《機械系統(tǒng)設計》課程設計說明書

1、<p><b>　　目錄</b></p><p>　　摘要------------------------------------------------------------2</p><p>　　第1章 緒論-----------------------------------------------------3</p><p&

2、gt;　　第2章 運動設計-----------------------------------------------4-7</p><p>　　第3章 動力計算----------------------------------------------8-14</p><p>　　第4章 主要零部件的選擇---------------------------------------

3、-------------------15</p><p>　　第5章 校核 -----------------------------------------------------------------------16-17 </p><p>　　結論----------------------------

4、------------------------------18</p><p>　　參考文獻------------------------------------------------------18</p><p>　　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。根據數控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯分級調速主傳動系統(tǒng)

5、的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網入手，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數和動力參數。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，根據已確定的運動參數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，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，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)中三聯滑

6、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。</p><p>　　關鍵詞：分級變速；主軸功率；滑移齒輪。</p><p><b>　　第一章 緒論</b></p><p>　?。ㄒ唬?課程設計的目的</p><p>　　《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

7、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

8、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。</p><p>　?。ǘ?課程設計題目、主要技術參數和技術要求</p><p>　　1 課程設計題目和主要技術參數</p><p>　　題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設計</p><p>　　技術參數：Nmin=35.5r/min；Nmax=800r/min；Z=8級

9、；公比為1.41；電動機功率P=3KW；電機轉速n=710/1420r/min</p><p><b>　　2 技術要求</b></p><p>　　1. 利用電動機完成換向和制動。</p><p>　　2. 各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構。</p><p>　　3. 進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。</p&g

10、t;<p><b>　　第二章 運動設計</b></p><p>　　1 運動參數及轉速圖的確定</p><p>　?。?） 轉速范圍。Rn===22.54</p><p>　?。?） 轉速數列。查表 2.11，首先找到35.5r/min、然后每隔5個數取一個值（1.41=1.066），得出主軸的轉速數列為35.5r/min、5

11、0r/min、75 r/min、100 r/min、140 r/min、200 r/min、280 r/min、400 r/min、560r/min、800r/min共10級。</p><p>　?。?）確定結構式。對于Z=8可分解為：Z=21×22×24。</p><p><b>　　（4）確定結構網。</b></p><p&

12、gt;　　根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求，其結構網如圖2-1。</p><p>　　圖2-1結構網 Z=21×22×24</p><p>　?。?） 畫轉速圖。轉速圖如下圖2-2。</p&g

13、t;<p>　　圖2-2 系統(tǒng)轉速圖 </p><p>　?。?）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：</p><p>　　圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖</p><p>　?。?）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求Zmin≥18~20,齒數和Sz≤100～120，由表4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比

14、和齒輪齒數，各齒輪齒數如表2-2。</p><p>　　表2-2 齒輪齒數</p><p><b>　　2核算主軸轉速誤差</b></p><p>　　實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即</p><p>　　|實際轉速n`-標準轉速n|</p><p>

15、　　------------------------------- 〈 10(-1)％</p><p><b>　　標準轉速n</b></p><p>　　對Nmax=710r/min，Nmax`=1440*100/280*30/42*66/33=734.69r/min </p><p><b>　　則有</b>

16、</p><p>　　=3.47％〈4.1％</p><p><b>　　因此滿足要求。</b></p><p><b>　　各級轉速誤差</b></p><p>　　只有一級轉速誤差大于4.1％，因此不需要修改齒數。</p><p><b>　　第三章 動力計算&

17、lt;/b></p><p><b>　　1 帶傳動設計</b></p><p><b>　　(1) 直徑計算</b></p><p>　　初取小帶輪直徑d； 取 d=100 mm</p><p>　　大帶輪直徑D； D===280mm 取D=280mm</p><

18、;p><b>　?。?）計算帶長</b></p><p>　　求Dm Dm=(D+D)/2=(100+280)/2=190mm</p><p>　　求△ △=（D-D）/2=（280-100）/2=90mm</p><p>　　初取中心距 取a=500mm</p><

19、p>　　帶長 L=×Dm+2×a+△/a=1612.8 mm</p><p>　　基準長度 由【2】圖11-4得：Ld=1600mm</p><p>　?。?） 求實際中心距和包角</p><p>　　中心距 a=(L-∏×Dm)/4+/4 =493.6mm<500mm </p&

