機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計題目21

1、課 程 設(shè) 計題 目： 機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計 院 、 系： 機械設(shè)計制造及其自動化 目錄一、課程設(shè)計目的.4二、課程設(shè)計題目，主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求.4三、運動設(shè)計.51.運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 . . 52.確定變速組齒輪齒數(shù)，核算主軸轉(zhuǎn)速誤差. . 7四、動力計算.8 1.計算轉(zhuǎn)速的計算 . 92.帶傳動設(shè)計 . 83.傳動軸最小軸徑的初定 . 134.齒輪模數(shù)計算及驗算 . . 105.主軸合理跨距的計算 . . 14 五、主要零部件選擇.15六、校核.16結(jié)束語.參考文獻.一、課程設(shè)計目的機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所

2、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，及生產(chǎn)等實踐技能，達到鞏固，加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型結(jié)構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主轉(zhuǎn)動設(shè)計，達到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊，設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。二、課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求1課程設(shè)計題目和技術(shù)參數(shù)題目21：分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計技術(shù)參數(shù)：=80r

3、/min; =1000r/min; Z=12級；公比為1.26；電動機功率P=2.5/3.5kw;n=710/1420r/min2技術(shù)要求 （1）利用電動機完成換向和制動。 （2）各滑移齒輪采用單獨操縱機構(gòu)。 （3）進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。三、運動設(shè)計1.運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定1.1 轉(zhuǎn)速范圍Rn=12.51.2 轉(zhuǎn)速數(shù)列查表，首先找到80r/min、然后每隔3個數(shù)取一個值，得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為80 r/min、100 r/min、125 r/min、160r/min、200 r/min、250 r/min，315 r/min，400 r/min，500 r/min、630 r/min

4、、800r/min、1000 r/min共12級。1.3 定傳動組數(shù) 對于Z=12，可分解為：12=2×3×2。1.4 寫傳動結(jié)構(gòu)式根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=12=23×31×26。1.5 畫轉(zhuǎn)速圖轉(zhuǎn)速圖如下圖3-1。 圖3-1 系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖1.6 畫主傳動系統(tǒng)圖根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖3-2： 圖3-2 主傳動系統(tǒng)圖2.確定變速組齒輪齒數(shù)，核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 2.1 齒輪齒數(shù)的確定 變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求Zmin17,齒數(shù)和Sz100120， 由查表，根據(jù)各變速組公

5、比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-1。表2-1 齒輪齒數(shù)傳動比基本組第一擴大組1:1.581:1.261:11：2.511.58:1代號ZZZZZZZZZZ齒數(shù)27 43 31 39 35 3521 52 4528 2.2核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10(-1),即 10(-1)對Nmax=1000r/min，Nmax=1420*125/280*35/35*45/38=1027r/min 則有(1027-1000)/1000=2.7 < 4.1 因此滿足要求.各級轉(zhuǎn)速誤差n 10008006305004003152502001601

6、2510080n102781664551340832225820516212910381誤差2.042.042.362.592.012.362.222.56%1.27%2.22%2.561.25沒有轉(zhuǎn)速誤差大于2.6,因此合格，故不需要修改齒數(shù)。 四.動力計算1.計算轉(zhuǎn)速的計算1.1 主軸的計算轉(zhuǎn)速nj 由公式n=n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=160r/min。1.2 確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸共有6級轉(zhuǎn)速：200r/min、250 r/min、315 r/min、400r/min、500r/min、630r/min。若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，則全部傳遞全功率；若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，全部

7、傳遞全功率，其中200r/min是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計算轉(zhuǎn)速nj=200 r/min； 軸有2級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速nj=315 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表3-2。表3-2 各軸計算轉(zhuǎn)速軸 號 軸 軸 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min315200160 1.3 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪Z裝在主軸上并具有315-1000r/min共6級轉(zhuǎn)速，它們都傳遞全功率，故Zj=315 r/min。 齒輪Z裝在軸上，有200-630 r/min共6級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副Z/ Z傳動主軸，則全部傳遞全功率，故Zj=200r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表3-3

