机械系统设计课程设计说明书.docx
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机械系统设计课程设计说明书
分级变速主传动系统设计
iRl
本说明书着重研究机床主传动系统得设计步骤与设计•方法■根据已确定得运动参数以变速箱展开图得总中心距最小为U标■拟定变速系统得变速方案■以获得最优方案以及较高得设计效率。
在机床主传动系统中■为减少齿轮数比简化结构•缩短轴向尺寸•用齿轮齿数得设计方法就是试算■凑算法•计算麻烦且不易找出合理得设计方案。
本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点得分析与研究•绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。
关键词分级变速;传动系统设计;传动副;结构网;结构式;齿轮模数,传动比
摘要
第1章绪论
1、1课程设计得日得
1、2课程设计得内容
1、2、1理论分析与设计计算
1、2、2图样技术设讣
1、2、3编制技术文件
1、3课程设汁题LI、主要技术参数与技术要求
1、3、1课程设计题U与主要技术参数........
1、3、2技术要求
第2章运动设计
运动参数及转速图得确定
1、1转速范W
1、2转速数列
1、3确定结构式
1、4确定结构网
1、5绘制转速图与传动系统图
确定各变速组此论传动副齿数
核算主轴转速误差
第3章动力计算
3、1带传动设讣
3、2讣算转速得计算
3、3齿轮模数讣算及验算
3、5上轴合理跨距得计算
第4章主要零部件得选择
4、1电动机得选择
4、2轴承得选择
4、3变速操纵机构得选择
第5章校核
5、1轴得校核
5、2轴承寿命校核
第6章结构设计及说明
6、1结构设汁得内容、技术要求与方案........
6、2展开图及其布置
结论
21
22
参考文献致谢…••…
第1章绪论
1」课程设计得目得
《机械系统设计》课程设计就是在学完本课程后•进行一次学习设计得
综合性练习。
通过课程设il•,使学生能够运用所学过得基础课、技术基础课
与专业课得有关理论知识•及生产实习等实践技能•达到巩固、加深与拓展
所学知识得U得。
通过课程设计••分析比较机械系统中得某些典型机构,进
行选择与改进;结合结构设计,进行设讣计算并编写技术文件;完成系统主传
动设讣,达到学习设讣步骤与方法得U得。
通过设讣•掌握查阅相关工程设
讣手册、设讣标准与资料得方法,达到积累设计知识与设il•技巧,提高学生
设计能力得U得。
通过设计•,使学生获得机械系统基本设计技能得训练,提
高分析与解决工程技术问题得能力■并为进行机械系统设计创造一定得条
件。
1、2课程设计得内容
《机械系统设计》课程设讣内容山理论分析与设计计算、图样技术设计与技术文件编制三部分组成。
1、2、1理论分析与设计计算
(1)机械系统得方案设计。
设汁方案得分析,最佳功能原理方案得确定。
(2)根据总体设讣参数,进行传动系统运动设计与计算。
(3)根据设计方案与零部件选择悄况■进行有关动力计算与校核。
1、2、2图样技术设计
(1)选择系统中得主要机件。
(2)工程技术图样得设汁与绘制。
1、2、3编制技术文件
(1)对于课程设汁内容进行自我经济技术评价。
(2)编制设计计算说明书。
1、3课程设计题目、主要技术参数与技术要求
lx3、1课程设计题目与主要技术参数
题LI08:
分级变速主传动系统设计
技术参数:
nniin=63r/min;nmax=355r/min;Z=4级;公比为1、78;电动机功率
P=3kW;电机转速n()=1430r/inin
lx3、2技术要求
(1)利用电动机完成换向与制动。
(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运动参数及转速图得确定
2、1、1转速范围
2船曙=5、63
2、1、2转速数列
转速数列。
査《机械系统设计》表2-9标准数列表,首先找到63r/min、然后每隔9个数取一个值(1、78=1.06山),得出主轴得转速数列为63r/min、112i7min、200r/min、355r/min共4级。
2、1、3确定结构式
对于Z=4可分解为:
Z=2ix22o
2、1、4确定结构网
