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機械系統(tǒng)設計課程設計說明書
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年 月 日
目錄
一．摘要…………………………………………….. ……2
二. 課程設計的目的………………………………………3
三. 課程設計題目主要設計參數(shù)和技術要求……………3
四. 運動設計 …………………………………………….5
五. 動力計算…………………………. ….………………..8
六. 主要零部件的選擇……………………………………15
七. 校核…………………………………………………..16
八．潤滑與密封..………………………………………..18
九．結論…..………………………………………………19
十．參考文獻……………………………………………..19
一．摘要
設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。
二．課程設計目的及內(nèi)容
《機械系統(tǒng)課程設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。
《機械系統(tǒng)設計》課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。
1.2.1 理論分析與設計計算：
（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。
（2）根據(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。
（3）根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。
1.2.2 圖樣技術設計：
（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。
（2）工程技術圖樣的設計與繪制。
1.2.3編制技術文件：
（1）對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術評價。
（2）編制設計計算說明書。
三．課程設計題目，主要設計參數(shù)和技術要求
1 課程設計題目和主要技術參數(shù)
題目11：分級變速主傳動系統(tǒng)設計
技術參數(shù)：Nmin=35.5r/min；Nmax=560r/min；Z=9級；公比為1.41；電動機功率P=3KW；電機轉速n=1430r/min
2 技術要求
1. 利用電動機完成換向和制動。
2. 各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構。
3. 進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。
四．運動設計
1 運動參數(shù)及轉速圖的確定
（1） 轉速范圍。Rn===15.77
（2） 轉速數(shù)列。首先找到35.5r/min、然后每隔5個數(shù)取一個值（1.41=1.066），故得出主軸的轉速數(shù)列為：
35.5 r/min、50 r/min、71 r/min、100 r/min、140 r/min、200 r/min，280 r/min，400 r/min，560r/min共9級。
（3） 確定傳動組數(shù)和傳動副數(shù)。
因為Z=9，可分解為：Z=31×33。這種結構式可以使傳動組結構緊湊，再設計時不至于使整體結構過大。
（4）寫傳動結構式,畫結構圖。
根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , “前密后疏”,“升2降4”的原則,選取傳動方案 Z=31×33,易知第一擴大組的變速范圍r=φp1(x1-1)=1.416=7.85〈8符合“升2降4”原則，其 結 構 網(wǎng) 如 圖
圖2-1 結構網(wǎng) Z=31×33
（5） 畫轉速圖。轉速圖如下圖
圖2-2 系統(tǒng)轉速圖
（6）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖：
圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖
（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin≥17,齒數(shù)和Sz≤100～120，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表：
齒輪齒數(shù)
傳動比
基本組
第一擴大組
1:1.41
1:2
1:2.79
2：1
1:1.41
1：4
代號
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
齒數(shù)
30
42
24
48
19
53
66
33
41
58
20
79
2核算主軸轉速誤差
實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即
對Nmax=560r/min，Nmax`=1430*95/335*30/42*66/33=575.5r/min
則有
=2.76％〈4.1％
因此滿足要求。
各級轉速誤差
n
560
400
280
200
140
100
71
50
35.5
n`
575.5
402.8
287.7
203.3
142.38
102.08
72.84
50.99
36.56
誤差
2.76%
0.71％
2.76%
1.70%
1.70％
2.08％
2.59％
1.98％
2.99％
各級轉速誤差都都小于4.1％，因此不需要修改齒數(shù)。
五．動力計算
1 帶傳動設計
(1) 直徑計算
計算功率Pd=Ka*P=1.1*3=3.3KW
查普通V帶選型圖，可得d=80~100mm
初取小帶輪直徑d： 取 d=95mm A型V帶
大帶輪直徑D； D===339.625mm
根據(jù)V帶帶輪基準直徑系列，取D=335mm
（2）計算帶長
求Dm Dm=(D+D)/2=(95+335)/2=215mm
求△ △=（D-D）/2=（335-95）/2=120mm
根據(jù)0.7（D1+D2）≤a≤2（D1+D2）
