=8*42*46*8六主要零部件的選擇一 擺桿式操作機構的設計（1）幾何條件； （2）不自鎖條件。具體結構見CAD圖二 電動機的選擇選擇 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。由

18、文獻【 3】附錄 2 得：電動機型號為 Y100L2-4 ，額定功率 3KW。由附錄 3 得：安裝尺寸 A=160mm AB=205mmHD=245mm七校核H軸剛度校核(i)n軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算:L3N 0.75x x3 Ya Yb171.394YD mZnL-兩支承的跨距；D-軸的平均直徑；X=q/L ； ai -齒輪工作位置處距較近支承點的距離；N-軸傳遞的全功率；校核合成撓度YhYa2 Yb2 2YaYb cos YYa -輸入扭距齒輪撓度；Yb 輸出扭距齒輪撓度2( )；-被演算軸與前后軸連心線夾角；=144嚙合角 =20,齒面摩擦角=5.

19、72 。代入數(shù)據(jù)計算得：ya2 =0.022 ； ya3=0.081 ； ya1=0.120 ；yb5 =0.198 ； yb4 =0.093 ； yb6 =0.065。I o*7合成撓度 Yhya1 yb52ya1yb5cos =0.202查文獻6,帶齒輪軸的許用撓度 y =5/10000*L即 y =0.268。因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。(2)n軸扭轉角的校核傳動軸在支承點A, B處的傾角A, B可按下式近似計算:A B 牛 rad將上式計算的結果代入得:a b 0.00042 rad由文獻6,查得支承處的=0.001因a b 0.00042 0.001，故軸的轉角也滿足要求。軸承壽命校核。由n軸最小軸徑可取軸承為6208深溝球軸承,壽命指數(shù) =3;P=XF+YFX=1, Y=0b對U軸受力分析得：前支承的徑向力Fr=2541.33N。由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 16670280翼 X (C) nPL 10h=15000h軸承壽命滿足要求。10h=L ioh=15OOOh729.5 1000x (一2238.38)3 =93123.82h 八潤滑與密封潤滑與密封：減摩抗磨，降低摩擦阻力以節(jié)約能