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目 錄
第1章 緒論 1
1.1 課程設計的目的 1
1.2 課程設計的內(nèi)容 1
1.3 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 2
第2章 運動設計 3
2.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定 3
2.2 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 6
第3章 動力計算 7
3.1 帶傳動設計 7
3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 8
3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 9
3.4 傳動軸最小軸徑的初定 12
3.5 主軸合理跨距的計算 13
第4章 主要部件的校核 14
4.1 主軸強度、剛度校核 14
4.2 軸的剛度校核 16
4.3 軸承壽命校核 17
總 結(jié) 18
參 考 文 獻 19
第1章 緒論
1.1 課程設計的目的
《機械系統(tǒng)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(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)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(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設計，進行設計計算并編寫技術(shù)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(guān)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(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。
1.2 課程設計的內(nèi)容
《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(shù)設計和技術(shù)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(guān)動力計算和校核。
1.2.2 圖樣技術(shù)設計：
（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。
（2）工程技術(shù)圖樣的設計與繪制。
1.2.3編制技術(shù)文件：
（1）對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。
（2）編制設計計算說明書。
1.3 課程設計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求
1.3.1課程設計題目和主要技術(shù)參數(shù)
題目21：分級變速主傳動系統(tǒng)設計
技術(shù)參數(shù)：Nmin=80r/min；Nmax=1000r/min；Z=12級；公比為1.26；電動機功率P=2.5/3.5KW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min
（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(gòu)。
（3）進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。
第2章 運動設計
2.1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定
2.1.1．轉(zhuǎn)速范圍
Rn===12.5
2.1.2．轉(zhuǎn)速數(shù)列
查[1]表 2.12，首先找到80r/min、然后每隔3個數(shù)取一個值，得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為80 r/min、100 r/min、125 r/min、160r/min、200 r/min、250 r/min，315 r/min，400 r/min，500 r/min、630 r/min、800r/min、1000 r/min共12級。
2.1.3．定傳動組數(shù)
對于Z=12，可分解為：12=2×3×2。
2.1.4．寫傳動結(jié)構(gòu)式
根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=12=23×31×26。
2.1.5． 畫轉(zhuǎn)速圖
轉(zhuǎn)速圖如下圖2-1。
圖2-1 系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖
2.1.6．畫主傳動系統(tǒng)圖
根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：
圖2-2 主傳動系統(tǒng)圖
2.1.7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，由【1】表4.1，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2-1。
表2-1 齒輪齒數(shù)
傳動比
基本組
第一擴大組
1:1.58
1:1.26
1:1
1：2.51
1.58:1
代號
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
齒數(shù)
27
43
31
39
35
35
21
52
45
28
2.2 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差
實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即
〈 10(-1)％
對Nmax=1000r/min，Nmax`=1420*125/280*35/35*45/38=1027r/min
則有
(1027-1000)/1000=2.7％ < 4.1％
因此滿足要求.
