机械系统课程设计1

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姓名：徐志升学号：0801010331指导教师：崔思海2011年9月8日2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……………………………………………..193一．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。4二．课程设计目的及内容《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》课程设计内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）对于课程设计内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5动机功率P=3KW；电机转速n=1430r/min2技术要求1.利用电动机完成换向和制动。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。6四．运动设计1运动参数及转速图的确定（1）转速范围。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：35.5r/min、50r/min、71r/min、100r/min、140r/min、200r/min，280r/min，400r/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=31×33。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）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=31×33,易知第一扩大组的变速范围r=φp1(x1-1)=1.416=7.85〈8符合“升2降4”原则，其结构网如图结构网Z=31×33（5）画转速图。转速图如下图7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：8主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin≥17,齿数和Sz≤100～120，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1:1.41:21:2.792：11:1.411：4代号Z1Z'1Z2Z'2Z3Z'3Z4Z'4Z5Z'5Z6Z'6齿数3042244819536633415820792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=2.76％〈4.1％因此满足要求。各级转速误差n400280200140100715035.5n`402.82287.73203.39142.38102.0872.8450.9936.56误差0.71%2.76％1.70％1.70％2.08％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。9五．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=80~100mm初取小带轮直径d：取d=100mmA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DmDm=(D1+D2)/2=(95+300)/2=227.5mm求△△=（D1-D2）/2=（355-100）/2=127.5mm根据0.7（D1+D2）≤a≤2（D1+D2）即，318.5≤a0≤910mm初取中心距，a0=450mm带长L=×Dm+2×a0+△2/a0=1650.84mm由《机械设计》表3.2选取标准Ld得：Ld=1600mm（3）求实际中心距和包角实际中心距a≈a0+(Ld-L)/2=450-25.42=424.58mm中心距调整范围amax=a+0.03Ld=472.58mmamin=a-0.015Ld=400.58mm小轮包角1=180-（D1-D2）/a×57.3=145.6120（4）求带根数验算带速：=∏D1n1/60×1000=3.14×100×1430/(60×1000)=7.49m/s5≤≤25，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=3.5510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Z≥PC/｛（P0+△P0）×K×KL｝=3.3/(1.30+0.17)×0.91×0.99=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。Ⅱ轴共有3级转速：140r/min、200r/min、280r/min。若经传动副Z5/Z'5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nⅡj=140r/min；Ⅰ轴有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速nⅠj=400r/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Z'6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Z'6j=71r/min。齿轮Z6装在Ⅱ轴上，有140-280r/min共4级转速，但经齿轮副Z6/Z'6传动主轴，则只有280r/min传递全功率，故Z6j=280r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表轴号Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴计算转速r/min40014070.5811齿轮副计算转速序号Z1Z1`Z2Z2`Z3Z3`Z4`Z4`Z5Z5`Z6nj4002804002004001402801401401122803.齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，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——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”，内啮合取“-”；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Z1Z1`Z2Z2`Z3Z3`齿数304224481953分度圆直径1051478416866.5185.5齿顶圆直径108.5150.587.5171.570189齿根圆直径100.6142.679.6163.662.12181.1齿宽24.524.524.524.524.524.512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：①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）;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）130C----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=0.60NK----功率利用系数，取NK=0.78qK-----材料强化系数，qK=0.603K-----工作状况系数，取3K=1.12K-----动载荷系数，取2K=11K------齿向载荷分布系数，1K=1Y------齿形系数，Y=0.386；j----许用接触应力（MPa）,取j=650Mpa；w---许用弯曲应力（MPa），取w=275Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：j=639.47Mpajw=78.72Mpaw（3）扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4`Z5Z5`Z6Z6`齿数663341582079分度圆直径231115.5143.520370276.5齿顶圆直径234.5119147206.573.5280齿根圆直径226.6111.12139.12198.665.6272.12齿宽282828282828按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241H