课题8分级变速主传动系统设计论文 题目8.docx
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课题8分级变速主传动系统设计论文题目8
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宁XX大学
课程设计（论文）
分级变速主传动系统设计
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摘要
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。
关键词分级变速；传动系统设计,传动副，结构网，结构式，齿轮模数，传动比
目录
摘要2
目录4
第1章绪论6
1.1课程设计的目的6
1.2课程设计的内容6
1.2.1理论分析与设计计算6
1.2.2图样技术设计6
1.2.3编制技术文件6
1.3课程设计题目、主要技术参数和技术要求7
1.3.1课程设计题目和主要技术参数7
1.3.2技术要求7
第2章运动设计8
2.1运动参数及转速图的确定8
2.1.1转速范围8
2.1.2转速数列8
2.1.3确定结构式8
2.1.4确定结构网8
2.1.5绘制转速图和传动系统图9
2.2确定各变速组此论传动副齿数9
2.3核算主轴转速误差10
第3章动力计算12
3.1带传动设计12
3.2计算转速的计算13
3.3齿轮模数计算及验算14
3.4传动轴最小轴径的初定17
3.5主轴合理跨距的计算17
第4章主要零部件的选择19
4.1电动机的选择19
4.2轴承的选择19
4.3键的规格19
4.4变速操纵机构的选择19
第5章校核20
5.1刚度校核20
5.2轴承寿命校核21
第6章结构设计及说明22
6.1结构设计的内容、技术要求和方案22
6.2展开图及其布置22
结论23
参考文献24
致谢24
第1章绪论
1.1课程设计的目的
《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。
1.2课程设计的内容
《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件编制三部分组成。
1.2.1理论分析与设计计算
（1）机械系统的方案设计。
设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。
（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。
（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。
1.2.2图样技术设计
（1）选择系统中的主要机件。
（2）工程技术图样的设计与绘制。
1.2.3编制技术文件
（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。
（2）编制设计计算说明书。
1.3课程设计题目、主要技术参数和技术要求
1.3.1课程设计题目和主要技术参数
题目：
分级变速主传动系统设计
技术参数：
Nmin=50/min；Nmax=800r/min；Z=9级；公比为1.41；电动机功率P=4KW；电机转速n=1440r/min
1.3.2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2章运动设计
2.1运动参数及转速图的确定
2.1.1转速范围
Rn===16
2.1.2转速数列
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（1.41=1.066），得出主轴的转速数列为50r/min、71r/min、100r/min、140r/min、200r/min、280r/min，400r/min，560r/min，800r/min共9级。
2.1.3确定结构式
对于Z=9可分解为：
Z=31×33。
。
2.1.4确定结构网
根据“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案Z=31×33,易知第二扩大组的变速范围r=φ（P3-1）x=1.414=3.95〈8满足要求，其结构网如图2-1。
图2-1结构网Z=31×33
2.1.5绘制转速图和传动系统图
（1）选择电动机：
采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。
（2）绘制转速图：
转速图
（3）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：
1-2轴最小中心距：
A1_2min>1/2（Zmaxm+2m+D）
轴最小齿数和:
Szmin>（Zmax+2+D/m）
定中间轴转速
b:
ib1=1/3,ib2=1,ib3=3基本组
a:
ia1=1:
11/21:
1.41第一扩大组
2.2确定各变速组此论传动副齿数
（2）直齿圆柱齿轮Zmin18-20,m4
图2-3主传动系统图
（7）齿轮齿数的确定。
变速组内取模数相等，据设计要求Zmin≥18—20,齿数和Sz≤100～120，由表4.1，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
基本组
第一扩大组
1:
1
2.78:
1
1:
2.78
1：
1
1：
1.41
1:
2
代号
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
齿数
36
36
53
19
19
53
59
59
49
69
39
79
2.3核算主轴转速误差
实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过±10（-1）％,即
〈10（-1）％
对Nmin=50r/min，实际转速Nmin=1440*90/180*30/42*66/33=734.69r/min
则有
=3.47％〈4.1％
因此满足要求。
各级转速误差
n
800
560
400
280
200
100
71
50
n`
802
560.8
401.2
280.68
200.03
99.68
71.35
50.2
误差
1..2％
0.41％
0.85％
0.47％
0.15％
0.32％
0.49％
2.41％
只有一级转速误差小于4.1％，因此不需要修改齿数。
第3章动力计算
3.1带传动设计
输出功率P=4kw,转速n1=1440r/min,n2=280r/min
（1）确定计算功率:
按最大的情况计算P=4kw,K为工作情况系数，查[1]表3.5.取K=1.0
pd=kAP=1.0X4=4kw
（2）选择V带的型号:
根据pd,n1=1440r/min参考[1]图表3.16及表3.3选小带轮直径，查表选择A型V带d1=100mm
（3）确定带轮直径d1,d2
小带轮直径d1=100mm
验算带速v=d1n1/（60X1000）=X100X1440/（60X1000）=7.536m/s
从动轮直径d2=n1d1/n2=1440X100/280=514.28mm取d2=500mm查[1]表3.3
计算实际传动比i=d2/d1=500/100=5
（4）定中心矩a和基准带长Ld
[1]初定中心距a0
