分级变速主传动专业系统设计.doc

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课 程 设 计

题 目： 分级变速主传动系统设计
学 院：
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目 录
第1章 绪 论 1
1.1 课程设计目 1
1.2 课程设计内容 1
1.3 课程设计题目、重要技术参数和技术规定 1
第2章 运动设计 1
2.1 运动参数及转速图拟定 1
2.2 核算主轴转速误差 1
第3章 动力计算 1
3.1 带传动设计 1
3.2 计算转速计算 1
3.3 齿轮模数计算及验算 1
3.4 传动轴最小轴径初定 1
3.5 主轴合理跨距计算 1
第4章 重要部件校核 1
4.1 主轴强度、刚度校核 1
4.2 轴刚度校核 1
4.3 轴承寿命校核 1
第5章 总 结 1
第6章 参 考 文 献 1

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第1章 绪 论
1.1 课程设计目
《机械系统设计》课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计综合性练习。通过课程设计，使学生可以运用所学过基本课、技术基本课和专业课关于理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识目。通过课程设计，分析比较机械系统中某些典型机构，进行选取和改进；结合构造设计，进行设计计算并编写技术文献；完毕系统主传动设计，达到学习设计环节和办法目。通过设计，掌握查阅有关工程设计手册、设计原则和资料办法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力目。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能训练，提高分析和解决工程技术问题能力，并为进行机械系统设计创造一定条件。
1.2 课程设计内容
《机械系统设计》课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文献编制三某些构成。
1.2.1 理论分析与设计计算：
（1）机械系统方案设计。设计方案分析，最佳功能原理方案拟定。
（2）依照总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。
（3）依照设计方案和零部件选取状况，进行关于动力计算和校核。
1.2.2 图样技术设计：
（1）选取系统中重要机件。
（2）工程技术图样设计与绘制。
1.2.3编制技术文献：
（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。
（2）编制设计计算阐明书。
1.3 课程设计题目、重要技术参数和技术规定
1.3.1课程设计题目和重要技术参数
题目：分级变速主传动系统设计
技术参数：Nmin=71r/min；Nmax=900r/min；Z=12级；公比为1.26；电动机功率P=3.5/5KW；电机转速n=710/1420r/min
1.3.2技术规定：
（1）运用电动机完毕换向和制动。
（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2章 运动设计
2.1 运动参数及转速图拟定
（1）转速范畴。Rn===12.67
（2）转速数列。查[1]表 2.12，一方面找到71r/min、然后每隔3个数取一种值，得出主轴转速数列为71 r/min、90 r/min、112 r/min、140 r/min、180 r/min、230 r/min，280 r/min，355 r/min，450 r/min、560 r/min、710r/min、900 r/min共12级。
（3）定传动组数。对于Z=12可分解为：12=2×3×2。
（4）写传动构造式。依照“前多后少” ，“先降后升” ，前密后疏,构造紧凑原则,选用传动方案 Z=12=23×31×26。
（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。依照系统转速图及已知技术参数，画主传动系统图如图2-3：

图2-3 主传动系统图

（7）齿轮齿数拟定。变速组内取模数相等，据设计规定Zmin≥17,齿数和Sz≤100～120，由【1】表4.1，依照各变速组公比，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
基本组

第二扩大组

1
1:1.26
1:1.58
1:1
1:4
代号

Z

Z

Z

Z
Z

Z
Z
Z
Z
Z
齿数
35
35
31
39
27
43
45
45
18
72

2.2 核算主轴转速误差
实际传动比所导致主轴转速误差，普通不应超过±10(-1)％,即
〈 10(-1)％
对Nmax=710r/min，Nmax`=1420*100/160*31/39*45/45=705.44r/min
则有=0.64％ < 4.1％
因而满足规定
各级转速误差

n
900
710
560
450
355
280
n`
898.73
714.38
564.32
449.37
357.19
282.16
误差
0.41％
0.64％
0.77％
0.14％
0.62％
0.77％
n
230
180
140
112
90
71
n`
230.68
178.59
141.08
112.34
89.3
70.54
误差
0.31％
0.78%
0.77%
0.31%
0.78％
0.65％