8、。 表3-3 齒輪副計算轉(zhuǎn)速 單位：（r·min） 序號ZZZ ZZZZZZZn 315200315250315315200802003152.帶傳動設(shè)計 2.1 直徑計算初取小帶輪直徑d 取 d=125mm大帶輪直徑D： D= =283mm取D=280mm 2.2計算帶長求Dm Dm=(d+D)/2=(125+280)/2=202.5mm求 =（D-d）/2=（280-125）/2=77.5mm初取中心距 取a=300mm帶長 L=×Dm+2×a+/a=920 mm基準(zhǔn)長度 由表查得：Ld=900mm2.3 求實際中心距和包角中心距 a=(L-×Dm)

9、/4+ /4 =290mm，取a=290mm 小輪包角 =180-（D-d）/a×57.3=154.24>1202.4 求帶根數(shù)帶速 =Dn/(60×1000)=3.14×125×1420/(60×1000)= 9.26m/s傳動比i i=n/n=1420/630=2.25帶根數(shù) 查表，并用插值法得P=1.07KW； 查表，并用插值法得P=0.17KW； 查表，得包角系數(shù)K=0.93； 查表，得長度系數(shù)K=0.87；Z=P/（P+P）×K×K=（3.5×1.1）/(1.07+0.17)×0.87&#

10、215;0.93=3.48取Z=4根3.傳動軸最小直徑的初定 傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-傳動軸直徑（mm） Tn-該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000； N-該軸傳遞的功率（KW） -該軸的計算轉(zhuǎn)速 -該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，=。I軸：P=3.33KW, 計算轉(zhuǎn)速為： 315r/min,所以可得：II軸：P=3.19KW, 計算轉(zhuǎn)速為： 200r/min,所以可得：取整后各軸的軸徑為：I軸為30mm；II軸為35mm。 4.齒輪模數(shù)計算及驗算4.1模數(shù)計算 一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化

11、的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 由上面各軸的輸出功率計算可知，在電動機功率為P=3.5KW，轉(zhuǎn)速n=1420r/min時，傳動系統(tǒng)受力最大，則由此數(shù)據(jù)計算。III軸：IIIII軸：取整后模數(shù)為：III軸：4mm；IIIII軸：4mm。 4.2基本組齒輪計算 基本組齒輪幾何尺寸見表3-4。表3-4 基本組齒輪幾何尺寸齒輪齒數(shù)分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬Z271081169824Z4317218016224Z3112413211424Z3915616414624Z3514014813024Z3514014813024按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度24

12、1HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。計算如下：齒面接觸疲勞強度計算 接觸應(yīng)力驗算公式為 彎曲應(yīng)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，N=4kW; -計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =315（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=4（mm）; B-齒寬（mm）;B=24（mm）; z-小齒輪齒數(shù)；z=27 u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=1.6; -壽命系數(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）, =200（r/min）

13、 -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)，查表，取=0.60 -功率利用系數(shù)，查表，取=0.78 -材料強化系數(shù)，查表， =0.60 -工作狀況系數(shù)，取=1.1 -動載荷系數(shù)，查表，取=1 -齒向載荷分布系數(shù)，查表，=1 Y-齒形系數(shù)，查表，Y=0.386；-許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表，取=650 Mpa；-許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表，取=275 Mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa 4.3擴大組齒輪計算擴大組齒輪幾何尺寸見表3-5。按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)

14、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)基本組的計算，查文獻，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=574.35 Mpa=650Mpa=118.77Mpa=275Mpa表3-5 擴大組齒輪幾何尺寸齒輪ZZZZ齒數(shù)21524528分度圓直徑84208180112齒頂圓直徑92216188120齒根圓直徑74198 170102齒寬181818185. 主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=4Kw，軸（主軸）的軸徑由文獻中的表3.2，選取前軸軸徑為60