20、gt;<p>　　小輪包角 =180-（D-D）/a×57.3=159>120</p><p>　?。?） 求 帶根數</p><p>　　帶速 =∏Dn/60×1000=3.14×100×1440/(60×1000)= 7.53m/s</p><p>　　傳動比i i=n

21、/n=1440/500=2.8</p><p>　　帶根數 由【2】表11.8，P=1.32KW；由表11.7，K=0.95；</p><p>　　由表11.12，K=0.99；由表11.10，△P=0.17KW；</p><p>　　Z=P/｛（P+△P）×K×K｝</p><p>　　=（4.0×

22、1.2）/(1.32+0.17)×0.95×0.99=3.42</p><p><b>　　取Z=4根</b></p><p><b>　　計算轉速的計算</b></p><p>　　（1） 主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=90r/min。</p><p>

23、;　　（2） 確定各傳動軸的計算轉速。Ⅱ軸共有3級轉速：180 r/min、250 r/min、355 r/min。若經傳動副Z/ Z傳動主軸，則只有355r/min傳遞全功率；若經傳動副Z/ Z傳動主軸，全部傳遞全功率，其中180r/min是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速nⅡj=180 r/min；Ⅰ 軸有1級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速nⅠj=500 r/min。各計算轉速入表3-1。</p><

24、p>　　表3-1 各軸計算轉速</p><p>　?。?） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上并具有45-90r/min共3級轉速，其中只有90r/min傳遞全功率，故Zj=90 r/min。</p><p>　　齒輪Z裝在Ⅱ軸上，有180-355 r/min共4級轉速，但經齒輪副Z/ Z傳動主軸，則只有355r/min傳遞全功率，故Zj=355r/min。依次可以得出其余齒輪

25、的計算轉速，如表3-2。</p><p>　　表3-2 齒輪副計算轉速</p><p>　　2 齒輪模數計算及驗算</p><p>　?。?）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，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，即mj=16338可得各組的模數，如表3-3所示。</p><p><b>　　表3-3

26、 模數</b></p><p>　?。?）基本組齒輪計算。</p><p>　　基本組齒輪幾何尺寸見下表</p><p>　　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鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下：</p><p>　　① 齒

27、面接觸疲勞強度計算：</p><p><b>　　接觸應力驗算公式為</b></p><p>　　彎曲應力驗算公式為：</p><p>　　式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=4kW;</p><p>　　-----計算轉速（r/min）. =500（r/min）;</p>

28、<p>　　m-----初算的齒輪模數（mm）, m=3.5（mm）;</p><p>　　B----齒寬（mm）;B=24.5（mm）;</p><p>　　z----小齒輪齒數；z=19;</p><p>　　u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=2.79;</p><p>　　-----壽命系數；</p>&

29、lt;p><b>　　=</b></p><p>　　----工作期限系數；</p><p>　　T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;</p><p>　　-----齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min）</p><p>　　----基準循環(huán)次數，接觸載荷取=，彎曲載荷取=<

30、/p><p>　　m----疲勞曲線指數，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;</p><p>　　----轉速變化系數，查【5】2上，取=0.60</p><p>　　----功率利用系數，查【5】2上，取=0.78</p><p>　　-----材料強化系數，查【5】2上， =0.60</p><p>　　-----工

31、作狀況系數，取=1.1</p><p>　　-----動載荷系數，查【5】2上，取=1</p><p>　　------齒向載荷分布系數，查【5】2上，=1 </p><p>　　Y------齒形系數，查【5】2上，Y=0.386；</p><p>　　----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；<

32、/p><p>　　---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；</p><p>　　根據上述公式，可求得及查取值可求得：</p><p>　　=635 Mpa </p><p><b>　　=78 Mpa</b></p><p>　?。?）擴大組齒輪計算。</p>

33、;<p>　　擴大組齒輪幾何尺寸見下表 </p><p>　　按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。</p><p>　　同理根據基本組的計算，</p><p>　　查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.

