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1、机械系统设计课 程 设 计题目：分级变速主传动系统设计（题目3）专业：机械设计制造及其自动化班级：姓名：xx x x xx学号：xxxxxx xxx 指导教师：202 年月日目录摘要2第章绪论3第 2章运动设计5、确定极限转速 ， 转速数列 , 结构网与结构式、52、主传动转速图与传动系统图、 、7、确定变速组齿轮齿数 , 核算主轴转速误差、 8第 3章动力计算91、传动件得计算转速、92、传动轴与主轴得轴径设计、 、103、计算齿轮模数、114、带轮设计、15第 4章 主要零部件选择2第 5章 校核21结束语22参考文献23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与多
2、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得设计原理与方法。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， 计算与校核相关运动参数与动力参数。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目标，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，为减少齿轮数目，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
3、图及剖视图。第一章绪论(一）课程设计得目得机械系统课程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。通过课程设计 ,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目得。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，达到学习设计步骤与方法得目得。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准与资料得方法，达到积累设计知识与设计技巧 , 提高学生设计能力得目得。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
4、术问题得能力，并为进行机械系统设计创造一定得条件 .（二）课程设计题目、主要技术参数与技术要求1 课程设计题目与主要技术参数题目 30:分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=5 min;N ax=120 in；Z=8 级;公比为、41;电动机功率 4KW; 电机转速 n 710120r in2 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。第二章运动设计1 运动参数及转速图得确定（ )转速范围。 Rn= 112050=22、 4(2) 转速数列。查机械系统设计表 -9 标准数列表 ,首先找到 50r/m 、然后每隔个数取一个值，
5、 得出主轴得转速数列为 50 rmin、7 r mn、 0r/mi 、 0 r/ in、20r/mi 、 280/mi ,4 r/in， 60r/mn， 00r/min，1120r n 共 0 级。（3） 定传动组数，选出结构式 .对于 Z=8 可得结构式： Z=8=22 2 24.并在最后一级使用混合公比 .( )根据传动结构式 ,画结构图。根据“前多后少 , “前密后疏 ，“升降 , “前满后快”得原则，选取传动方 案 Z=22 2 4 ，可 知第二扩大组 得变速 范围 2=、 415、5表 4 9初选取前轴径 , 后轴颈得轴径为前轴径，所以。( 2）传动轴直径初定传动轴直径按文献 5 公
6、式 ( 6）进行概算式中d传动轴直径 (mm）Tn-该轴传递得额定扭矩（ Nmm） T=9550000； -该轴传递得功率 (W ）- -该轴得计算转速 -该轴每米长度得允许扭转角， =.取 = =P0 4Kw.N1=P1=P00、96=、 84KwN2=P2 P 0、99 0、 7=3、 71wN3= 3=P20、99=3、67Kw轴：取36m轴：取 4mm轴 :取 48mm2。齿轮参数确定、齿轮应力计算( ）齿轮模数得初步计算一般同一组变速组中得齿轮取同一模数，选择负荷最小得齿轮，按简化得接触疲劳强度由文献 5 公式 ( ) 进行计算 :式中：为了不产生根切现象， 并且考虑到轴得直径 ,
