1、課 程 設 計題 目： 機械系統設計課程設計 院 、 系： 機械設計制造及其自動化 目錄一、課程設計目的.4二、課程設計題目，主要技術參數和技術要求.4三、運動設計.51.運動參數及轉速圖的確定 . . 52.確定變速組齒輪齒數，核算主軸轉速誤差. . 7四、動力計算.8 1.計算轉速的計算 . 92.帶傳動設計 . 83.傳動軸最小軸徑的初定 . 134.齒輪模數計算及驗算 . . 105.主軸合理跨距的計算 . . 14 五、主要零部件選擇.15六、校核.16結束語.參考文獻.一、課程設計目的機械系統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

2、學過的基礎課，技術基礎課和專業課的有關理論知識，及生產等實踐技能，達到鞏固，加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統中的某些典型結構，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；完成系統主轉動設計，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，并為進行機械系統設計創造一定的條件。二、課程設計題目和主要技術參數和技術要求1課程設計題目和技術參數題目21：分級變速主傳動系統設計技術參數：=80r

3、/min; =1000r/min; Z=12級；公比為1.26；電動機功率P=2.5/3.5kw;n=710/1420r/min2技術要求 （1）利用電動機完成換向和制動。 （2）各滑移齒輪采用單獨操縱機構。 （3）進給傳動系統采用單獨電動機驅動。三、運動設計1.運動參數及轉速圖的確定1.1 轉速范圍Rn=12.51.2 轉速數列查表，首先找到80r/min、然后每隔3個數取一個值，得出主軸的轉速數列為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

4、、800r/min、1000 r/min共12級。1.3 定傳動組數 對于Z=12，可分解為：12=2×3×2。1.4 寫傳動結構式根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=12=23×31×26。1.5 畫轉速圖轉速圖如下圖3-1。 圖3-1 系統轉速圖1.6 畫主傳動系統圖根據系統轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統圖如圖3-2： 圖3-2 主傳動系統圖2.確定變速組齒輪齒數，核算主軸轉速誤差 2.1 齒輪齒數的確定 變速組內取模數相等，據設計要求Zmin17,齒數和Sz100120， 由查表，根據各變速組公

5、比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表2-1。表2-1 齒輪齒數傳動比基本組第一擴大組1:1.581:1.261:11：2.511.58:1代號ZZZZZZZZZZ齒數27 43 31 39 35 3521 52 4528 2.2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 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.各級轉速誤差n 10008006305004003152502001601

6、2510080n102781664551340832225820516212910381誤差2.042.042.362.592.012.362.222.56%1.27%2.22%2.561.25沒有轉速誤差大于2.6,因此合格，故不需要修改齒數。 四.動力計算1.計算轉速的計算1.1 主軸的計算轉速nj 由公式n=n 得，主軸的計算轉速nj=160r/min。1.2 確定各傳動軸的計算轉速 軸共有6級轉速：200r/min、250 r/min、315 r/min、400r/min、500r/min、630r/min。若經傳動副Z/ Z傳動主軸，則全部傳遞全功率；若經傳動副Z/ Z傳動主軸，全部

7、傳遞全功率，其中200r/min是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速nj=200 r/min； 軸有2級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速nj=315 r/min。各計算轉速入表3-2。表3-2 各軸計算轉速軸 號 軸 軸 軸計算轉速 r/min315200160 1.3 確定齒輪副的計算轉速 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上并具有315-1000r/min共6級轉速，它們都傳遞全功率，故Zj=315 r/min。 齒輪Z裝在軸上，有200-630 r/min共6級轉速，但經齒輪副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速，如表3-3

8、。 表3-3 齒輪副計算轉速 單位：（r·min） 序號ZZZ ZZZZZZZn 315200315250315315200802003152.帶傳動設計 2.1 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 2.2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 由表查得：Ld=900mm2.3 求實際中心距和包角中心距 a=(L-×Dm)

9、/4+ /4 =290mm，取a=290mm 小輪包角 =180-（D-d）/a×57.3=154.24>1202.4 求帶根數帶速 =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 查表，并用插值法得P=1.07KW； 查表，并用插值法得P=0.17KW； 查表，得包角系數K=0.93； 查表，得長度系數K=0.87；Z=P/（P+P）×K×K=（3.5×1.1）/(1.07+0.17)×0.87&#

10、215;0.93=3.48取Z=4根3.傳動軸最小直徑的初定 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，=。I軸：P=3.33KW, 計算轉速為： 315r/min,所以可得：II軸：P=3.19KW, 計算轉速為： 200r/min,所以可得：取整后各軸的軸徑為：I軸為30mm；II軸為35mm。 4.齒輪模數計算及驗算4.1模數計算 一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化

