机械系统设计课程设计实例解析

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 指导教师：

2012年 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，核算主轴转速误差................8

第3章 动力计算…………………………………………9

1.传动件的计算转速................................... 9 2.传动轴和主轴的轴径设计............................ 10 3.计算齿轮模数.......................................11 4.带轮设计...........................................15

第4章 主要零部件选择……………………………… 20 第5章 校核…………………………………………… 21 结束语……………………………………………………22 参考文献…………………………………………………23

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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的设计原理和方法。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的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。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，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。

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第一章 绪论

（一） 课程设计的目的

《机械系统课程设计》课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、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机构，进行选择和改进；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、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高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、主要技术参数和技术要求

1 课程设计题目和主要技术参数

题目30：分级变速主传动系统设计

技术参数：Nmin=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. 各滑移齿轮块采用单独操纵机构。 3. 进给传动系统采用单独电动机驱动。

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第二章 运动设计

1 运动参数及转速图的确定

（1） 转速范围。Rn=

Nmax= 1120/50=22.4 Nmin（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，得出主轴的转速数列为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。并在最后一级使用混合公比。

（4）根据传动结构式,画结构图。

根据“前多后少”,“ 前密后疏”，“升2降4”,“前满后快”的

原则,选取传动方案 Z=22×23×24,可知第二扩大组的变速范围 r2=1.415=5.57<8满足“升2降4”要求，其结构网如图2-1。

图2-1结构网 Z=8=22×23×24

（5） 画转速图。转速图如下图2-2。

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图2-2 系统转速图

（6）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2-3：

4Kw710/1420r/min 图2-3 主传动系统图

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（7）齿轮齿数的确定。根据齿数和不宜过大原则一般推荐齿数和在100～120之间，和据设计要求Zmin≥17,原则。并且变速组内取模数相等，变速组内由《机械系统设计》表3-1，根据各变速组公比，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 Z1 59 第一扩大组 1:1 代号 齿数 Z1 59 '第二扩大组 1.41:1 '1:2.8 Z2 31 Z2 87 1:2.8 Z5 31 Z5' 87 Z4 69 Z4 49 2 主轴传动件计算 2.1 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，所以由《机械系统设计》表3-2中的

公式 ＝501.41（8/3-1） ＝88.6r/min 取90 r/min (2). 传动轴的计算转速

在转速图上，轴Ⅱ在最低转速140r/min时经过传动组b的69/49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，因此轴2的最低转速为该轴的计算转速即nIIj=140/min,同理可求得轴1的计算转速为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的小齿轮，因

此只需求出危险小齿轮的计算转速。在传动组b中Z46在轴Ⅲ上具有1120r/min,560r/min,400r/min,200/min这六种转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮Z46的计算转速为这四种转速的最小值即njz46=200r/min

同理可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即 , njz34=400r/min njz40=280r/min

3验算主轴转速误差

实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过±10(-1)％,即

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|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%

因此满足要求。

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1.57% 1.57% 1.8% 0.35% 1.81% 1.42% 0.58% 0.58% 差 各级转速都满足要求，因此不需要修改齿数。

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第三章 动力计算

1．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。由<<机械系统设计>>表4-9初选取前轴径d162mm ，后轴颈的轴径为前轴径，所以d2(0.7~0.85)d155mm。 （2）传动轴直径初定

传动轴直径按文献[5]公式（6）进行概算 式中 d---传动轴直径（mm）

Tn---该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000 N----该轴传递的功率（KW）

nj----该轴的计算转速

---该轴每米长度的允许扭转角，=0.5~10。

取=0.5

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

3.84495510=91680（Nmm）轴Ⅰ：T Ⅰ4009168033.94mm 取36mm dⅠ1.40.53.71253075(Nmm) 轴Ⅱ： TⅡ955104140N； nJ- 9 -

