《機(jī)械系統(tǒng)課程設(shè)計(jì)》課程設(shè)計(jì)機(jī)床主傳動(dòng)變速系統(tǒng)設(shè)計(jì)

1、機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書院系：機(jī)械動(dòng)力工程學(xué)院班級(jí)：機(jī)械08-3姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師： 2011年 9 月 8日目錄一摘要. 2二. 課程設(shè)計(jì)的目的3三. 課程設(shè)計(jì)題目主要設(shè)計(jì)參數(shù)和技術(shù)要求3四. 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) .5五. 動(dòng)力計(jì)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(jié)論.19十參考文獻(xiàn).19一摘要設(shè)計(jì)機(jī)床得主傳動(dòng)變速系統(tǒng)時(shí)首先利用傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方法求出理想解和多個(gè)合理解。根據(jù)數(shù)控機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機(jī)電關(guān)聯(lián)分級(jí)調(diào)速主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)原理和方法。從主傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機(jī)床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計(jì)算和校核相關(guān)運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)。

2、本說明書著重研究機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟和設(shè)計(jì)方法，根據(jù)已確定的運(yùn)動(dòng)參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，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(shè)計(jì)效率。在機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)方法是試算，湊算法，計(jì)算麻煩且不易找出合理的設(shè)計(jì)方案。本文通過對(duì)主傳動(dòng)系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動(dòng)特點(diǎn)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(shè)計(jì)目的及內(nèi)容機(jī)械系統(tǒng)課程設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生能夠運(yùn)用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識(shí)，及生產(chǎn)實(shí)習(xí)等實(shí)踐技能，達(dá)到鞏固、加深和

3、拓展所學(xué)知識(shí)的目的。通過課程設(shè)計(jì)，分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì)，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。通過設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊(cè)、設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識(shí)和設(shè)計(jì)技巧，提高學(xué)生設(shè)計(jì)能力的目的。通過設(shè)計(jì)，使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件。 機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)內(nèi)容由理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算、圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算：（1）機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總

4、體設(shè)計(jì)參數(shù)，進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和計(jì)算。（3）根據(jù)設(shè)計(jì)方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動(dòng)力計(jì)算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)：（1）選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計(jì)與繪制。1.2.3編制技術(shù)文件：（1）對(duì)于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評(píng)價(jià)。（2）編制設(shè)計(jì)計(jì)算說明書。三課程設(shè)計(jì)題目，主要設(shè)計(jì)參數(shù)和技術(shù)要求1 課程設(shè)計(jì)題目和主要技術(shù)參數(shù)題目：分級(jí)變速主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)技術(shù)參數(shù)：nmin=35.5r/min；nmax=560r/min；z=9級(jí)；公比為1.41；電動(dòng)機(jī)功率p=3kw；電機(jī)轉(zhuǎn)速n=1430r/min2 技術(shù)要求1. 利用電動(dòng)機(jī)完成換向和制動(dòng)。2. 各滑移齒輪塊采用單獨(dú)操縱機(jī)構(gòu)

5、。3. 進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)采用單獨(dú)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。四運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)1 運(yùn)動(dòng)參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定（1） 轉(zhuǎn)速范圍。rn=15.77（2） 轉(zhuǎn)速數(shù)列。首先找到40r/min、然后每隔5個(gè)數(shù)取一個(gè)值（1.41=1.066），故得出主軸的轉(zhuǎn)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(jí)。（3） 確定傳動(dòng)組數(shù)和傳動(dòng)副數(shù)。因?yàn)閦=9，可分解為：z=3133。這種結(jié)構(gòu)式可以使傳動(dòng)組結(jié)構(gòu)緊湊，再設(shè)計(jì)時(shí)不至于使整體結(jié)構(gòu)過大。（4）寫傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式,畫結(jié)構(gòu)圖。根據(jù)“前多后少” , “先降后升”

