1、-1-目录目录 一一.课程设计的目的课程设计的目的.2 2 二.机械系统设计课程设计题目 二.机械系统设计课程设计题目2 2三.运动设计 三.运动设计.2 2 四四.主轴主轴.传动组及相关组件的验算传动组及相关组件的验算.10 五.设计总结 五.设计总结.20.20 六.参考文献 六.参考文献.21.21-2-一.课程设计的目的机械系统设计 课程设计是在学习完本课程后，进行一次学习和设计的综合性练习。通过课程设计，使我们能够应用所学过的基础课、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结构，进行选择和改进
2、；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，设计标准资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高我们设计能力的目的。通过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。二课程设计题目和主要技术参数和技术要求 1.设计题目和技术参数题目15：分级变速主传动系统设计 技术参数：=63r/min ,=630r/min Z=6 公比=1.58 电机功率 P=4KW 电机转速 n=1440r/min 2.技术要求：(1)完成装配图的设计包括床头箱传动系统 展开图和床头箱横剖图。(2)利用电动机完成换向
3、和制动。(3)各滑移齿轮采用单独操纵机构。(4)进给传动系统采用单独电动机驱动。三.运动设计 3.1 运动设计 3.1.1 确定转速数列及转速范围 由设计题目知最低转速为63r/min,公比为1.58，查文献2表2.12，查得主轴的转速数列值为（单位：r/min）:63，100，160，250，400，630.转速范围Rn=103.1.2 定传动组数和传动副数 本设计为6级变速，结构式为：6=3123，画结构网：结构网如下图所示：-3-3.1.3 齿轮齿数的确定 2,因此,故取=48 所以满足条件 =2.58 所以满足条件由转速图上定的传动副和传动比，查文献2表4.1，齿数和最大不超过1001
4、20，可得各齿轮组的齿数如下表：表1 3.1.4 绘制转速图：结构网格数3，升2降4，由文献3表11.6，选取125mm （1）177.0 mm 取180mm在确定出齿数后对转速图完善如下：传动组传动比齿数1：2.528：701：1.5838：60第1传动组1：149：491：420：80第2传动组1：150：50-4-1440r/min63r/min10016025040063010001600100:22849:4938:6028:7050:5020:80493828604970505020802281001440r/min 0 3.1.5绘制传动系统图：3.2 主轴.传动件计算 3.2.
5、1 计算转速（1）.主轴的计算转速 本设计所选的是中型普通车床，所以 63 100r/min(2).传动轴的计算转速 在转速图上，可推出各传动轴的计算转速如下：=100r/min,=250r/min,=630r/min（3）.各齿轮计算转速 可得出各齿轮计算转速。现将各齿轮的计算转速列入下表中 序号Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 Z5 Z5nj(r/min)630 630630 250630 400 250 250250 1003.2.2 主轴.传动轴直径初选（1）主轴轴径的确定 在设计初期，由于主轴的结构尚未确定，所以只能根据现有的资料初步确定主轴直径。初选取前轴径D1=80
6、 ，后轴颈的轴径为前轴径，所以。-5-（2）传动轴直径初定 传动轴直径进行概算 轴：=60635(N.mm)d=34.3mm 取35mm 轴：152800（N.mm）=43.2mm 取45mm3.2.3 齿轮参数确定、齿轮应力计算（1）齿轮模数的初步计算 一般同一组变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最小的齿轮，按简化的接触疲劳强度由文献5公式（8）进行计算：式中：为了不产生根切现象，并且考虑到轴的直径，防止在装配时干涉，对齿轮的模数作如下计算和选择：a组:ia1=49/49,nj=630r/minmf=16338 3 31 1 2(1)mZ Z ujuNdn=1.29 取ma=2b组：ib1=
7、20/80,nj=630r/minmf=16338 3 31 1 2(1)mZ Z ujuNdn=2.75 取mb=3（2）齿轮参数的确定-6-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由已选定的齿数和计算确定的模数，将各个齿轮的参数计算如下表：齿轴代号齿数模数m分度圆直径 d齿顶圆直径 齿根圆直径齿宽B492981029316282561005116I3827680711649298102931670214014414516 6021201241151650315015614224II203606652245031501561422480324024623224II
8、I3.3 带轮设计输出功率 P=4kw,转速 n=1440/min（1）确定计算功率:P=4kw 为工作情况系数，查1表 3.5.取 K=1.1 pd=kAP=1.1x4=4.4kw（2）选择 V 带的型号:根据 pd,n1=1440min 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 d1=100（3）确定带轮直径 d1,d2小带轮直径 d1=100-7-验算带速 v=d1n1/(60 x1000)=x100 x1440/(60 x1000)=6.69m/s从动轮直径 d2=n1d1/n2=1420 x90/1000=127.8mm 取 d2=132mm 查1表
9、 3.3计算实际传动比 i=d2/d1=132/90=1.47相对误差:理论:i0=n1/n2=1.42 i0-i/i0=1.42-1.47/1.42=3.5%1200（6）确定 V 带根数：确定额定功率：P0由查表并用线性插值得 P0=0.15kw查1表 37 得功率增量VP0=0.13kw查1表 38 得包角系数 K=0.99查1表 3 得长度系数 Kl=0.81确定带根数：ZPd/(P0+VP0)KKl=3.85/(1.05+0.13)x0.99x0.81=4.07 取 Z=5（7）大带轮结构如下图所示：3.4 求最佳跨距 设机床最大加工回转直径为400mm,电动机功率P=4kw，主轴孔