34、60，=1.1，</p><p>　　=1，=1，m=3.5，=355；</p><p><b>　　可求得：</b></p><p>　　=619 Mpa </p><p><b>　　=135Mpa </b></p><p>　　3傳動軸最小軸徑的初定</p>

35、;<p>　　由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：</p><p>　　d=1.64（mm）</p><p>　　或 d=91（mm）</p><p>　　式中 d---傳動軸直徑（mm）</p><p>　　Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；</p>

36、;<p>　　N----該軸傳遞的功率（KW）</p><p>　　----該軸的計算轉速</p><p>　　---該軸每米長度的允許扭轉角，==。</p><p>　　各軸最小軸徑如表3-3。</p><p>　　表3-3 最小軸徑</p><p>　　4 主軸合理跨距的計算</p>

37、<p>　　由于電動機功率P=4Kw，根據【1】表3.20，前軸徑應為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。</p><p>　　軸承剛度，主軸最大輸出轉矩T=9550=9550×=424.44N.m</p><

38、p>　　設該車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m；</p><p>　　切削力（沿y軸） Fc==4716N</p><p>　　背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N</p><p>　　總作用力

39、 F==5272.65N</p><p>　　此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。</p><p>　　先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為</p><p>　　RA=F×=5272.65×=7908.97N</p><p>　　RB=F×=5272.

40、65×=2636.325N</p><p>　　根據 文獻【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15</p><p>　　主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為</p><p>　　I==113.8×10-8m4</p>&

41、lt;p><b>　　η===0.14</b></p><p>　　查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm</p><p>　　合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。</p><p>　　根據結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施</p

42、><p>　　增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承</p><p>　　采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。</p><p>　　第四章 主要零部件的選擇 </p><p>　　一 擺桿式操作機構的設計</p><p><b>　?。?）幾何條件

43、；</b></p><p><b>　?。?）不自鎖條件。</b></p><p>　　二 電動機的選擇</p><p>　　選擇Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。</p><p>　　由文獻【3】附錄2得：電動機型號為Y112M-4，額定功率40KW。</p><p>　

44、　由附錄3得：安裝尺寸A=190mm，AB=245mm，HD=265mm。</p><p><b>　　校核</b></p><p>　　一 Ⅱ軸剛度校核</p><p><b>　?。?）П軸撓度校核</b></p><p>　　單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：:<

45、/p><p>　　L-----兩支承的跨距；</p><p>　　D-----軸的平均直徑；</p><p>　　X=/L；-----齒輪工作位置處距較近支承點的距離；</p><p>　　N-----軸傳遞的全功率；</p><p><b>　　校核合成撓度</b></p><p

46、>　　-----輸入扭距齒輪撓度；</p><p>　　-------輸出扭距齒輪撓度</p><p><b>　??；</b></p><p>　　---被演算軸與前后軸連心線夾角；=144°</p><p>　　嚙合角=20°，齒面摩擦角=5.72°。</p><

47、p>　　代入數據計算得：=0.025；=0.082；=0.130；</p><p>　　=0.206；=0.098；=0.045。</p><p>　　合成撓度 =0.248</p><p>　　查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L</p><p><b>　　即=0.268。</b></p&

48、gt;<p>　　因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。</p><p>　?。?） П軸扭轉角的校核</p><p>　　傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算：</p><p>　　將上式計算的結果代入得：</p><p>　　由文獻【6】，查得支承處的=0.001</p><p>　　因

49、〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。</p><p>　　二 軸承壽命校核。</p><p>　　由П軸最小軸徑可取軸承為6208深溝球軸承,ε=3；P=XFr+YFa</p><p><b>　　X=1，Y=0。</b></p><p><b>　　對Ⅱ軸受力分析</b></p>

50、<p>　　得：前支承的徑向力Fr=2238.38N。</p><p>　　由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h</p><p>　　L10h=×=×=97872.57h≥[L10h]=15000h</p><p><b>　　軸承壽命滿足要求。</b></p><p

51、><b>　　結論</b></p><p>　　分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，由于筆者水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設計和校核，定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。</p><p>　　經過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計

52、工作有了更深入的認識。在設計過程中，得到崔思海老師的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　【1】候珍秀.《機械系統(tǒng)設計》.哈爾濱工業(yè)大學出版社，修訂版；</p><p>　　【2】邱宣懷.《機械設計》.高等教育出版社，第四版；</p><p>　　【3】潘承