没有转速误差不不大于1％，因而不需要修改齿数。

第3章 动力计算
3.1 带传动设计
(1) 直径计算
初取小带轮直径d 取 d=100 mm
大带轮直径D： D== =157.8mm
取D=160mm
（2）计算带长
求Dm Dm=(D+D)/2=(100+160)/2=130mm
求△ △=（D-D）/2=（160-100）/2=30mm
初取中心距 取a=400mm
带长 L=×Dm+2×a+△/a=1300.66 mm
基准长度 由【1】表3.2得：Ld=1250mm
（3） 求实际中心距和包角
中心距 a=(L-×Dm)/4+ /4 =400.11mm，取a=400mm
小轮包角 =180-（D-D）/a×57.3=171.41>120
（4） 求带根数
带速 =Dn/(60×1000)=3.14×100×1420/(60×1000)= 7.43m/s
传动比i i=n/n=1420/900=1.58
带根数 由【2】中表3.6，并用插值法得P=1.30KW；
由【2】中表3.7，并用插值法得
△P=0.17KW；
由【2】中表3.8，得包角系数K=0.95；
由【2】中表3.9，得长度系数K=0.93；
Z=P/[（P+△P）×K×K]
=（5.0×1.2）/(1.32+0.15)×0.95×0.93=3.48
取Z=4根
3.2 计算转速计算
（1） 主轴计算转速nj，由公式n=n 得，主轴计算转速nj=140r/min。
（2） 拟定各传动轴计算转速。Ⅱ轴共有3级转速：180 r/min、250 r/min、355 r/min。若经传动副Z/ Z传动主轴，则只有355r/min传递全功率；若经传动副Z/ Z传动主轴，所有传递全功率，其中180r/min是传递全功率最低转速， 故其计算转速nⅡj=180 r/min；Ⅰ 轴有1级转速，且都传递全功率，因此其计算转速nⅠj=500 r/min。各计算转速入表3-1。
表3-1 各轴计算转速
轴 号
Ⅰ 轴
Ⅱ 轴
Ⅲ 轴
计算转速 r/min
450
280
140

（3） 拟定齿轮副计算转速。齿轮Z装在主轴上并具备45-90r/min共3级转速，其中只有90r/min传递全功率，故Zj=90 r/min。
齿轮Z装在Ⅱ轴上，有180-355 r/min共3级转速，但经齿轮副Z/ Z传动主轴，则只有355r/min传递全功率，故Zj=355r/min。依次可以得出别的齿轮计算转速，如表3-2。
表3-2 齿轮副计算转速

序号
Z
Z
Z
Z
Z
n
500
500
500
180
355
3.3 齿轮模数计算及验算
（1）模数计算。普通同一变速组内齿轮取同一模数，选用负荷最重小齿轮，按简化接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组模数，如表3-3所示。
表3-3 模数
组 号
基本组
第二扩大组
模数 mm
3.5
4

（2）基本组齿轮计算。
基本组齿轮几何尺寸见下表
齿 轮
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
齿 数
35
35
31
39
27
43
分度圆直径
122.50
122.50
108.50
136.50
94.50
150.50
齿顶圆直径
129.50
129.50
115.50
143.50
101.50
157.50
齿根圆直径
113.75
113.75
99.75
127.75
85.75
141.75
齿 宽
30
30
30
30
30
30

按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质解决，硬度301HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质解决，硬度229HB～286HB，平均取300HB。计算如下：
① 齿面接触疲劳强度计算：
接触应力验算公式为

弯曲应力验算公式为：

式中 N----传递额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=3.5kW;
----计算转速（r/min）. =500（r/min）;
m-----初算齿轮模数（mm），m=3.5（mm）;
B----齿宽（mm）;B=30（mm）;
z----小齿轮齿数；z=19;
u----小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.79;
-----寿命系数；
=
----工作期限系数；

T------齿轮工作期限，这里取T=15000h.;
-----齿轮最低转速（r/min），=500（r/min）
----基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取=
m----疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6;
----转速变化系数，查【5】2上，取=0.60
----功率运用系数，查【5】2上，取=0.78
-----材料强化系数，查【5】2上， =0.60
-----工作状况系数，取=1.1
-----动载荷系数，查【5】2上，取=1
------齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1
Y------齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；
----许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
依照上述公式，可求得及查取值可求得：
==635 Mpa
=78 Mpa

（3）扩大组齿轮计算。

扩大组齿轮几何尺寸见下表
齿轮
Z4
Z4`
Z5
Z5`
齿数
45
45
18
72
分度圆直径
180.00
180.00
72.00
288.00
齿顶圆直径
188.00
188.00
80.00
296.00
齿根圆直径
170.00
170.00
62.00
278.00
齿宽
30
30
30
30

按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质解决，硬度301HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质解决，硬度229HB～286HB，平均取300HB。
同理依照基本组计算，
查文献【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。
3.4 传动轴最小轴径初定
由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算：
d=1.64（mm）
或 d=91（mm）
式中 d---传动轴直径（mm）
Tn---该轴传递额定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----该轴传递功率（KW）
----该轴计算转速
---该轴每米长度容许扭转角，==。
各轴最小轴径如表3-3。

