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姓名：徐志升學號:0801010331指導教師：崔思海2011年9月 8日目錄摘要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18九.結論19十.參考文獻最新資料推薦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

2、數(shù)和動力參數(shù)。木說明 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)己確定 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。二.課程設計目的及內容機械系統(tǒng)課程設訃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礎課、技術基礎 課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產(chǎn)

3、實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓 展所學知識的UI的。通過課程設訃，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，進行設訃計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng) 主傳動設訃，達到學習設訃步驟和方法的LI的。通過設訃，掌握查閱相關工 程設計手冊、設訃標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高 學生設計能力的U的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設汁技能的訓練, 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)設計課程設計內容山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理論分析與設計計算：（1）機械系統(tǒng)的方案設訃。設計

4、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。123編制技術文件：（1）對于課程設計內容進行自我經(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=355i7min； Nmax=560r/min； Z=9 級；公比為 1.41 ；電動機功率P=3KW：電機轉速n=1430r/min2技術要求1. 利用電動機完成

5、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) 轉速范圍°Rg 皿二型=15.77 N 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=1.066),故得出主軸的轉速數(shù)列為:355 r/min、50i7min、71 r/mim 100 r/mim 140 r/min> 200 r/min> 280 r/min, 400 r/inin, 560r/inin 共 9 級。(3) 確定傳動組數(shù)和傳動副數(shù)。因為Z=9,可分解為：Z=3|X33。這種結

6、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=3iX3s,易知第一擴大組的變速范圍 r二嚴叫1.4宀785 <8符合“升2降4”原則,其結構網(wǎng)如圖結構網(wǎng)Z=3jx3s(5) 畫轉速圖。轉速圖如下圖0142012509006302152241£0564 Or/nlnmX、務X450160011280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：0300XL19486S4120n587942m1430r/min主傳動

7、系統(tǒng)圖(7)齒輪齒數(shù)的確定。變速組內取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zminl?,齒數(shù) 和SzWIOO120,根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒 數(shù)如表：齒輪齒數(shù)傳動比組 本 基4 1±2792. IXIX 21£4IX IX4 1±代號000HSHZH00齒數(shù)kJ412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±10(0")%,即I實際轉速-標準轉速XTI1< 10(0 1)%對 Nmax=560r/min標準轉速樸Nmax'=1430*100/355*30/42*66/33=575.5r/min則有 、

8、7m6()二2. 76%4.1%560 因此滿足要求。各級轉速誤差n400280200140100715()35.5n402.82287.73203.39142.38102.0872.8450.9936.56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,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=l.l*3=3.3KW 查普通V帶選型圖，可得d=80-100mm 初取小帶輪直徑d：取d= 100mm A型V帶大帶輪直徑 D；D= - = 1()43()=357.5mm心 400根據(jù)V帶帶輪

9、基準直徑系列，取D=355mm(2) 計算帶長求 Dm Dm=(D 】+D 2 )/2=(95+300)/2=227.5mm求厶 二(0-比)/2= (355-100) /2= 127.5mm根據(jù) 0.7 (D1+D2) WaW2 (D1+D2)即，318.5WaoW91Omm初取中心距，a()=450min帶長L= II xDm+2xao+A 2 /ao=165O.84 mm由機械設計表3.2選取標準Ld 得：Ld= 1600mm(3) 求實際中心距和包角實際中心距 aa0+(Ld-L)/2=450-25.42=424.58mm中心距調整范圍 amax=a+0.03Ld=472.58mmam

10、in=a-0.015Ld=400.58mm小輪包角(D,-D2 ) /ax57.3e =145.6°>120°(4) 求帶根數(shù)驗算帶速 u : u 二口必/60乂 1000二3. 14 X 100 X 1430/(60 X 1000) =7. 49m/s5WuW25,合格訃算傳動比i并驗算傳動比相對誤差：理論傳動比io=3.575實際傳動比 i=n,/n2 =355/100=3.55最新精品資料整理推薦,更新于二O二一年一月九日2021年1月9日星期六20:43:40確定V帶根數(shù)Z：由機械設計表3.6, P（嚴1.30KW；由表3.8, Ka=0.91；由表 3.9,

11、 0=0.99；由表 3.7, AP =0. 17KW；所以 ZPC/ （P0+AP ） xKaxKL =3.3/（ 1.30+0.17）x0.91 x0.99=2.49取Z二3根2.計算轉速的計算（z/3-l）（1）主軸的計算轉速nj,由公式nJ=nmin 得，主軸的計算轉速 nj=70.58r/mino（2）確定各傳動軸的汁算轉速。II軸共有3級轉速：140r/min、200r/min、 280 r/mino若經(jīng)傳動副Zj Z、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nllj=140r/min； I軸有1級轉速, 且都傳遞全功率，所以其計算轉速n

12、i jOO r/mino各計算轉速入表。各軸訃算轉速軸號I軸II軸III軸計算轉速r/min40014070.58（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Z6j=71 r/mino齒輪Z&裝在II軸上，有140-280 r/min共4級轉速，但經(jīng)齒輪副Z&/ Z6'動主軸，則只有280r/min傳遞全功率，故Z6 j=280r/mino依次可以得出其 余齒輪的計算轉速，如表按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr,調質處理，硬度241HB 286HB,平均取260HB,大齒輪用45