根据“询多后少”,“先降后升”「'前密后疏”,结构紧凑得原则,选取传动方案Z=2,X22,易知第二扩大组得变速范Hr=<严3-加二1、782=3、17〈&满足要求,其结构网如图2-1所示。
图2-1结构网
2、1、5绘制转速图与传动系统图
(1)选择电动机:
采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。
⑵绘制转速图,如图2-2所示:
(r/min)
图2-2转速图
(3)画主传动系统图。
根系统转速图及已知得技术参数,画主传动系统图如图2-3:
1-2轴最小中心距:
Ai_2min>l/2(Z,„axm+2nn-D)
轴最小齿数与:
Szmin>(Zmax+2+D/m)
2、2确定各变速组此论传动副齿数
(1)Sz (2)直齿圆柱齿轮18-20 比•可得各传动比与齿轮齿数■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: 1 1: 1、78 1: 1 1: 3、17 代号 Zj Z, Z2 Zz Z3 Z3 乙 乙 齿数 27 27 20 36 27 27 25 80 2、3核算主轴转速误差 实际传动比所造成得主轴转速误差L般不应超过±io(e・i)%■即 标准转速n 实际转速n-标准转速z! 〈10(41)% 1002727 对Nmax二355r/min,实际转速Nmdx=1430x4°°x27x27=357、5r/inin, 357.5-355 则有355=0、7%〈4、1% 因此满足要求。 同理,根据计算得出其她各组得数据如下表: 因此满足要求。 所有计算结果都力 各级转速误差 n 355 200 112 63 sn 357、 5 198、 6 III、 7 62 误差 0、 7% 0、 7% 0、 2% 1、 6% 表2・2转速误差分析表 、于4、1%,因此不需要修改齿数。 第3章动力计算 3、1带传动设计 输出功率P=3kw,转速ni=1430r/min,n2=350r/min 1、确定汁算功率: 按最大得悄况计算P=3kw.K为工作悄况系数,査[1]表3、5、取K=l.0 pd=kAP=I、0X3=3、3kw 2、选择V带得型号: 根拯pd.ni=I430r/min参考[1]图表3、16及表3、3选小带轮直径,查表选择A型V带dl=100inin 3、确定带轮直径dl.d2 小带轮直径di=100inin 验算带速V二龙dini/(60X1000)=龙X100X1430/(60X1000)=7、536nVs从动轮直径d2=nidi/n2=1430X100/350=408,6mm取d2=400mm査[1]表3、3 计算实际传动比i=d2/d|=400/100=4 4、定中心矩a与基准带长Ld [1]初定中心距ao 0、7(dI+ci2)—ao—2(di+d2)) 420SaoS1000取ao=700mm [2]带得计算基准长度Ldo^2ao+(di+d2)/2+(d2-di)"/4a() ^2x700+(100+400)/2+(400-100)2/4X70g2399mm査[1]表3、2取Ldo=2400mm [3]计算实际中心距 aVao+(Ld・Ld())/2=700+(2400・2399)=700、5mm [4]确定中心距调整范H amax=a+0>031x1=700、5+0、03X2400=772、5mm an)in=a-0>015Ld=700.5・0、015X2400=664、5inin 5、验算包角: a,=180^-{d2-di)/aX57、3°=180°-(180-90)/290X57、3°=172°>120° 6、确定V带根数: 确定额定功率: Po 山査表并用线性插值得Po=0、15kw 查[1]表37得功率增量△Po=0、13kw 査[1]表38得包角系数KQ=0、99 査[1]表3得长度系数K,=0.81 确定带根数: Z=PC/{(po+AP»)xK«xK^} =3、85/(1、05+0、13)X0、99X0、81=4、07取Z=5 3、2计算转速得计算 1、主轴得计算转速 由《机械系统设计》表3-2中得公式 =76、35r/min =63x1・78W 取讣算转速为90r/min 2、传动轴得计算转速 在转速图上■轴1【[在最低转速63r/min时经过传动组传动副,得到主轴转速为200r/mino这个转速高于主轴计•算转速■在恒功率区间内•因此轴[1得最低转速为该轴得汁算转速即n„,j=112r/min,同理可求得轴I得计算转速为niij=355r/inino 3.