表3-3 最小轴径
轴 号
Ⅰ轴
Ⅱ 轴
最小轴径mm
35
40

3.5 主轴合理跨距计算
由于电动机功率P=５Kw，依照【1】表3.20，前轴径应为60~90mm。初步选用d1=80mm。后轴径d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。依照设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。
轴承刚度，主轴最大输出转矩
T=9550×=9550×=341.07N·m
设该车床最大加工直径为300mm。床身上最惯用最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径60%，即180mm，故半径为0.09m；
切削力（沿y轴） Fc==3789.7N
背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1894.8N
总作用力 F==4237.0N
此力作用于工件上，主轴端受力为F=4237.0N。
先假设/a=2，=2a=300mm。先后支承反力RA和RB分别为
RA=F×=4237×=6355.5N
RB=F×=4237×=3018.5N
依照 文献【1】式3.7得：Kr=3.39
得前、后支承刚度：
KA= 1689.69 N/； KB= 785.57 N/；
求最佳跨距：= =2.15
主轴当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为
I==113.8×10-8m4
η== =0.084
查【1】图3-38 得 =1.7，与原假设接近，因此最佳跨距=120×1.7=204mm
合理跨距为（0.75~1.5），取合理跨距l=250mm。
依照构造需要，主轴实际跨距不不大于合理跨距，因而需要采用办法
增长主轴刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承
采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装角接触球轴承。

第4章 重要部件校核
4.1 主轴强度、刚度校核
4.1.1轴强度校核
（1）轴受力分析
1）求轴传递转矩
T=9.55×=9.55××=238.75×N·mm
2)求轴上作用力
齿轮上圆周力
= = =2652N·mm
齿轮上径向力
=tan= 2652·tan20°=965N·mm
3)拟定轴跨距
=255，=130，=80
（2）轴受力分析
1）作轴空间受力简图

2）作水平受力简图和弯矩图
=292N =5549N
=74460N =-303120N
3）作垂直受力简图和弯矩图
=466N =913N
=118830N

4）作合成弯矩图
==140231N·mm
==303120N·mm
5）作转矩图
=341.07×N·mm=341070 N·mm
6）作当量弯矩图
==368773N·mm
由《机械设计》教材表7.5查得，对于45钢，=600Mpa，=55Mpa,由公式
===30.0Mpa<，故轴强度足够。
4.2 轴刚度校核
单一载荷下，轴中心处挠度采用文献【5】中公式计算：:

L-----两支承跨距；
D-----轴平均直径；
X=/L；-----齿轮工作位置处距较近支承点距离；
N-----轴传递全功率；
校核合成挠度

-----输入扭距齿轮挠度；
-------输出扭距齿轮挠度
；
---被演算轴与先后轴连心线夹角；=144°
啮合角=20°，齿面摩擦角=5.72°。
代入数据计算得：=0.030；=0.078；=0.128；
=0.203；=0.098；=0.044。
合成挠度 =0.230
查文献【6】，带齿轮轴许用挠度=5/10000 L
即=0.2325。
因合成挠度不大于许用挠度，故轴挠度满足规定。
（2）扭转角校核
传动轴在支承点A，B处倾角可按下式近似计算：

将上式计算成果代入得：

由文献【6】，查得支承处=0.001
因〈0.001，故轴转角也满足规定。
传动轴在支承点A，B处倾角可按下式近似计算：

将上式计算成果代入得：

由文献【6】，查得支承处=0.001
因〈0.001，故轴转角也满足规定。
4.3 轴承寿命校核
由П轴最小轴径可取轴承为6016深沟球轴承,ε=3；P=XFr+YFa
X=1，Y=0。
对Ⅱ轴受力分析
得：前支承径向力Fr=5623.6N。
由轴承寿命计算公式：预期使用寿命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=55808h≥[L10h]=15000h
轴承寿命满足规定。
第5章 总 结
机械系统设计课程设计即将结束了，时间虽然短暂，但对咱们来说是受益匪浅，收获颇丰。通过这设计使咱们不再只是胸中空有理论，不再是纸上谈兵，而是将理论和实践相结合，进行实实在在设计。这使得咱们不但巩固了理论知识，并且掌握了设计环节和要领，使咱们更好运用图书馆图书资料和网络信息资源，更纯熟使用咱们手中各种设计手册以及AutoCAD等绘图软件，为咱们毕业设计打下了良好基本。
课程设计使咱们结识到了只是努力学好课本上知识是不够，还应当更好做到理论联系实践，理论运用到实际。这无论对咱们大学学习，还是日后工作都是很有协助。在此，学生也非常感谢教师给咱们辛勤指引，使咱们学到了好多，也非常爱惜学院给咱们这次设计机会，它将是咱们毕业设计完毕更出众核心一步。
最后，衷心感谢段铁群教师以及其她几位协助过我教师，感谢你们精心指引和悉心协助，使我顺利完毕本次设计。谢谢！

第6章 参 考 文 献

1 侯珍秀主编.机械系统设计.哈尔滨工业大学出版社.

2 戴曙主编．金属切削机床．机械工业出版社，1994
3 机床设计手册编写组.机床设计手册.机械工业出版 社.1986
4 戴曙主编．金属切削机床设计，第2版．机械工业出版 社，1995
5 于惠力主编.机械设计.科学出版社.
6 于惠力主编.机械设计课程设计.科学出版社.