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)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。

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/min2 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。

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=minmaxN N = 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 r 2=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。

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2-3：4Kw图2-3 主传动系统图（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Zmi n ≥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 齿轮齿数传动比第一扩大组 第二扩大组1:11:2.8 1.41:11:2.8 代号 Z 1 Z '1 Z2 Z '2 Z 4 Z 4 Z 5 Z '5 齿数59593187694931872 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 ＝50 1.41（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n IIj =140/min,同理可求得轴1的计算转速为n Ij =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46jz n =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 , 34jz n =400r/min 40jz n =280r/min3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|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各级转速都满足要求，因此不需要修改齿数。

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162d mm = ，后轴颈的轴径为前轴径，所以21(0.7~0.85)55d d mm ==。

（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=9550000Jn N ⨯； N----该轴传递的功率（KW ）j n ----该轴的计算转速[]ϕ---该轴每米长度的允许扭转角，[]ϕ=0.5O ~01。

取[]ϕ=0.5ON 0=P 0=4Kw 。

N 1=P 1=P 0×0.96=3.84KwN 2=P 2=P 1×0.995×0.97=3.71KwN 3=P 3=P 2×0.99=3.67Kw轴Ⅰ：43.8495510=91680400T N mm =⨯⨯⋅Ⅰ（）1.6433.94d mm ==Ⅰ 取36mm 轴Ⅱ： 4 3.7195510253075()140T N mm =⨯⨯=⋅Ⅱ1.6443.74d mm ==Ⅱ 取44mm 轴Ⅲ：4 3.6595510387306()90T N mm =⨯⨯=⋅Ⅲ1.6448.65d mm ==Ⅲ 取48mm2．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m=16338取m=3轴Ⅱ-轴Ⅲ：以最小齿轮齿数31为准m=16338取m=4 （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平均取260HB ，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229H B ～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 E H H Z Z Z εσσ=≤弯曲应力验算公式为： 13212[]F Fa Sa F d KT Y Y Y m z εσσψ=≤式中 T 1——主动轴传递扭矩（Nmm ） K ——载荷系数，A V K K K K K αβ=μ——传动比，1μ≥，“+”用于外啮合，“-”用于内啮合 1d ——齿轮分度圆直径（mm ） b ——齿宽（mm ） m ——齿轮模数（mm ） d ψ——齿宽系数，1/d b d ψ= 1z ——齿轮齿数 E Z ——弹性系数H Z ——节点区域系数Z ε——接触强度重合系数 Fa Y ——齿形系数Sa Y ——应力修正系数 Y ε——弯曲强度重合度系数[]H σ——许用接触应力（Mpa ） []F σ——许用弯曲应力（Mpa ）以上各系数，可查《机械设计》教材进行确定：2.511[1.88 3.2()]cos 0 1.7431870.87E H Z Z Z Z εαεε====-⨯+===取1A K =，V K 根据 1.4/V m s =取1.08116111.081 1.081 1.08 1.166********0.2793312.849.5510955004002.531.640.750.250.681.74d Fa Sa K K K d b m z T N mm Y Y Y αβεψμ===⨯⨯⨯=========⨯⨯=⋅===+=[]H σ——许用接触应力取650 Mpa ；[]F σ——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 σ=488.15 Mpa ≤[]H σ F σ=89.72 Mpa ≤[]F σ（3）第二扩大组齿轮计算。

286HB ，平均取260HB ，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229H B ～286HB ，平均取240HB 。

同理根据第一扩大组的计算， 查文献，可得：2.511[1.88 3.2()]cos 0 1.7431870.87E H Z Z Z Z εαεε====-⨯+===取1A K =，V K =1.05116111.021 1.051 1.02 1.0710124354350.28124312.849.55102728571402.531.640.750.250.681.74d Fa Sa K K K d b m z T N mm Y Y Y αβεψμ===⨯⨯⨯=========⨯⨯=⋅===+=可求得：501[]H H MPa σσ=≤ 95[]F F MPa σσ=≤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D 1D 2计算带长(1).初取中心距.由机械设计表3.5查的P c ＝K A P ＝1.14＝4.4Kw根据参考图3.16及表3.3选带型及小带轮直径11601000D n v π=⨯确定从动轮基准直径1122n DD D ==177.5mm取D 2=180mm计算实际传动比:当忽略滑动率时，21Di D =验算传动比相对误差，题目的理论传动比1021.775ni n ==传动比相对误差001.4%i ii -= 12120.7()2()196560D D a D D a +≤≤+⇒≤≤ 221012()2()24d D D L a D D aπ-≈+++=1204.0按表3.2取标准值02d d L L a a -≈+=403mmmax min 0.03442.50.015386.25d d a a L a a L =+==-= α＝180。