确定各传动轴得计算转速。 由机械设讣知识可知,一对啮合齿轮只需要校核危险得小齿轮,因此只需求出危险小齿轮得讣算转速。 可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮得讣算转速即 各讣算转速入表3・1。 轴号 1轴 11轴 HI轴 计算转速r/min 355 355 112 表3・1各轴计算转速 定齿轮副速。 齿轮轴上转速,200r/min 确 得讣算转 Z装在主 其中只有 传递全功率■故Zj=200r/mino依次可以得出其余齿轮得讣算转速■如表3・ 2。 表3・2齿轮副计算转速 序号 Zi Z2 Z3 乙 Z5 Z6 n 355 355 200 200 112 112 3、3齿轮模数计算及验算 1、讣算各传动轴得输出功率 P1=5=3.0x0.96x0.99=2、85(kw) “2=/人Xn宀厂2.85X0.97X0.99=2、71(kw)Zx—s=2.71x0.97x0.99=2、60(kw) 3、轴径设计及键得选取 轴一: 戸=2.85kw,取帥】=09带入公式: V"/x[ei有,d二27、9mm,圆整取d=30选花键: 8x32x36x6 轴二: 卩2=2.71kw,取【e】=0.9•带入公式. I~~P~ d=91 V勺xiei有血31、87mm,圆整取d=35mm 选花键: 8X36X40X7 主轴: 选择主轴前端直径D|=90mm,后端直径D2=(0、75~0、85)Di取5=6,,则平均直径D=77、5。 对于普通车床,主轴内孔直径〃=(0・55-0.6)0,故主轴内孔直径取为〃=45"“川支承形式选择两支撑,初取悬伸量a=9Gmm^支撑跨距£=520""”。 选择平键连接严x/? =22xl4J=100"? "? 因为妒。 、50~~1、0所以取值较大,计算得轴得直径为最小直径,也就是危险直径,所以实际装配时可选用轴径更大得轴。 4、模数计算,一般同一变速组内得齿轮取同一模数,选取负荷最重得小齿轮, («±1)p 按简化得接触疲劳强度公式进行计算,即mj=16338冷1力]如可得各 组得模数,如表3-3所示。 45号钢整体淬火円=按接触疲劳汁算齿轮模数m J(»±1)P 1-2轴山公式mj二1633」斥门呵]马可得Fj=2、6,取 (w±l)P 2-3轴山公式m,=16338丿可得""=235.m=3mm I(n±l)P 3-主轴山公式可得卩=2.6』匸彳、Omm一般同一变速组内得齿轮取同一模数,所以根据情况都取一样得模 数。 表3・3模数 齿轮 Z, Z, Z2 Z2' 齿数 28 28 20 36 分度圆直径 84 80 60 108 齿顶圆直径 90 90 66 114 齿根圆直径 76、5 76、5 42、5 100、5 齿宽 24 24 24 24 按基本组最小齿轮汁算。 小齿轮用40CI;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齿面接触疲劳强度汁算: 接触应力验算公式为 竹一…汁算转速(r/min)、"丿=500(r/min); m初算得齿轮模数(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山=2; K$=KtK„心Kq Kr-一工作期限系数; T……齿轮工作期限,这里取T=15000h、; ®…一齿轮得最低转速(r/min)."-500(r/min) 基准循环次数,接触载荷取Gjo',弯曲载荷取G=2x106 m--疲劳曲线指数,接触载荷取m=3;弯曲载荷取m=6; 心.…转速变化系数,査【5】2上,取心=0、60 Kn■…功率利用系数,査【5】2上,取心=0、78 Kq-…材料强化系数•査【5】2匕J、60 心一…丄作状况系数■取K3=1、1 动载荷系数•査【5】2上,取心=1 Ki---齿向载荷分布系数,查【5】2上,K-1 Y-一-一齿形系数,査【5】2上,Y=0、386; 许用接触应力(MP臥査【4】M4-7,取0丄650Mp“; …许用弯曲应力(MP"查[4]■表4・7.取LbJ=275Mpd; 根据上述公式,可求得及查取值可求得: bj=635Mpa ⑶扩大组齿轮讣算。 