11、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，轉速n=1420r/min時，傳動系統受力最大，則由此數據計算。III軸：IIIII軸：取整后模數為：III軸：4mm；IIIII軸：4mm。 4.2基本組齒輪計算 基本組齒輪幾何尺寸見表3-4。表3-4 基本組齒輪幾何尺寸齒輪齒數分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬Z271081169824Z4317218016224Z3112413211424Z3915616414624Z3514014813024Z3514014813024按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度24

12、1HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB286HB，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; -計算轉速（r/min）. =315（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）, m=4（mm）; B-齒寬（mm）;B=24（mm）; z-小齒輪齒數；z=27 u-小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=1.6; -壽命系數； = -工作期限系數； T-齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -齒輪的最低轉速（r/min）, =200（r/min）

13、 -基準循環次數，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m-疲勞曲線指數，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; -轉速變化系數，查表，取=0.60 -功率利用系數，查表，取=0.78 -材料強化系數，查表， =0.60 -工作狀況系數，取=1.1 -動載荷系數，查表，取=1 -齒向載荷分布系數，查表，=1 Y-齒形系數，查表，Y=0.386；-許用接觸應力（MPa）,查表，取=650 Mpa；-許用彎曲應力（MPa），查表，取=275 Mpa；根據上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa 4.3擴大組齒輪計算擴大組齒輪幾何尺寸見表3-5。按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調

14、質處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。同理根據基本組的計算，查文獻，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3-5 擴大組齒輪幾何尺寸齒輪ZZZZ齒數21524528分度圓直徑84208180112齒頂圓直徑92216188120齒根圓直徑74198 170102齒寬181818185. 主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=4Kw，軸（主軸）的軸徑由文獻中的表3.2，選取前軸軸徑為60

15、mm，后軸直徑去前軸徑的0.5到0.65倍，所以取整后取50mm，平均直徑為55mm。對于普通機床主軸內孔徑為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：本車床的最大回轉直徑為200mm，經濟加工直徑取最大回轉直徑的60%，故半徑為60mm，主軸最大輸出轉矩在前面可知。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：由文獻中的圖3.38可知：，與原假設接近，所以最佳跨距=90×3.1=279mm

16、；合理跨距為（0.751.5），取合理跨距l=250mm。五.主要零部件的選擇選擇電動機，軸承，鍵和操縱機構（1） 電動機的選擇： 轉速n=710/1420r/min,功率P=3kw 選用Y系列三相異步雙速電動機（2）軸承的選取帶輪：選用角接觸球軸承，型號：一軸：選用角接觸球軸承，型號：7010AC二軸：采用角接觸球軸承，型號：7010AC主軸：主軸是傳動系統之中最為關鍵的部分，因此應該合理的選擇軸承。從主軸末端到前端依次選擇軸承為圓錐滾子軸承，型號：30213;雙列圓柱滾子軸承，型號：NN3000K，（3）鍵的選取 1軸：d=26mm，選普通平鍵：10×8 GB1096-1990

17、3軸：選擇平鍵連接， bh=22 14，l=80mm（4） 變速操縱機構的選擇： 選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推理來控制II軸上的二聯滑移齒輪。六.校核1.主軸強度、剛度校核 (一).軸的強度校核1軸的受力分析1)求軸傳遞的轉矩T=9.55×=9.55××=100957N·mm2)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·mm3)確定軸的跨距=250，=120，=702軸的受力分析1）作軸的空間受力簡圖，見圖6-1。圖6-12）作水平受力簡

18、圖和彎矩圖，見圖6-2。=173N =3329N=44676N =-181872N 3）作垂直受力簡圖和彎矩圖，見圖6-2。=268N =548N=71298N 圖424）作合成彎矩圖，見圖6-2。=138721N·mm=181872N·mm5）作轉矩圖=100.957×N·mm=100957N·mm6）作當量彎矩圖，見圖6-2。=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。(二).軸的剛度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻中的公式計算

19、：: 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°。代入數據計算得：=0.024；=0.078；=0.128； =0.203；=0.098；=0.044。 合成撓度 =0.224 查文獻，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

20、果代入得：由文獻，查得支承處的=0.001因0.001，故軸的轉角也滿足要求。傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算：將上式計算的結果代入得：由文獻，查得支承處的=0.001因0.001，故軸的轉角也滿足要求。2.軸承壽命校核由軸最小軸徑可取軸承為6016深溝球軸承,=3P=XFr+YFa；X=1，Y=0。對軸受力分析得：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=×=×=55808hL10h=15000h 軸承壽命滿足要求。學習心得 兩周的課程設計結束了，在這次的課程設計中不僅檢驗了我所學習的知識，也培養了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在設計過程中，與同學分工設計，和同學們相互探討，相互學習，相互監督。學會了合作，學會了運籌帷幄，學會了寬容，學會了理解，也學會了做人與處世。課程設計是我們專業課程知識綜合應用的實踐訓練，著是我們邁向社會，從事職業工作前一個必不少的過程”千里之行始于足下”，通過這次課程設計，我深深體會到這句千古名言的真正含義我今天認真的進行課程設計，學會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎通過這次模具設計，本人