机械系统标准设计优秀课程设计实例解析.docx

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30）
专 业： 机械设计制造及其自动化
班 级：
姓 名： xxx xxx xxxx
学 号： xxx xxx xxxx
指导老师：

月 日

《目录》

摘要 ………………………………………………… 2
第1章 绪论………………………………………………3
第2章 运动设计…………………………………………5
1.确定极限转速，转速数列，结构网和结构式..............5
2.主传动转速图和传动系统图............................7
3.确定变速组齿轮齿数，核实主轴转速误差................8
第3章 动力计算…………………………………………9
1.传动件计算转速................................... 9
2.传动轴和主轴轴径设计............................ 10
3.计算齿轮模数.......................................11
4.带轮设计...........................................15
第4章 关键零部件选择……………………………… 20
第5章 校核…………………………………………… 21
结束语……………………………………………………22
参考文件…………………………………………………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和多个合了解。依据数控机床主传动系统及主轴功率和转矩特征要求，分析了机电关联分级调速主传动系统设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，确定最好机床主轴功率和转矩特征匹配方案，计算和校核相关运动参数和动力参数。本说明书着重研究机床主传动系统设计步骤和设计方法，依据已确定运动参数以变速箱展开图总中心距最小为目标，确定变速系统变速方案，以取得最优方案和较高设计效率。在机床主传动系统中，为降低齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理设计方案。本文经过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点分析和研究，绘制零件工作图和主轴箱展开图及剖视图。

第一章 绪论
（一） 课程设计目标
《机械系统课程设计》课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计综合性练习。经过课程设计，使学生能够利用所学过基础课、技术基础课和专业课相关理论知识，及生产实习等实践技能，达成巩固、加深和拓展所学知识目标。经过课程设计，分析比较机械系统中一些经典机构，进行选择和改善；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，达成学习设计步骤和方法目标。经过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料方法，达成积累设计知识和设计技巧，提升学生设计能力目标。经过设计，使学生取得机械系统基础设计技能训练，提升分析和处理工程技术问题能力，并为进行机械系统设计发明一定条件。
（二） 课程设计题目、关键技术参数和技术要求
1 课程设计题目和关键技术参数
题目30：分级变速主传动系统设计
技术参数：Nmin=50r/min；Nmax=1120r/min；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=4KW；电机转速n=710/1420r/min
2 技术要求
1. 利用电动机完成换向和制动。
2. 各滑移齿轮块采取单独操纵机构。
3. 进给传动系统采取单独电动机驱动。

第二章 运动设计
1 运动参数及转速图确实定
（1） 转速范围。Rn== 1120/50=22.4
（2） 转速数列。查《机械系统设计》表 2-9标准数列表，首先找到50r/min、然后每隔5个数取一个值，得出主轴转速数列为50 r/min、71 r/min、100r/min、140 r/min、200r/min、280r/min，400r/min，560r/min，800r/min，1120r/min共10级。
（3） 定传动组数，选出结构式。对于Z=8可得结构式：Z=8=22×21×24。并在最终一级使用混合公比。
（4）依据传动结构式,画结构图。
依据“前多后少”,“ 前密后疏”，“升2降4”,“前满后快”标准,选择传动方案 Z=22×23×24,可知第二扩大组变速范围 r2=1.415=5.57<8满足“升2降4”要求，其结构网图2-1。 图2-1结构网 Z=8=22×23×24

（5） 画转速图。转速图以下图2-2。

图2-2 系统转速图
（6）画主传动系统图。依据系统转速图及已知技术参数，画主传动系统图图2-3：

图2-3 主传动系统图
（7）齿轮齿数确实定。依据齿数和不宜过大标准通常推荐齿数和在100～120之间，和据设计要求Zmin≥17,标准。而且变速组内取模数相等，变速组内由《机械系统设计》表3-1，依据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。
表2-2 齿轮齿数
传动比
第一扩大组
第二扩大组
1:1
1:2.8
1.41:1
1:2.8
代号
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
齿数
59
59
31
87
69
49
31
87
2 主轴传动件计算
2.1 计算转速
（1）.主轴计算转速
本设计所选是中型一般车床，所以由《机械系统设计》表3-2中公式
＝501.41（8/3-1） ＝88.6r/min 取90 r/min
(2). 传动轴计算转速
在转速图上，轴Ⅱ在最低转速140r/min时经过传动组b69/49传动副，得到主轴转速为200r/min。这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，所以轴2最低转速为该轴计算转速即nIIj=140/min,同理可求得轴1计算转速为nIj=400r/min
（3）确定各齿轮计算转速
由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险小齿轮，所以只需求出危险小齿轮计算转速。在传动组b中Z46在轴Ⅲ上含有1120r/min,560r/min,400r/min,200/min这六种转速全部在恒功率区间内，即全部要求传输最大功率所以齿轮Z46计算转速为这四种转速最小值即=200r/min
同理可求得其它两对啮合齿轮中危险齿轮计算转速即
, =400r/min =280r/min
3验算主轴转速误差
实际传动比所造成主轴转速误差，通常不应超出±10(-1)％,即
|实际转速n`-标准转速n|
———————————— < 10(-1)％
标准转速n
对于标准转速n=50r/min时，其实际转速n`=400×31/87×31/87=50.78r/min
(50.78-50)/50=1.56%<4.1%
所以满足要求。
同理可得各级转速误差如表