25307543.74mm 取44mm 0.53.65387306(Nmm) 轴Ⅲ：TⅢ95510490387306dⅢ1.448.65mm 取48mm

0.5 dⅡ1.4

2．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： 轴Ⅰ-轴Ⅱ：以最小齿轮齿数34为准

871)431 m=163383 =2.93 取m=3 878312551240031(

轴Ⅱ-轴Ⅲ：以最小齿轮齿数31为准

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871)431 m=163383=4.16 取m=4 872283155114031（2） 齿轮参数的确定 计算公式如下：

( 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径

齿宽 φm=6~10 取φm=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 （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 按基本组最小齿轮计算。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。计算如下：

① 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 HZEZHZ2KT11[H]

bd12 弯曲应力验算公式为： F2KT1YYY[F]

dm3z12FaSa式中 T1——主动轴传递扭矩（Nmm） K——载荷系数，KKAKVKK

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——传动比，1，“+”用于外啮合，“-”用于内啮合 d1——齿轮分度圆直径（mm） b——齿宽（mm） m——齿轮模数（mm） d——齿宽系数，db/d1 z1——齿轮齿数 ZE——弹性系数

ZH——节点区域系数

Z——接触强度重合系数 YFa——齿形系数

YSa——应力修正系数 Y——弯曲强度重合度系数

[H]——许用接触应力（Mpa） [F]——许用弯曲应力（Mpa）

以上各系数，可查《机械设计》教材进行确定：

ZE1.8MPaZH2.5Z4311)]cos01.743187

[1.883.2(Z41.740.873取KA1，KV根据V1.4m/s取1.08

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K1K1.08K11.0811.081.16d193b25m3250.2793z131495500Nmm400d2.8T19.55106YFa2.53YSa1.Y0.250.750.681.74

[H]——许用接触应力取650 Mpa；

[F]——许用弯曲应力取275 Mpa； 根据上述公式，可求得及查取值可求得：

H=488.15 Mpa [H] F=.72 MpaF

（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。

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同理根据第一扩大组的计算， 查文献，可得：

ZE1.8MPaZH2.5Z4311)]cos01.743187

[1.883.2(Z41.740.873取KA1，KV=1.05

K1K1.02K11.0511.021.0710d1124b35m4350.28124z1314272857Nmm140d2.8T19.55106YFa2.53YSa1.Y0.250.750.681.74

可求得：

H501MPa[H] F95MPa[F]

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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. 由机械设计表3.5查的 𝐊𝐀＝1.1 Pc＝4.4Kw A型 取D1＝100mm Pc＝KAP＝1.14＝4.4Kw 根据参考图3.16及表3.3选带型及小带轮直径 D1n1v 601000确定从动轮基准直径 nDD211=177.5mm D2取D2=180mm 计算实际传动比: D当忽略滑动率时，i2 D1验算传动比相对误差，题目的理论传动比ni011.775 n2v7.43m/s 𝐃𝟐＝177.5mm 取D2=180mm i1.8 i0i传动比相对误差1.4% i0 0.7(D1D2)a2(D1D2)196a560 (D2D1)2Ld02a(D1D2)=1204.0 1.4%<5% 24a合格 按表3.2取标准值 LLd0aa0d=403mm 2 amaxa0.03Ld442.5 amina0.015Ld386.25a0＝380mm 。D2D157.3=168.7 α＝180- a由D1及n1查表3.6并用线性插值法求得P0=1.3Kw Ld=1250mm 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 a=405mm - 15 - (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 =3.33 =124.27N （《机械设计》表 3.1 =26140sin=983.31N 略. ） 166.2 2 168.7120 合格 P0=1.3Kw kα=0.98 kL=0.93 △ P0=0.15 取z=4 F0=124.27N - 16 -

(2)计算压轴力 （3）带轮结构. 𝐅𝐐=983.31N 4 主轴合理跨距的计算

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。

已选定的前后轴径为:d162mmd2(0.7~0.85)d155mm定悬伸量a=85mm。 轴承刚度，主轴最大输出转矩:

3.67=250346Nmm TIII ＝9.55106140设该车床的最大加工直径为300mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的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=FC2Fp=3109N

2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

la852554145N RA=F×=3109×

l255a851036N RB=F×=3109×

l255- 17 -

根据《机械系统设计》得：Kr=3.39Fr0.1La0.8(iz)0.9cos1.9得前支承的刚

KA1376.69==1.93 KB713.73 主轴的当量外径de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为

0.07 I==1.55×10-6m4

2.110111.55106EI

η===0.38 363

1376.690.08510KAa

度：KA= 1376.69 N/m ；KB= 713.73 N/m；

查《机械系统设计》图 得

l0=2.5，与原假设接近，所以最佳跨距l0=85×a2.5=212.5mm

合理跨距为（0.75-1.5）l0，取合理跨距l=250mm。

根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=85mm，后轴径d=55mm。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。

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第四章 主要零部件的选择

选择电动机,轴承，键和操纵机构

(1)电动机的选择：

转速n＝710/1420r/min，功率P＝4kW 选用Y系列三相异步双速电动机

(2)轴承的选择(轴承代号均采用新轴承代号)

Ⅰ轴：与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：左侧布置深沟球轴承代号6008，右侧布置深沟球轴承代号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)键的选择

Ⅰ轴:安装带轮处选择普通平键：bhL8755

安装齿轮处选择普通平键：bhL10890

Ⅱ轴:左侧齿轮选择普通平键:bhL128

右侧齿轮选择普通平键:bhL12897 Ⅲ轴:选择普通平键:bhL2012115 (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Ⅰ,Ⅱ轴上的二联滑移齿轮。

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第五章 校核

1．Ⅱ轴刚度校核

(1)Ⅱ轴挠度校核

单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算:

L3N0.75xx3Y YaYb171.394DmZnL-----两支承的跨距； D-----轴的平均直径；

X=ai/L；ai-----齿轮工作位置处距较近支承点的距离； N-----轴传递的全功率； 校核合成挠度：

 YhYa2Yb2YaYbcosY

2 Ya -----输入扭距齿轮挠度； Yb-------输出扭距齿轮挠度

2() ；

 ---被演算轴与前后轴连心线夹角，取=91°，啮合角=20°，齿面摩擦角=5.72°。

代入数据计算得：ya1=0.147，ya2=0.045，ya3=0.075，yb4=0.087。 合成挠度Yhya12yb422ya1yb4cos =0.2；

查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度y=5/10000*L，即y=0.287。 因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。

(2)Ⅱ轴扭转角的校核

传动轴在支承点A，B处的倾角A,B可按下式近似计算：

3y ABhrad

l将上式计算的结果代入得： AB0.00074rad

由文献【6】，查得支承处的=0.001

因AB0.00074〈0.001，故轴的转角也满足要求。

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

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X=1，Y=0。

对Ⅱ轴受力分析

得：前支承的径向力Fr=2847.32N，由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 [L10h]=15000h，

16670C1667043.210003L10h()()415862h[L10h]

nP1402847.32轴承寿命满足要求。

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结束语

经过两周的课程设计，在老师的耐心指导和自己的努力分级变速主传动系统设计的结构及部分计算，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的知识，并应用这些知识来分析和解决实际问题，进一步巩固和深化了以前的所学的专业基础知识， 同时也是对《机械系统设计》学习的一个深入认识和理解的过程。同时也锻炼了自己完成工作的能力，熟悉了一些设计思想懂得了一些设计中的注意事项.本次课程设计进一步规范了制图要求，学会应用标准，规范，和查阅相关资料的本领，掌握了机械设计的基本技能，对以后的工作有很大的帮助。

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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； 【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】《金属切削机床典型结构图集》主传动部件； 【8】《机床设计手册》2 上册。

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