13、鋼，調質處理，硬度229HB286HB, 平均取240HBo計算如下：齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為彎曲應力驗算公式為:式中n傳遞的額定功率(kW),這里取N為電動機功率，X=3kW;Hj 計算轉速(r/min) . n =400 (r/min);m初算的齒輪模數(shù)(mm) , m=3.5 (mm);B齒寬(mm) ;B-24. 5 (mm);z小齒輪齒數(shù)；z=19;u-一小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79;Ks壽命系數(shù)；K嚴心心Kn KqKt -工作期限系數(shù);T-齒輪工作期限，這里取T=15000h.;齒輪的最低轉速(r/min)，坷=400 (r/min)最新資料推薦C。-基

14、準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取C(> = 107,彎曲載荷取co = 2xl06 m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m二3；彎曲載荷取m二6;-轉速變化系數(shù)，取Kn =0.60心一功率利用系數(shù)，取Kn =0.78Kq材料強化系數(shù)，心=0.60心工作狀況系數(shù)，取心二1.1K,動載荷系數(shù)，取K, = lK|齒向載荷分布系數(shù)，K嚴1Y-一一齒形系數(shù)，Y=0.386；6卜許用接觸應力(MPa)，取b店650Mpa：K許用彎曲應力(MPa),取<rH=275 Mpa：根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：b. =639.47 Mpa < crjcrM. =78.72 Mpa< bj(3)擴大組齒

15、輪訃算。擴大組齒輪兒何尺寸見下表齒輪Z4Z4、Z5Z5、Z6Z6、齒數(shù)663341582079分度圓直徑231115.5143.520370276.5齒頂圓直徑234.5119147206.573.5280齒根圓直徑226.6111.12139.12198.665.6272.12齒寬282828282828按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr,調質處理，硬度241HB286HB,平均取260HB,大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB-286HB, 平均取240HBo同理根據(jù)基本組的計算，可得 K”=0.62, Kn=QM,心=0.60,心二1.1,K2 = , K=l, m=35,=28

16、0；可求得：g . =620.73 Mpa < p J<yw = 136.24Mpa <3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:(mm)式中 d傳動軸直徑（mm）Tn該軸傳遞的額定扭矩（N*mm）T=9550000X;N-該軸傳遞的功率（KW）廠該軸的計算轉速 切該軸每米長度的允許扭轉角，切=05°1°。各軸最小軸徑如表軸號I軸II軸最小軸徑mm35彊新務%推薦4執(zhí)行軸軸頸直徑的確定:執(zhí)行軸的前軸勁Di尺寸山教材4-9表得到：Di=50mm 后軸勁D2二(0709) Di 所以取D2=08D|=40mm 初步計算,取當量外徑D=0.5 (D1

17、+D2)=45mm執(zhí)行軸選用階梯狀中空結構，內徑直徑d=0.4D=0.4M5=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。由文獻【3】附錄2得：電動機型號為Y100L2-4,額定功率3K

18、W。由附錄 3 得：安裝尺寸 A= 160mm, AB=205mm, HD=245mim最新資料推薦一 II軸剛度校核(1) 口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： 人仇)=171.39彳髡訐戈yL-兩支承的跨距；D-軸的平均直徑；X=6/L：-一齒輪工作位置處距較近支承點的距離；N-軸傳遞的全功率；校核合成撓度嶺=Y/+Yh2-2YaYhcos <YYa -輸入扭距齒輪撓度；Yh輸出扭距齒輪撓度P = 6- 2(a + p)；J被演算軸與前后軸連心線夾角；3 = 144°嚙合角a =20° ,齒面摩擦角0=5.72°。代入數(shù)據(jù)計

19、算得：yfl2 =0.022；兒產(chǎn)°081； vflI=0.120；yb5 =0.198：=0.093； yhf) =0.065 o合成撓度 Yh = yjyj +yh52 - 2yalyh5cosp =0.202查文獻6,帶齒輪軸的許用撓度y=5/10000*L即y =0.268 o因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2） 口軸扭轉角的校核傳動軸在支承點A, B處的傾角&，色可按下式近似計算:乞 =-°n = （曲）< &將上式計算的結果代入得：OA = -= 0.00042 （rad）山文獻6,查得支承處的 =0.001因0A = 0.00042 <0.001,故軸的轉角也滿足要求。二軸承壽命校核。山II軸最小軸徑可取軸承為6208深溝球軸承，壽命指數(shù)e=3: P二XFr+YFaX=l, Y=0o對II軸受力分析得：前支承的徑向力FI=2541.33No由軸承壽命的計算公式:預期的使用壽命Lioh=15000hLioh=X1667028029.5x1000 32238.38=93123.82h 2Lioh=15OOOh軸承壽命滿足要求。八.潤滑與密封潤滑與密封：減摩抗磨，