7、防止在装配时干涉，对齿轮得模数作如下计算与选择：轴 - 轴 : 以最小齿轮齿数 34为准m= 33 、 93 取m=3轴轴 : 以最小齿轮齿数 31为准m=638=、 1取 =4(2) 齿轮参数得确定计算公式如下：分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽=6取=8由已选定得齿数与计算确定得模数，将各个齿轮得参数计算如下表（ 2）第一扩大组齿轮计算 。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1 1Z2Z2齿数5959318分度圆直径17717361齿顶圆直径齿根圆直径69、169、55、52、 5齿宽255225按基本组最小齿轮计算 。小齿轮用 0Cr，调质处理 ,硬度 2 1H 2 6B，平均取 20HB
8、 ，大齿轮用 5 钢,调质处理 ,硬度 229HB286HB,平均取 240 B。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为弯曲应力验算公式为：式中1主动轴传递扭矩（Nm)K 载荷系数， -传动比 ,，“+”用于外啮合，“ - 用于内啮合齿轮分度圆直径 (mm)齿宽（ mm）-齿轮模数（ m )齿宽系数，-齿轮齿数-弹性系数-节点区域系数-接触强度重合系数-齿形系数-应力修正系数-弯曲强度重合度系数许用接触应力（ Mpa）许用弯曲应力 (Mpa）以上各系数 ,可查机械设计教材进行确定：ZE189.8 MPaZH2.5Z431.88 3.2 ( 11 )cos 0 1.743187Z4
9、1.740.873取 ,根据取 1、 8K1K1.08K11.0811.081.1664d193b 25 m 325d0.2793z1312.8T19.55106495500 N mm400YFa2.53YSa1.64Y 0.250.750.681.74 -许用接触应力取 0Mp ；-许用弯曲应力取275 a；根据上述公式，可求得及查取值可求得： 48、1 pa 89、7 Mp （ ) 第二扩大组齿轮计算。第二扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z33Z4Z4齿数63187分度圆直径2 619614348齿顶圆直径28420 2356齿根圆直径26686 14338齿宽53555按扩大组最小齿轮计算
10、。小齿轮用 0Cr，调质处理，硬度 2HB286 B,平均取 260HB,大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229H 6HB ，平均取 20HB.同理根据第一扩大组得计算,查文献 ,可得 :ZE189.8 MPaZH2.5Z43111.88 3.2 ()cos 0 1.743187Z41.740.873取， =1、 05K1K1.02K11.0511.021.0710d1124b 35 m 4d350.28124z1312.8T19.551064272857 N mm140YFa2.53YSa1.64Y0.250.750.681.74可求得 :3.带传动设计定 V带型号 与 带轮直径（ 1
11、）、工 作 情况系数、 (2 ）、计算功率、( ）、选 带 型号、(4) 、确定 带 轮直 径 D1D由机械设计表 3、 5查得 =1、14=4、4K根据参考图 3、16及表 3、3选带型及小带轮直径确定从动轮基准直径= 77、 5取 D2=80mm计算实际传动比：当忽略滑动率时，验算传动比相对误差 , 题目得理论传动比传动比相对误差=124、0按表 3、2取标准值= 3mm、 1 4、 4KwA型取 100m=17 5m取 D2=10mm1、4 5合格=8 m =1250mm a=405mm合格计 算 带长=-=(1 ）、由 1及 n1查表、 6并用线性插值法求得初 取 中1、3Kw心距、3
12、 、8=0、（ 2 ）、由机械设计表计算带、由机械设计表3 、9=0、 3基 准 长由机械设计表3、 7 =0、1度、（ 3 ）、3、 33计 算 实际 中 心= 4、 7N距3 、1（ 4) 确（机械设计表）定 中 心=距 调 整范围略、 98、 31N(1 ）小轮包角、求 带 根数(1) 、确=、 3Kw=0、98=0、93 =0、15取 z=4 =124、27N= 3、31N定 额 定功率（ ) 确定 各 修正系数(3) 确定V带根数Z求 轴 上载荷（ 1 ）确定 单 根 带 初拉力(2 ）计算压轴力（ 3 ）带轮结构、4 主轴合理跨距得计算设机床最大加工回转直径为? 400m , 电动