各級轉(zhuǎn)速誤差
n
1000
800
630
500
400
315
250
200
160
125
100
80
n`
1027
816
645
513
408
322
258
205
162
129
103
81
誤差
2.04％
2.04％
2.36％
2.59％
2.01％
2.36
％
2.22％
2.56
%
1.27
%
2.22
%
2.56％
1.25
％
沒有轉(zhuǎn)速誤差大于2.6％,因此合格，故不需要修改齒數(shù)。
第3章 動力計算
3.1 帶傳動設計
3.1.1 直徑計算
初取小帶輪直徑d 取 d=125mm
大帶輪直徑D： D== =283mm
取D=280mm
3.1.2計算帶長
求Dm Dm=(D+D)/2=(125+280)/2=202.5mm
求△ △=（D-D）/2=（280-125）/2=77.5mm
初取中心距 取a=300mm
帶長 L=×Dm+2×a+△/a=920 mm
基準長度 由【1】表3.2得：Ld=900mm
3.1.3 求實際中心距和包角
中心距 a=(L-×Dm)/4+ /4 =290mm，取a=290mm
小輪包角 =180-（D-D）/a×57.3=154.24>120
3.1.4 求帶根數(shù)
帶速 =Dn/(60×1000)=3.14×125×1420/(60×1000)= 9.26m/s
傳動比i i=n/n=1420/630=2.25
帶根數(shù)
由【2】中表3.6，并用插值法得P=1.07KW；
由【2】中表3.7，并用插值法得△P=0.17KW；
由【2】中表3.8，得包角系數(shù)K=0.93；
由【2】中表3.9，得長度系數(shù)K=0.87；
Z=P/[（P+△P）×K×K]
=（3.5×1.1）/(1.07+0.17)×0.87×0.93=3.48
取Z=4根
3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算
3.2.1 主軸的計算轉(zhuǎn)速nj
由公式n=n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=160r/min。
3.2.2 確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速
Ⅱ軸共有6級轉(zhuǎn)速：200r/min、250 r/min、315 r/min、400r/min、500r/min、630r/min。若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，則全部傳遞全功率；若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，全部傳遞全功率，其中200r/min是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計算轉(zhuǎn)速nⅡj=200 r/min；Ⅰ 軸有2級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速nⅠj=315 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表3-1。
表3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計算轉(zhuǎn)速 r/min
315
200
160
3.2.3 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速
確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪Z裝在主軸上并具有315-1000r/min共6級轉(zhuǎn)速，它們都傳遞全功率，故Zj=315 r/min。
齒輪Z裝在Ⅱ軸上，有200-630 r/min共6級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副Z/ Z傳動主軸，則全部傳遞全功率，故Zj=200r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表3-2。
表3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速
單位：（r·min）
序號
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
n
315
200
315
250
315
315
200
80
200
315
3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算
3.3.1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
由上面各軸的輸出功率計算可知，在電動機功率為P=3.5KW，轉(zhuǎn)速n=1420r/min時，傳動系統(tǒng)受力最大，則由此數(shù)據(jù)計算。
I—II軸：
II—III軸：
取整后模數(shù)為：I—II軸：3mm；II—III軸：3mm。
3.3.2基本組齒輪計算
基本組齒輪幾何尺寸見表3-3。
表3-3 基本組齒輪幾何尺寸
齒輪
齒數(shù)
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒寬
Z
27
81
87
73.5
24
Z
43
129
135
121.5
24
Z
31
93
99
85.5
24
Z
39
117
123
109.5
24
Z
35
105
111
97.5
24
Z
35
105
111
97.5
24
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下：
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=4kW;
----計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =315（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）;
B----齒寬（mm）;B=24（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)；z=27
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=1.6;
-----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(zhuǎn)速（r/min）, =200（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(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78
-----材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1
Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；
----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
==635 Mpa
=78 Mpa
3.3.3擴大組齒輪計算
擴大組齒輪幾何尺寸見表3-4。
按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計算，
查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=574.35 Mpa=650Mpa
=118.77Mpa=275Mpa
表3-4 擴大組齒輪幾何尺寸
齒輪
Z
Z
Z
Z
齒數(shù)
21
52
45
28
分度圓直徑
63
156
135
84
齒頂圓直徑
69
162
141
90
齒根圓直徑
55.5
149.5
127.5
76.5
齒寬
18
18
18
18
3.4 傳動軸最小軸徑的初定
由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速
---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，==。
I軸：P=3.33KW, 計算轉(zhuǎn)速為： 315r/min,所以可得：
II軸：P=3.19KW, 計算轉(zhuǎn)速為： 200r/min,所以可得：
取整后各軸的軸徑為：I軸為30mm；II軸為35mm。
3.5 主軸合理跨距的計算
由于電動機功率P=4Kw，Ⅲ軸（主軸）的軸徑由文獻【1】中的表3.2，選取前軸軸徑為60mm，后軸直徑去前軸徑的0.7到0.85倍，所以取整后取50mm，平均直徑為55mm。對于普通機床主軸內(nèi)孔徑為0.5到0.65倍的平均直徑，取30mm；懸伸量取90mm。
理想跨距的設計：本車床的最大回轉(zhuǎn)直徑為200mm，經(jīng)濟加工直徑取最大回轉(zhuǎn)直徑的60%，故半徑為60mm，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩在前面可知。
切削力和被切削力，總力為：
主軸軸端受力為F/2=1707N，設l/a=3，所以l=270mm，可求得前后支反力為：
初選主軸采用滾子軸承，由文獻【1】中公式3.3可得軸承的剛度：
平均直徑為55mm，最后驗算最佳跨距：
由文獻【1】中的圖3.38可知：，與原假設接近，所以最佳跨距=90×3.1=279mm；合理跨距為（0.75~1.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。
第4章 主要部件的校核
4.1 主軸強度、剛度校核
4.1.1軸的強度校核
1．軸的受力分析
1）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
T=9.55×=9.55××=100957N·mm
2)求軸上的作用力
齒輪上的圓周力
= = =2243N·mm
齒輪上的徑向力
=tan= 2243·tan20°=817N·mm
3)確定軸的跨距
=250，=120，=70
2．軸的受力分析
1）作軸的空間受力簡圖，見圖4-1。
圖4-1
2）作水平受力簡圖和彎矩圖，見圖4-2。
=173N =3329N
=44676N =-181872N
3）作垂直受力簡圖和彎矩圖，見圖4-2。
=268N =548N
=71298N
圖4—2
4）作合成彎矩圖，見圖4-2。
==138721N·mm
==181872N·mm
5）作轉(zhuǎn)矩圖
=100.957×N·mm=100957N·mm
6）作當量彎矩圖，見圖4-2。
==276580N·mm
由《機械設計》教材表7.5查得，對于45鋼，=600Mpa, =55Mpa,由公式
===21.0Mpa<，故軸的強度足夠。
4.2 軸的剛度校核
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：=0.024；=0.078；=0.128；
=0.203；=0.098；=0.044。
合成撓度 =0.224
查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000 L
即=0.2325。
因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。
（2）扭轉(zhuǎn)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(jié)果代入得：
由文獻【6】，查得支承處的=0.001
因〈0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。
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(jié)果代入得：
由文獻【6】，查得支承處的=0.001
因〈0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。
4.3 軸承壽命校核
由П軸最小軸徑可取軸承為6016深溝球軸承,ε=3P=XFr+YFa；X=1，Y=0。
對Ⅱ軸受力分析
得：前支承的徑向力Fr=3054N。
由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=55808h≥[L10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
總 結(jié)
為期二周的機械系統(tǒng)設計課程設計即將結(jié)束了，二周的時間雖然短暫，但對我們來說是受益匪淺，收獲頗豐的。通過這二周的設計使我們不再只是胸中空有理論，不再是紙上談兵，而是將理論和實踐相結(jié)合，進行實實在在的設計。這使得我們不但鞏固了理論知識，而且掌握了設計的步驟和要領(lǐng)，使我們更好的利用圖書館的圖書資料和網(wǎng)絡信息資源，更熟練的使用我們手中的各種設計手冊以及AutoCAD等繪圖軟件，為我們的畢業(yè)設計打下了良好的基礎(chǔ)。
課程設計使我們認識到了只是努力的學好書本上的知識是不夠的，還應該更好的做到理論聯(lián)系實踐，理論運用到實際。這無論對我們大學學習，還是日后工作都是很有幫助的。在此，學生也非常感謝老師給我們的辛勤指導，使我們學到了好多，也非常珍惜學院給我們的這次設計的機會，它將是我們畢業(yè)設計完成的更出色的關(guān)鍵一步。
最后，衷心的感謝XXX老師以及其他幾位幫助過我的老師，感謝你們的精心指導和悉心幫助，使我順利的完成此次設計。謝謝！
參 考 文 獻
1 侯珍秀主編.機械系統(tǒng)設計.哈爾濱工業(yè)大學出版社.
2000
2 戴曙主編．金屬切削機床．機械工業(yè)出版社，1994
3 機床設計手冊編寫組.機床設計手冊.機械工業(yè)出版 社.1986
4 戴曙主編．金屬切削機床設計，第2版．機械工業(yè)出版 社，1995
5 于惠力主編.機械設計.科學出版社.2006
6 于惠力主編.機械設計課程設計.科學出版社.2006
附：展開圖
20