即，301≤a0≤860mm
初取中心距，a0=450mm
帶長 L=×Dm+2×a0+△/a0=1650.84 mm
由《機械設計》表3.2選取標準Ld 得：Ld=1600mm
（3）求實際中心距和包角
實際中心距a≈a0+(Ld-L)/2=450-25.42=424.58mm
中心距調(diào)整范圍 amax=a+0.03Ld=472.58mm
amin=a-0.015Ld=400.58mm
小輪包角 =180-（D-D）/a×57.3=145.6>120
（4）求帶根數(shù)
驗算帶速 ： =πDn/60×1000=3.14×95×1430/(60×1000)= 7.11m/s
5≤≤25，合格
計算傳動比i并驗算傳動比相對誤差：
理論傳動比 i0=3.575
實際傳動比 i=n/n=335/95=3.53
確定V帶根數(shù)Z：由《機械設計》表3.6，P=1.30KW；由表3.8，K=0.91；
由表3.9，K=0.99；由表3.7，△P=0.17KW；
所以Z≥P/｛（P+△P）×K×K｝
=3.3/(1.30+0.17)×0.91×0.99=2.49
取Z=3根
2.計算轉速的計算
（1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=71r/min。
（2）確定各傳動軸的計算轉速。Ⅱ軸共有3級轉速：140 r/min、200r/min、280 r/min。若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，全部傳遞全功率，其中140r/min是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速nⅡj=140 r/min；Ⅰ 軸有1級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速nⅠj=400 r/min。各計算轉速入表。
各軸計算轉速
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計算轉速 r/min
400
140
71
（3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上并具有35.5、50、71r/min共3級轉速，其中只有71r/min傳遞全功率，故Zj=71 r/min。
齒輪Z裝在Ⅱ軸上，有140-280 r/min共4級轉速，但經(jīng)齒輪副Z/ Z傳動主軸，則只有280r/min傳遞全功率，故Zj=280r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表
齒輪副計算轉速
序號
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
Z4`
Z4`
Z5
Z5`
Z6
n
400
280
400
200
400
140
280
140
140
112
280
3.齒輪模數(shù)計算及驗算
（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)
式中 mj——按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（mm）；
——驅動電動機功率（kW）；
——被計算齒輪的計算轉速（r/min）；
——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“+”，內(nèi)嚙合取“-”；
——小齒輪的齒數(shù)（齒）；
——齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)），；
——材料的許用接觸應力（）。
得：基本組的模數(shù)mj=3.5 第一擴大組的模數(shù)mj=3.5
（2）基本組齒輪計算。
基本組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
齒數(shù)
30
42
24
48
19
53
分度圓直徑
105
147
84
168
66.5
185.5
齒頂圓直徑
108.5
150.5
87.5
171.5
70
189
齒根圓直徑
100.6
142.6
79.6
163.6
62.12
181.1
齒寬
24.5
24.5
24.5
24.5
24.5
24.5
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下：
① 齒面接觸疲勞強度計算：
接觸應力驗算公式為
彎曲應力驗算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=3kW;
-----計算轉速（r/min）. =400（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;
B----齒寬（mm）;B=24.5（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)；z=19;
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79;
-----壽命系數(shù)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉速（r/min）, =400（r/min）
----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉速變化系數(shù)，取=0.60
----功率利用系數(shù)，取=0.78
-----材料強化系數(shù)， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動載荷系數(shù)，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)， =1
Y------齒形系數(shù)， Y=0.386；
----許用接觸應力（MPa）,取=650 Mpa；
---許用彎曲應力（MPa），取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=639.47 Mpa
=78.72 Mpa
（3）擴大組齒輪計算。