13、机功率 =4k，主轴计算转速为 14r/mi .已选定得前后轴径为 : 定悬伸量 a= 5mm。轴承刚度 , 主轴最大输出转矩：=设该车床得最大加工直径为 300m . 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， 这里取 60 , 即 80mm，故半径为 0 09;切削力 ( 沿 y 轴 )c 50、 346/0 、09=281N背向力 ( 沿 x 轴）Fp=0、F c = 3 0N总作用力F=1 9N此力作用于工件上，主轴端受力为F=3109N。先假设 / =2， l 3a=255m。前后支承反力 RA 与 RB 分别为RAF 109RB=F=309 N根据机械系统设计
14、得： 3、39 得前支承得刚度： KA 76、 9 /；KB= 7 、 3 / ； =1、93主轴得当量外径 de=(85 ） /2=75mm，故惯性矩为-64I=1 、5 10 m =0、 38查机械系统设计 图 得 =2 、, 与原假设接近 , 所以最佳跨距 2、521、 mm合理跨距为（ 0、 5、 5) ，取合理跨距 l 50m。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=5mm，后轴径 =55mm。后支承采用背对背安装得角接触球轴承。第四章主要零部件得选择选择电动机，轴承, 键与操纵机构(1) 电动机得选择 :转速 n71
15、0 1420r min, 功率 P4选用 Y系列三相异步双速电动机( ）轴承得选择（轴承代号均采用新轴承代号）轴 ：与带轮靠近段安装双列深沟球轴承代号007, 另一安装深沟球轴承代号 0。轴 : 左侧布置深沟球轴承代号 608，右侧布置深沟球轴承代号 6009。轴 ：输出安装角接触球轴承配合推力球轴承代号分别为 012与503, 另一端安装双列圆柱滚子轴承.（ 3）键得选择轴：安装带轮处选择普通平键：安装齿轮处选择普通平键 : 轴：左侧齿轮选择普通平键：右侧齿轮选择普通平键：轴：选择普通平键：(4) 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， 轴上得二联滑移齿轮。第五章
16、校核轴刚度校核（ 1) 轴挠度校核单一载荷下，轴中心处得挠度采用文献【5】中得公式计算： - 两支承得跨距 ; D- - 轴得平均直径；X=/;- - 齿轮工作位置处距较近支承点得距离 ; N-轴传递得全功率 ;校核合成挠度： - 输入扭距齿轮挠度 ;- 输出扭距齿轮挠度；- - 被演算轴与前后轴连心线夹角，取 9，啮合角 =20 , 齿面摩擦角 =、 72。代入数据计算得 : 0、17,=0 、 4,= 、 75,=0 、087。合成挠度 = 、 25；查文献【 6】, 带齿轮轴得许用挠度 / 000 *L, 即 0、28.因合成挠度小于许用挠度，故轴得挠度满足要求。 (2 ）轴扭转角得校核
17、传动轴在支承点 A， B 处得倾角可按下式近似计算：将上式计算得结果代入得:由文献【 6】, 查得支承处得 =0、 001因 0、 01，故轴得转角也满足要求。2轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为 6008 深沟球轴承 , =3,P= r +YFX=1,Y 0。对轴受力分析得：前支承得径向力 Fr =2847、 2N，由轴承寿命得计算公式：预期得使用寿命 L 10h=15000 , L10 h16670C1667043.2 10003415862h L10h n( )()P1402847.32轴承寿命满足要求。结束语经过两周得课程设计，在老师得耐心指导与自己得努力分级变速主传动系统设计得结构及
18、部分计算，到这里基本结束了，这次课程设计使我充分应用了以前所学得知识 , 并应用这些知识来分析与解决实际问题 , 进一步巩固与深化了以前得所学得专业基础知识 , 同时也就是对 机械系统设计学习得一个深入认识与理解得过程 . 同时也锻炼了自己独立完成工作得能力，熟悉了一些设计思想懂得了一些设计中得注意事项、本次课程设计进一步规范了制图要求，学会应用标准，规范，与查阅相关资料得本领，掌握了机械设计得基本技能，对以后得工作有很大得帮助 。?参考文献【 1】段铁群、机械系统设计科学出版社 , 第一版 ;【 2】孙全颖、机械精度设计与质量保证哈尔滨工业大学出版社【】于惠力向敬忠机械设计、高等教育出版社，第四版;【 4】于惠力 张春宜机械设计课程设计 , 科学出版社；【】戴署金属切削机床设计、机械工业出版社 ;【 6】陈易新 金属切削机床课程设计指导书 ；【 7】金属切削机床典型结构图集主传动部件；【】机床设计手册 2 上册 .