15、mm，后軸直徑去前軸徑的0.5到0.65倍，所以取整后取50mm，平均直徑為55mm。對于普通機床主軸內(nèi)孔徑為0.5到0.65倍的平均直徑，取30mm；懸伸量取90mm。理想跨距的設(shè)計：本車床的最大回轉(zhuǎn)直徑為200mm，經(jīng)濟加工直徑取最大回轉(zhuǎn)直徑的60%，故半徑為60mm，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩在前面可知。切削力和被切削力，總力為：主軸軸端受力為F/2=1707N，設(shè)l/a=3，所以l=270mm，可求得前后支反力為：初選主軸采用滾子軸承，由文獻中公式3.3可得軸承的剛度：平均直徑為55mm，最后驗算最佳跨距：由文獻中的圖3.38可知：，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=90×3.1=279mm

16、；合理跨距為（0.751.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。五.主要零部件的選擇選擇電動機，軸承，鍵和操縱機構(gòu)（1） 電動機的選擇： 轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min,功率P=3kw 選用Y系列三相異步雙速電動機（2）軸承的選取帶輪：選用角接觸球軸承，型號：一軸：選用角接觸球軸承，型號：7010AC二軸：采用角接觸球軸承，型號：7010AC主軸：主軸是傳動系統(tǒng)之中最為關(guān)鍵的部分，因此應(yīng)該合理的選擇軸承。從主軸末端到前端依次選擇軸承為圓錐滾子軸承，型號：30213;雙列圓柱滾子軸承，型號：NN3000K，（3）鍵的選取 1軸：d=26mm，選普通平鍵：10×8 GB1096-1990

17、3軸：選擇平鍵連接， bh=22 14，l=80mm（4） 變速操縱機構(gòu)的選擇： 選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推理來控制II軸上的二聯(lián)滑移齒輪。六.校核1.主軸強度、剛度校核 (一).軸的強度校核1軸的受力分析1)求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=9.55×=9.55××=100957N·mm2)求軸上的作用力齒輪上的圓周力= = =2243N·mm齒輪上的徑向力=tan= 2243·tan20°=817N·mm3)確定軸的跨距=250，=120，=702軸的受力分析1）作軸的空間受力簡圖，見圖6-1。圖6-12）作水平受力簡

18、圖和彎矩圖，見圖6-2。=173N =3329N=44676N =-181872N 3）作垂直受力簡圖和彎矩圖，見圖6-2。=268N =548N=71298N 圖424）作合成彎矩圖，見圖6-2。=138721N·mm=181872N·mm5）作轉(zhuǎn)矩圖=100.957×N·mm=100957N·mm6）作當(dāng)量彎矩圖，見圖6-2。=276580N·mm由機械設(shè)計教材表7.5查得，對于45鋼，=600Mpa, =55Mpa,由公式=21.0Mpa<，故軸的強度足夠。(二).軸的剛度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻中的公式計算

19、：: 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)計算得：=0.024；=0.078；=0.128； =0.203；=0.098；=0.044。 合成撓度 =0.224 查文獻，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000 L即=0.2325。 因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2）扭轉(zhuǎn)角的校核傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算：將上式計算的結(jié)

20、果代入得：由文獻，查得支承處的=0.001因0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算：將上式計算的結(jié)果代入得：由文獻，查得支承處的=0.001因0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。2.軸承壽命校核由軸最小軸徑可取軸承為6016深溝球軸承,=3P=XFr+YFa；X=1，Y=0。對軸受力分析得：前支承的徑向力Fr=3054N。 由軸承壽命的計算公式：預(yù)期的使用壽命 L10h=15000h L10h=×=×=55808hL10h=15000h 軸承壽命滿足要求。學(xué)習(xí)心得 兩周的課程設(shè)計結(jié)束了，在這次的課程設(shè)計中不僅檢驗了我所學(xué)習(xí)的知識，也培養(yǎng)了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在設(shè)計過程中，與同學(xué)分工設(shè)計，和同學(xué)們相互探討，相互學(xué)習(xí)，相互監(jiān)督。學(xué)會了合作，學(xué)會了運籌帷幄，學(xué)會了寬容，學(xué)會了理解，也學(xué)會了做人與處世。課程設(shè)計是我們專業(yè)課程知識綜合應(yīng)用的實踐訓(xùn)練，著是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程”千里之行始于足下”，通過這次課程設(shè)計，我深深體會到這句千古名言的真正含義我今天認真的進行課程設(shè)計，學(xué)會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎(chǔ)通過這次模具設(shè)計，本人