各级转速误差

n
50
100
140
200
280
400
560
1120
n`
50.78
101.57
142.53
200.70
285.06
394.29
563.27
1126.53
误差
1.57%
1.57%
1.8%
0.35%
1.81%
1.42%
0.58%
0.58%

各级转速全部满足要求，所以不需要修改齿数。
第三章 动力计算
1．主轴传动轴直径初选

（1）主轴轴径确实定
在设计早期，因为主轴结构还未确定，所以只能依据现有资料初步确定主轴直径。由<<机械系统设计>>表4-9初选择前轴径 ，后轴颈轴径为前轴径，所以。
（2）传动轴直径初定
传动轴直径按文件[5]公式（6）进行概算

式中 d---传动轴直径（mm）
Tn---该轴传输额定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----该轴传输功率（KW）

----该轴计算转速

---该轴每米长度许可扭转角，=~。

取=

N0=P0=4Kw。
N1=P1=P0×0.96=3.84Kw
N2=P2=P1×0.995×0.97=3.71Kw
N3=P3=P2×0.99=3.67Kw
轴Ⅰ：
取36mm
轴Ⅱ：
取44mm
轴Ⅲ：
取48mm

2．齿轮参数确定、齿轮应力计算

（1） 齿轮模数初步计算

通常同一组变速组中齿轮取同一模数，选择负荷最小齿轮，按简化接触疲惫强度由文件[5]公式（8）进行计算：

式中：

为了不产生根切现象，而且考虑到轴直径，预防在装配时干涉，对齿轮模数作以下计算和选择：
轴Ⅰ-轴Ⅱ：以最小齿轮齿数34为准
m=16338 =2.93 取m=3

轴Ⅱ-轴Ⅲ：以最小齿轮齿数31为准
m=16338=4.16 取m=4
（2） 齿轮参数确实定
计算公式以下：
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
齿宽 φm=6~10 取φm=8
由已选定齿数和计算确定模数，将各个齿轮参数计算以下表
（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
Z1`
Z2
Z2`
齿数
59
59
31
87
分度圆直径
177
177
93
261
齿顶圆直径
183
183
99
267
齿根圆直径
169.5
169.5
85.5
253.5
齿宽
25
25
25
25
按基础组最小齿轮计算。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。计算以下：
① 齿面接触疲惫强度计算：
接触应力验算公式为

弯曲应力验算公式为：

式中 T1——主动轴传输扭矩（Nmm）
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（mm）
——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：

取，依据取1.08

——许用接触应力取650 Mpa；
——许用弯曲应力取275 Mpa；
依据上述公式，可求得及查取值可求得：
=488.15 Mpa
=89.72 Mpa
（3）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
Z3
Z3`
Z4
Z4`
齿数
69
49
31
87
分度圆直径
276
196
124
348
齿顶圆直径
284
204
132
356
齿根圆直径
266
186
114
338
齿宽
35
35
35
35
按扩大组最小齿轮计算。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。
同理依据第一扩大组计算，
查文件，可得：

取，=1.05

可求得：

3．带传动设计
定V带型号和带轮直径
(1).工作情况系数.
(2).计算功率.

(3).选带型号
.
(4).确定带轮直径D1D2

计算带长

(1).初取中心距.

(2).计算带.基准长度.

(3).计算实际中心距

(4)确定中心距调整范围

(13)小轮包角.

求带根数

(1).确定额定功率P0
(2)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V带初拉力

(2)计算压轴力

（3）带轮结构.

由机械设计表3.5查
Pc＝KAP＝1.14＝4.4Kw
依据参考图3.16及表3.3选带型及小带轮直径

确定从动轮基准直径
=177.5mm
取D2=180mm
计算实际传动比:
当忽略滑动率时，
验算传动比相对误差，题目标理论传动比
传动比相对误差

=1204.0
按表3.2取标准值
=403mm

α＝180。-=
由D1及n1查表3.6并用线性插值法求得P0=1.3Kw
由《机械设计》表 3.8 kα=0.98
由《机械设计》表 3.9 kL=0.93
由《机械设计》表 3.7 △P0=0.15

=3.33

=124.27N
（《机械设计》表 3.1 ）

=
=983.31N

略.