第一扩大组齿轮儿何尺寸见下表 齿轮 Z3 Z3・ Z4 Z4、 齿数 53 53 25 81 分度圆直径 107 107 75 243 齿顶圆直径 113 113 81 249 齿根圆直径 99、5 99、5 67、5 235、5 齿宽 24 24 24 24 按扩大组最小齿轮讣算。 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。 同理根据基本组得讣算, 査文献【6】■可得 K性0、62,Kn=o、77,Kq=o、60,1 bj=619Mpa 3、5主轴合理跨距得计算 由于电动机功率P=3KW,根据【1】表3、20,前轴径应为60~90mm。 初步选取di=80mmo后轴径得d2=(0、7~0、9)di■取d2=60mm。 根据设计方案,前轴承为NN3(n6K型,后轴承为圆锥滚子轴承。 定悬伸量a=120nBn,主轴孔径为30mm。 P 轴承刚度,主轴最大输出转矩T=9550"=9550x112=255、8N.in 假设该机床为车床得最大加工直径为300mm。 床身上最常用得最大加工直径,即经济加工直径约为最大回转直径得50%,这里取60%,即180mm、故半径为0、09m; 切削力(沿y轴)背向力(沿X轴) 255.8 Fc=°旳=2842、2N =3177、7N Fp=0、5Fc=1421、IN 总作用力 此力作用于工件上,主轴端受力为F=3177.7No 先假设l/a=2J=3a=240inmo前后支承反力Ra与Rb分别为 l+a120+240 =4766.55N Ra=Fx1=3177,7x240 a120 Rb=Fx/=3177、7x"u=i588、根据文献【1】式3、7得: Kr=3、刚度: Ka二1689、69N/"";Kb二 15 85N 39F产厶严依严CO09a得前支承得Ka1689.69 785、57N/M";Kb=785.57 主轴得当量外径de=(80+60)/2=70min,故惯性矩为 ”X(0.074_0・034) 1=Z=113、8x109( E12.1x10"xH3.8xl(r8 4«31689.69xO.PxlO 査【1】图 0=240min 64 =0、14 3-38得《=2、(X与原假设接近,所以最佳跨距‘0=120x2、 合理跨距为(0、75-1.5)化取合理跨距l=360mmo 根据结构得需要,主轴得实际跨距大于合理跨距•因此需要采取措施增加主轴得刚度■增大轴径: 前轴径D=100min,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得角接触球轴承。 第4章主要零部件得选择 4、1电动机得选择 转速n=1430r/min,功率P=3kW 选用Y系列三相异步电动机 4v2轴承得选择 I轴: 与带轮靠近段安装深沟球轴承6007,53-端安装深沟球轴承 6006 II轴: 安装深沟球轴承6007■两个。 III轴: 黑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61908 4、3变速操纵机构得选择 选用左右摆动得操纵杆使其通过杆得推力来控制II轴上得三联滑移齿 轮与二联滑移齿轮。 第5章校核 5v1轴得校核 (a)主轴得前端部挠度儿My]=0.0002x525=0.105 n_ZDL」_43x50+60xl6+65x22+70x47+123x80+117>clOO*30x14(M50x36+200x25叶L.15^ =77、27 E取为E=2・lxlO'MPa,1=廻_(1-色.)=730805>limn? 64d 「2x955x100: X0.99532x955x10^x3.37x0.995' F.===1268(N) 〃件X”汁400x125 耳=0.4E=507.2,耳=0.25巳=253.6 山于小齿轮得传动力大,这里以小齿轮来进行计算 2x955x109#2x955xia*x2・5(”三“ ==1756、46 4 耳= m主Z上n讣3x81x112 将其分解为垂直分力与水平分力lj,公式Fqt+7tana”=%甩=仏.