6、 , “前密后疏”,“升2降4”的原則,選取傳動(dòng)方案 z=3133,易知第一擴(kuò)大組的變速范圍r=p1(x1-1)=1.416=7.858符合“升2降4”原則，其 結(jié) 構(gòu) 網(wǎng) 如 圖結(jié)構(gòu)網(wǎng) z=3133（5） 畫轉(zhuǎn)速圖。轉(zhuǎn)速圖如下圖 系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖 （6）畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如圖： 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計(jì)要求zmin17,齒數(shù)和sz100120，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動(dòng)比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表： 齒輪齒數(shù)傳動(dòng)比基本組第一擴(kuò)大組1:1.41:21:2.792：11:1.411：4代號(hào)zzzzzzzzzzzz齒數(shù)30

7、 42 24 48 19 5366 33 4158 20792核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過10(-1),即 對(duì)nmax=560r/min，nmax=1430*100/355*30/42*66/33=575.5r/min 則有=2.764.1 因此滿足要求。各級(jí)轉(zhuǎn)速誤差n 400280200140100715035.5n402.82287.73203.39142.38102.0872.8450.9936.56誤差0.71%2.761.701.702.082.591.982.99各級(jí)轉(zhuǎn)速誤差都都小于4.1，因此不需要修改齒數(shù)。五動(dòng)力計(jì)算1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)(1) 直徑計(jì)算

8、計(jì)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=357.5mm 根據(jù)v帶帶輪基準(zhǔn)直徑系列，取d=355mm（2）計(jì)算帶長求dm dm=(d+d)/2=(95+300)/2=227.5mm求 =（d-d）/2=（355-100）/2=127.5mm根據(jù)0.7（d1+d2）a2（d1+d2）即，318.5a0910mm初取中心距，a0=450mm帶長 l=dm+2a0+/a0=1650.84 mm由機(jī)械設(shè)計(jì)表3.2選取標(biāo)準(zhǔn)ld 得：ld=1600mm（3）求實(shí)際中心距和包角實(shí)際中心距aa0+(

9、ld-l)/2=450-25.42=424.58mm中心距調(diào)整范圍 amax=a+0.03ld=472.58mm amin=a-0.015ld=400.58mm小輪包角 =180-（d-d）/a57.3=145.6120（4）求帶根數(shù)驗(yàn)算帶速 ： =dn/601000=3.141001430/(601000)= 7.49m/s525，合格計(jì)算傳動(dòng)比i并驗(yàn)算傳動(dòng)比相對(duì)誤差： 理論傳動(dòng)比 i0=3.575實(shí)際傳動(dòng)比 i=n/n=355/100=3.55確定v帶根數(shù)z： 由機(jī)械設(shè)計(jì)表3.6，p=1.30kw；由表3.8，k=0.91；由表3.9，k=0.99；由表3.7，p=0.17kw；所以zp/

10、（p+p）kk=3.3/(1.30+0.17)0.910.99=2.49取z=3根2.計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=70.58r/min。（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。軸共有3級(jí)轉(zhuǎn)速：140 r/min、200r/min、280 r/min。若經(jīng)傳動(dòng)副z/ z傳動(dòng)主軸，全部傳遞全功率，其中140r/min是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=140 r/min； 軸有1級(jí)轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=400 r/min。各計(jì)算轉(zhuǎn)速入表。各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速軸 號(hào) 軸 軸 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 40014070.58 （3） 確定齒輪副的

11、計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪z裝在主軸上并具有35.5、50、71r/min共3級(jí)轉(zhuǎn)速，其中只有71r/min傳遞全功率，故zj=71 r/min。 齒輪z裝在軸上，有140-280 r/min共4級(jí)轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副z/ z傳動(dòng)主軸，則只有280r/min傳遞全功率，故zj=280r/min。依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，如表 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào)z1z1z2z2z3z3z4z4z5z5z6n4002804002004001402801401401122803.齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即mj=16338可得各

12、組的模數(shù)式中 mj按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的齒輪模數(shù)（mm）；驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率（kw）；被計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）； 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“+”，內(nèi)嚙合取“-”； 小齒輪的齒數(shù)（齒）； 齒寬系數(shù)，（b為齒寬，m為模數(shù)），；材料的許用接觸應(yīng)力（）。得：基本組的模數(shù)mj=3.5 第一擴(kuò)大組的模數(shù)mj=3.5（2）基本組齒輪計(jì)算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪z1z1 z2z2z3z3齒數(shù)304224481953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.