擴大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z4
Z4`
Z5
Z5`
Z6
Z6`
齒數(shù)
66
33
41
58
20
79
分度圓直徑
231
115.5
143.5
203
70
276.5
齒頂圓直徑
234.5
119
147
206.5
73.5
280
齒根圓直徑
226.6
111.12
139.12
198.6
65.6
272.12
齒寬
28
28
28
28
28
28
按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計算，
可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=280；
可求得：
=620.73 Mpa
=136.24Mpa
3傳動軸最小軸徑的初定
傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：
d=1.64（mm）
或 d=91（mm）
式中 d---傳動軸直徑（mm）
Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----該軸傳遞的功率（KW）
----該軸的計算轉速
---該軸每米長度的允許扭轉角，=0.5~。
各軸最小軸徑如表：
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
最小軸徑mm
35
40
4執(zhí)行軸軸頸直徑的確定：
執(zhí)行軸的前軸勁D1尺寸由教材4-9表得到：D1=50mm
后軸勁D2=（0.7~0.9）D1 所以取D2=0.8D1=40mm
初步計算，取當量外徑D=0.5（D1+D2）=45mm
執(zhí)行軸選用階梯狀中空結構，內(nèi)徑直徑d=0.4D=0.4*45=18mm
5軸承的選擇:
一軸：深溝球軸承，代號6007,6008
二軸：深溝球軸承，代號6008
三軸：深溝球軸承，代號6010
圓錐滾軸承，代號30211
雙列圓柱滾子軸承，代號N220E
軸承布置見展開圖
6花鍵的選擇
一軸：N*d*D*B=8*36*40*7
二軸：N*d*D*B=8*42*46*8
六、主要零部件的選擇
一、擺桿式操作機構的設計
（1）幾何條件；
（2）不自鎖條件。
具體結構見CAD圖
二、電動機的選擇
選擇Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。
由文獻【3】附錄2得：電動機型號為Y100L2-4，額定功率3KW。
由附錄3得：安裝尺寸A=160mm，AB=205mm，HD=245mm。
七、校核
一 、Ⅱ軸剛度校核
（1）П軸撓度校核
單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：:
L-----兩支承的跨距；
D-----軸的平均直徑；
X=/L；-----齒輪工作位置處距較近支承點的距離；
N-----軸傳遞的全功率；
校核合成撓度
-----輸入扭距齒輪撓度；
-------輸出扭距齒輪撓度
；
---被演算軸與前后軸連心線夾角；=144°
嚙合角=20°，齒面摩擦角=5.72°。
代入數(shù)據(jù)計算得：=0.022；=0.081；=0.120；
=0.198；=0.093；=0.065。
合成撓度 =0.202
查文獻6，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L
即=0.268。
因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。
（2） П軸扭轉角的校核
傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算：
將上式計算的結果代入得：
由文獻6，查得支承處的=0.001
因〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。
二 、軸承壽命校核。
由П軸最小軸徑可取軸承為6208深溝球軸承,壽命指數(shù)ε=3；P=XFr+YFa
X=1，Y=0。
對Ⅱ軸受力分析
得：前支承的徑向力Fr=2541.33N。
由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=93123.82h≥[L10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
八．潤滑與密封
潤滑與密封：減摩抗磨，降低摩擦阻力以節(jié)約能源，減少磨損以延長機械壽命，提高經(jīng)濟效益；冷卻，要求隨時將摩擦熱排出機外； 密封，要求防泄漏、防塵、防竄氣； 清凈沖洗，要求把摩擦面積垢清洗排除；應力分散緩沖，分散負荷和緩和沖擊及減震； 動能傳遞，液壓系統(tǒng)和遙控馬達及摩擦無級變速等。
由于帶輪轉速為560r/min故，采用油潤滑，可以減少摩擦阻力和減輕磨損。密封是為了阻止灰塵水分等雜物進入軸承，防止?jié)櫥瑒┑牧魇?。采用密封圈密封即可滿足要求。
九、結論
經(jīng)過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。懂得了.理論和實踐同等重要。理論能指導實踐，使你能事半功倍，實踐能上升成為理論，為以后的設計打下基礎。? 從校門走出后,一定要重視實踐經(jīng)驗的積累,要多學多問。把學校學習的專業(yè)知識綜合的應用起來，這非常重要。體會到把技術搞好就必須安心的學習，虛心向別人請教，耐心的對待每一個問題，不放過任何一個自己遇到的問題，要善于發(fā)現(xiàn)問題。
在設計過程中，得到老師的精心指導和幫助，由于經(jīng)驗尚淺，知識把握不熟練，設計中定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。
十、參考文獻
1.段鐵群.《機械系統(tǒng)設計》.科學出版社；
2.于惠力，向敬忠，張春宜.《機械設計》.科學出版社；
3.于惠力，張春宜，潘承怡. 《機械設計課程設計》，哈爾濱理工大學；
4.戴署.《金屬切削機床設計》.機械工業(yè)出版社；
5.陳易新，《金屬切削機床課程設計指導書》；
6.《機床設計手冊》2 上冊。
7.濮良貴《機械設計基礎》
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