•tana„可得/^,=2105W,/^,=6477(A^) 22 Mz=—代/件=—xl268xI60=I35253(N•“? “? ) 22 My件=±x507xl60=54080(N・〃"") MI=—£1〃件=—x317xl30=20605(N・〃"") 主轴载荷图如图5・1所示: (a)垂直平面内 RAy (t>)水平平面内 图5・1上轴载荷图 山上图可知如下数据: a=235mm,b=I90mmJ=425inin,c=75min汁算(在垂直平面) 一FozUbcQ+a)Fc~Mc y产6助y厂侖"+心=話(22) •9 儿厂”+)': ! +儿=°・00173 斶墙 (2) 8=£(21+3c) 星3EHM6EI 孤=抵+&畑+&歯3=6.9x10-5 轴承33E] _-①z"(/+")_Fxl 如面—,轴相■药,■- 9姙吧=%出1+%胆+%说=2.9x10'汁算(在水平面) -Fabc{l-\-a)化匚 加=旳=7^(/+门儿=———⑵+3。 ) 6EH3EII6£7 “=另+儿+儿=°・°17 F^ahF(M厂MJ 备=缶(—)纵厂诂⑵+⑷孤 抵=為+弘+孤=13.86><沪 _-仏"(/+0)_Fyd_(My-M) 轴承]莎轴*2_3^抽*3莎 8碍=q阳+&軸卿+嘔3=32.8x10-' 合成: 儿=4叮+V=°018<°・105 &屮=■/&■「+久2=0.00015<0-001 Wyisyisy &轴承=J&轴承J+e轴玳J=0.00033<0.001 5、2轴承寿命校核 由n轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,s=3;P=XFr+YFaX=l,Y=0o 对II轴受力分析如图5・2所示。 PDy 图5・2H轴受力分析图 得: 就支承得径向力Fr=2642>32N。 山轴承寿命得讣算公式: 预期得使用寿命(L,oh]=15OOOh16670C£16670 n~XP=180 竺23631000142.94 150264232 h>[L.oh]=15000h轴承寿命满足要求。 第6章结构设计及说明 6、1结构设计得内容、技术要求与方案 设汁主轴变速箱得结构包括传动件(传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器与制动器等)、主轴组件.操纵机构、润滑密封系统与箱体及其联结件得结构设讣与布置■用一张展开图与若干张横截面图表示。 课程设计山于时间得限制,一般只画展开图。 主轴变速箱就是机床得重要部件。 设汁时除考虑一般机械传动得有关要求外■着重考虑以下儿个方面得问题。 精度方面得要求•刚度与抗震性得要求,传动效率要求■主轴前轴承处温度与温升得控制•结构丄艺性■操作方便、安全、可第J原则,遵循标准化与通用化得原则。 主轴变速箱结构设计•时整个机床设讣得重点川I于结构复杂■设讣中不可避免要经过反复思考与多次修改。 在正式画图前应该先画草图。 目得就是: 1布置传动件及选择结构方案。 2检验传动设计得结果中有无干涉、碰撞或其她不合理得悄况,以便及时改正。 3确定传动轴得支承跨距、齿轮在轴上得位置以及各轴得相对位置,以确 定各轴得受力点与受力方向,为轴与轴承得验算提供必要得数据。 6、2展开图及其布置 展开图就就是按照传动轴传递运动得先后顺序,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个平面上。 轴上装得摩擦离合器与变速齿轮。 有两种布置方案,一就是将两级变速齿轮与离合器做成一体。 齿轮得直径受到离合器内径得约束■齿根圆得直径必须大于离合器得外径,负贵齿轮无法加工。 这样轴得间距加大。 另一种布置方案就是离合器得左右部分分别装在同轴线得轴上■左边部分接通■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。 我们采用第一种方案,通过空心轴中得拉杆来操纵离合器得结构。 总布置时需要考虑制动器得位置。 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,就是制动尺寸增大。 齿轮在轴上布置很重要■关系到变速箱得轴向尺寸•减少轴向尺寸有利于提高刚度与减小体积。 p卜4 ■ - i—e 「「噩d涵 ••JUDfll•* 1 结论 分级变速主传动系统设讣得结构及部分计算■到这里基本结束了•山于笔 者水平有限•加之时间仓促■仅对分级变速主
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