KA＝1.1
Pc＝4.4Kw

A型

取＝100mm

D2＝177.5mm
取D2=180mm

1.4%<5%
合格

＝380mm

=1250mm

a=405mm

合格

P0=1.3Kw
kα=0.98
kL=0.93
△ P0=0.15

取z=4

=124.27N

FQ=983.31N

4 主轴合理跨距计算

设机床最大加工回转直径为ø400mm,电动机功率P=4kw，,主轴计算转速为140r/min。
已选定前后轴径为:定悬伸量a=85mm。
轴承刚度，主轴最大输出转矩:
TIII ＝
设该车床最大加工直径为300mm。床身上最常见最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径50%，这里取60%，即180mm，故半径为0.09m；
切削力（沿y轴） Fc=250.346/0.09=2781N
背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1390N
总作用力 F==3109N
此力作用于工件上，主轴端受力为F=3109N。
先假设l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分别为
RA=F×=3109×N
RB=F×=3109×N
依据《机械系统设计》得：=3.39得前支承刚度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N/；==1.93
主轴当量外径de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为
I==1.55×10-6m4
η===0.38
查《机械系统设计》图 得 =2.5，和原假设靠近，所以最好跨距=85×2.5=212.5mm
合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=250mm。
依据结构需要，主轴实际跨距大于合理跨距，所以需要采取方法
增加主轴刚度，增大轴径：前轴径D=85mm，后轴径d=55mm。后支承采取背对背安装角接触球轴承。

第四章 关键零部件选择

选择电动机,轴承，键和操纵机构

(1)电动机选择：
转速n＝710/1420r/min，功率P＝4kW
选择Y系列三相异步双速电动机
(2)轴承选择(轴承代号均采取新轴承代号)
Ⅰ轴：和带轮靠近段安装双列深沟球轴承代号6007，另一安装深沟球轴承代号6007。
Ⅱ轴：左侧部署深沟球轴承代号6008，右侧部署深沟球轴承代号6009。
Ⅲ轴：输出安装角接触球轴承配合推力球轴承代号分别为7012和5013，另一端安装双列圆柱滚子轴承。
(3)键选择
Ⅰ轴:安装带轮处选择一般平键：
安装齿轮处选择一般平键：
Ⅱ轴:左侧齿轮选择一般平键:
右侧齿轮选择一般平键:
Ⅲ轴:选择一般平键:
(4)变速操纵机构选择：
选择左右摆动操纵杆使其经过杆推力来控制Ⅰ,Ⅱ轴上二联滑移齿轮。
第五章 校核
1．Ⅱ轴刚度校核
(1)Ⅱ轴挠度校核
单一载荷下，轴中心处挠度采取文件【5】中公式计算:

L-----两支承跨距；
D-----轴平均直径；
X=/L；-----齿轮工作位置处距较近支承点距离；
N-----轴传输全功率；
校核合成挠度：

-----输入扭距齿轮挠度；
-------输出扭距齿轮挠度
；
---被演算轴和前后轴连心线夹角，取=91°，啮合角=20°，齿面摩擦角=5.72°。
代入数据计算得：=0.147，=0.045，=0.075，=0.087。
合成挠度 =0.254；
查文件【6】，带齿轮轴许用挠度=5/10000*L，即=0.287。
因合成挠度小于许用挠度，故轴挠度满足要求。

(2)Ⅱ轴扭转角校核
传动轴在支承点A，B处倾角可按下式近似计算：

将上式计算结果代入得：

由文件【6】，查得支承处=0.001
因〈0.001，故轴转角也满足要求。
2．轴承寿命校核
由Ⅱ轴最小轴径可取轴承为6008深沟球轴承,ε=3，P=XFr+YFa
X=1，Y=0。
对Ⅱ轴受力分析
得：前支承径向力Fr=2847.32N，由轴承寿命计算公式：预期使用寿命 [L10h]=15000h，
轴承寿命满足要求。

结束语
经过两周课程设计，在老师耐心指导和自己努力分级变速主传动系统设计结构及部分计算，到这里基础结束了，这次课程设计使我充足应用了以前所学知识，并应用这些知识来分析和处理实际问题，深入巩固和深化了以前所学专业基础知识， 同时也是对《机械系统设计》学习一个深入认识和了解过程。同时也锻炼了自己独立完成工作能力，熟悉了部分设计思想知道了部分设计中注意事项.此次课程设计深入规范了制图要求，学会应用标准，规范，和查阅相关资料本事，掌握了机械设计基础技能，对以后工作有很大帮助。

参考文件
【1】 段铁群.《机械系统设计》 科学出版社，第一版；
【2】 孙全颖.《机械精度设计和质量确保》哈尔滨工业大学出版社；
【3】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；
【5】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】《金属切削机床经典结构图集》主传动部件；
【8】《机床设计手册》2 上册。

千万不要删除行尾分节符，此行不会被打印。“结论”以前全部正文内容全部要编写在此行之前。