13、1 齒寬24.524.524.524.524.524.5按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241hb286hb，平均取260hb，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229hb286hb，平均取240hb。計(jì)算如下： 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算： 接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為 彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為： 式中 n-傳遞的額定功率（kw），這里取n為電動(dòng)機(jī)功率，n=3kw; -計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）. =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-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79; -壽命系

14、數(shù)； = -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(zhuǎn)速（r/min）, =400（r/min） -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; -轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，取=0.60 -功率利用系數(shù)，取=0.78 -材料強(qiáng)化系數(shù)， =0.60 -工作狀況系數(shù)，取=1.1 -動(dòng)載荷系數(shù)，取=1 -齒向載荷分布系數(shù)， =1 y-齒形系數(shù)， y=0.386；-許用接觸應(yīng)力（mpa）,取=650 mpa；-許用彎曲應(yīng)力（mpa），取=275 mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=639.47 mpa =78.72 m

15、pa （3）擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。 擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪z4z4z5z5z6z6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(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241hb286hb，平均取260hb，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229hb286hb，平均取240hb。 同理根據(jù)基本組的計(jì)算，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=280

16、；可求得：=620.73 mpa =136.24mpa 3傳動(dòng)軸最小軸徑的初定傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-傳動(dòng)軸直徑（mm） tn-該軸傳遞的額定扭矩（n*mm） t=9550000； n-該軸傳遞的功率（kw） -該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 -該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，=0.5。各軸最小軸徑如表軸 號(hào) 軸 軸最小軸徑mm 35404執(zhí)行軸軸頸直徑的確定：執(zhí)行軸的前軸勁d1尺寸由教材4-9表得到：d1=50mm后軸勁d2=（0.70.9）d1 所以取d2=0.8d1=40mm初步計(jì)算，取當(dāng)量外徑d=0.5（d1+d2）=45mm執(zhí)行軸選用階梯狀中空

17、結(jié)構(gòu)，內(nèi)徑直徑d=0.4d=0.4*45=18mm5軸承的選擇:一軸：深溝球軸承，代號(hào)6007,6008二軸：深溝球軸承，代號(hào)6008三軸：深溝球軸承，代號(hào)6010 圓錐滾軸承，代號(hào)30211 雙列圓柱滾子軸承，代號(hào)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(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) （1）幾何條件； （2）不自鎖條件。具體結(jié)構(gòu)見cad圖二 電動(dòng)機(jī)的選擇 選擇y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。由文獻(xiàn)【3】附錄2得：電動(dòng)機(jī)型號(hào)為y100l2-4，額定功率3kw。由附錄3得：安裝尺寸a=160

18、mm，ab=205mm，hd=245mm。七校核一 軸剛度校核（1）軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻(xiàn)【5】中的公式計(jì)算：: l-兩支承的跨距；d-軸的平均直徑；x=/l；-齒輪工作位置處距較近支承點(diǎn)的距離；n-軸傳遞的全功率； 校核合成撓度 -輸入扭距齒輪撓度； -輸出扭距齒輪撓度 ； -被演算軸與前后軸連心線夾角；=144 嚙合角=20，齒面摩擦角=5.72。代入數(shù)據(jù)計(jì)算得：=0.022；=0.081；=0.120； =0.198；=0.093；=0.065。 合成撓度 =0.202 查文獻(xiàn)6，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*l即=0.268。 因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2） 軸扭轉(zhuǎn)角的校核傳動(dòng)軸在支承點(diǎn)a，b處的傾角可按下式近似計(jì)算： 將上式計(jì)算的結(jié)果代入得： 由文獻(xiàn)6，查得支承處的=0.001因0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。二 軸承壽命校核。由軸最小軸徑可取軸承為6208深溝球軸承,壽命指數(shù)=3；p=xfr+yfax=1，y=0。對(duì)軸受力分析得：前支承的徑向力fr=2541.33n。 由軸承壽命的計(jì)算公式：預(yù)期的使用壽命 l10h=15000h l10h=93123.82hl10h=15000h 軸承壽命滿足要求。八潤滑與密封潤滑與密封：減摩抗磨，降低摩擦阻力以節(jié)約能源，減少磨損以延長機(jī)械