10、径为40mm,主轴计算转速为100r/min。-8-已选定的前后轴径为：d1=80 d2=64 主轴输出的最大转矩：T9550 606N.m床 身 上 最 常 用 的 最 大 加 工 直 径 为 最 大 回 转 直 径 的 60%，即 此力作用在顶尖的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为 a/1.25 2.5 取a/=1.33 故a=120mm=(3 设初值 前后轴承的支反力为 前后轴承的刚度 由手册四表512 采用圆锥滚子轴承 =750N/mm =530N/mm 由文献2公式3.7得 求最佳跨距:1.42 当量外径 惯性距 I=0.05()=192 =由文献2查图3.38得 /a=2
11、.2 最佳跨距 120 3.5 选择电动机,轴承，键和操纵机构-9-3.5.1电动机的选择：转速n1440r/min，功率P4kW 选用Y系列三相异步电动机Y112M-4，D 3.5.2 轴承的选择：I轴：与带轮靠近段安装两个深沟球轴承代号6208 B18mm I轴右端布置一个深沟球轴承代号6207 B=17 II轴：对称布置三个深沟球轴承代号6209 B=19mm III轴：轴径64端采用圆锥滚子轴承代号30313 B23mm 轴径80端采用两个圆柱滚子轴承代号N216E B=26 3.5.3键的选择：I轴选择普通平键规格：bh=108 l=60 II轴选择花键规格：NdDB8505610
12、III轴选择普通平键规格：bh=2514 l=100 3.5.4变速操纵机构的选择：选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。四、主轴.传动组及相关组件的验算 4.1 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超过，即 本设计中公比为1.58，所以 轴：=1440228100=631.2r/min 10063063002.631=0.175.8 符合要求 轴:i=时:=6307028=250.6r/min-10-1002502506.250=0.055.8 符合要求 i=时:=6306038=401.25r/min 10040040025.40
13、1=0.355.8 符合要求 i=时:=6304949=630r/min 100630630633=05.8 符合要求 轴：i=1 时:=6305050=630r/min 100630630630=05.8 符合要求 i=41 时:=2508020=65r/min 100636365=1.245.8 符合要求 每根轴的转速误差均在允许的范围内，因此总体传动符合要求。4.2 齿轮的应力验算 4.2.1 在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力计算。I轴上的最小齿数齿轮比较危险，为校核对象。（Z28）由文献5公式（9）、（10）知验算公式如下：接触
14、应力验算公式为:弯曲应力验算公式为:式中：电动机功率 -11-从电动机到计算齿轮的传动效率 =0.96 传递的额定功率：N=0.963.84kw 计算转速nj630r/min ,初算的齿轮模数 m2.5,齿宽 B24mm 小齿轮齿数 Z28 ,大齿轮与小齿轮齿数之比，外啮合取正值：28702.5 寿命系数 ,工作期限系数 齿轮在中型机床工作期限内的总工作时间:TS取 15000 h同一变速组内的齿轮总工作时间:T5000h 齿轮的最低转速 630r/min 基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取 弯曲载荷取 疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取，弯曲载荷时，对正火、调质时取 按接触应力计算时，3
15、.1 按弯曲应力计算时，1.57由文献4表2-6，转速变化系数接触载荷取0.85，弯曲载荷时取0.95由文献4表2-7，功率利用系数接触时取0.58，弯曲时取0.98.由文献42表2-8，材料强化系数接触时取0.60，弯曲时取0.75.所以,接触时,弯曲时.考虑载荷冲击的影响，中等冲击时工作状况系数取 1-12-V3.14由文献4表4-4，动载荷系数:1.3由文献4表4-5，齿向载荷分布系数:1 由文献5表1，查得齿型系数Y=0.408 由文献4表4-7可查得，许用接触应力600Mpa，许用弯曲应力 由以上数据带入公式验算：=516.4Mpaj600Mpa =53.5Mpa 经验算知，所选齿轮
16、合格。4.2.2 在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力计算。II轴上的最小齿数齿轮比较危险，为校核对象。（Z20）由文献5公式（9）、（10）知验算公式如下：接触应力验算公式为：弯曲应力验算公式为 式中：电动机功率 从电动机到计算齿轮的传动效率：=0.96 传递的额定功率：N=0.963.76计算转速250r/min，初算的齿轮模数 m3（mm）齿宽，B24mm-13-小齿轮齿数 Z20 大齿轮与小齿轮齿数之比，外啮合取正值：2080 4 寿命系数 ，工作期限系数 齿轮在中型机床工作期限内的总工作时间：TS取 15000 h同一变速组内的齿轮总工作时间:T7500h 齿轮的最低转速 250r/min 基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取 弯曲载荷取 疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取，弯曲载荷时，对正火、调质时取 按接触应力计算时，2.62 按弯曲应力计算时，2.12由文献4表2-6，转速变化系数接触载荷取0.85，弯曲载荷时取0.95由文献4表2-7，功率利用系数接触时取0.58，弯曲时取0.98.由文献42表2-8，材料强化系