0.7（d1+d2）a02（d1+d2））
420a01200取ao=700mm
[2]带的计算基准长度
Ld0≈2a0+（d1+d2）/2+（d2-d1）2/4a0
≈2399mm
查[1]表3.2取Ld0=2400mm
[3]计算实际中心距
[4]确定中心距调整范围
amax=a+0.03Ld=700.5+0.03X2400=772.5mm
amin=a-0.015Ld=700.5-0.015X2400=664.5mm
（5）验算包角:
1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-（180-90）/290X57.30=1720>1200
（6）确定V带根数：
确定额定功率：
P0
由查表并用线性插值得P0=0.15kw
查[1]表37得功率增量P0=0.13kw
查[1]表38得包角系数K=0.99
查[1]表3得长度系数Kl=0.81
确定带根数：
Z=P/｛（P+△P）×K×K｝
=3.85/（1.05+0.13）X0.99X0.81=4.07取Z=5
3.2计算转速的计算
（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
＝100r/min
（2）.传动轴的计算转速
在转速图上，轴Ⅲ在最低转速140r/min时经过传动组传动副，得到主轴转速为400in。
这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴Ⅲ的最低转速为该轴的计算转速即nⅢj=140/min,同理可求得轴Ⅱ的计算转速为
=280r/min、轴Ⅰ计算转速为
=280r/min
（2）确定各传动轴的计算转速。
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c中Z在轴2有的转分别为100in,280/min,800min，这3转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮Z38的计算转速为这3转速的最小值即=100/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
=100r/min=100r/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
280
100
100
（3）确定齿轮副的计算转速。
齿轮Z装在主轴上并具有50-800r/min共.级转速，其中只有100r/min传递全功率，故Zj=100r/min。
依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。
表3-2齿轮副计算转速
序号
Z
Z
Z
Z
Z
n
280
280
100
100
100
3.3齿轮模数计算及验算
1、计算各传动轴的输出功率
2、计算各传动轴的扭矩
（n.mm）
（n.mm）
（n.mm）
（n.mm）
3、轴径设计及键的选取
轴一：
，取带入公式：
有，,圆整取
选花键：
轴二：
，取带入公式：
有，,圆整取
选花键：
轴三：
，取带入公式：
有，,圆整取
选花键：
主轴：
选择主轴前端直径，后端直径
取，则平均直径。
对于普通车床，主轴内孔直径,故本例之中，主轴内孔直径取为
支承形式选择两支撑，初取悬伸量，支撑跨距。
选择平键连接，
4、模数计算，一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。
45号钢整体淬火，
按接触疲劳计算齿轮模数m
1-2轴由公式mj=16338可得，m=2.5mm
2-3轴由公式mj=16338可得，m=2.5mm
3-主轴由公式mj=16338可得，m=3.0mm
表3-3模数
组号
基本组
第一扩大组
模数mm
3
3
（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
36
36
53
19
19
53
分度圆直径
108
108
159
57
57
159
齿顶圆直径
114
114
165
63
63
165
齿根圆直径
100.5
100.5
151.5
49.5
49.5
151.5
齿宽
25
25
25
25
25
25
按基本组最小齿轮计算。
小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～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
弯曲应力验算公式为：
式中N----传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=4kW;
-----计算转速（r/min）.=500（r/min）;
m-----初算的齿轮模数（mm）,m=3（mm）;
B----齿宽（mm）;B=25（mm）;
z----小齿轮齿数；z=19;
u----小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.78;
-----寿命系数；
=
----工作期限系数；
T------齿轮工作期限，这里取T=15000h.;
-----齿轮的最低转速（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
----功率利用系数，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=650Mpa；
---许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275Mpa；
根据上述公式，可求得及查取值可求得：
=635Mpa
=78Mpa
（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`
Z6
Z6`
齿数
59
59
49
69
39
79
分度圆直径
177
177
147
207
117
237
齿顶圆直径
183
183
153
213
123
243
齿根圆直径
169.5
169.5
139.5
199.5
109.5
229.5
齿宽
25
25
25
25
25
25
按扩大组最小齿轮计算。
小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
同理根据基本组的计算，
查文献【6】，可得=0.62，=0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619Mpa
=135Mpa
3.5主轴合理跨距的计算
由于电动机功率P=4KW，根据【1】表3.20，前轴径应为60~90mm。
初步选取d1=80mm。
后轴径的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。
根据设计方案，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×=424.44N.m
假设该机床为车床的最大加工直径为300mm。
床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取60%，即180mm，故半径为0.09m；
切削力（沿y轴）Fc==4716N
背向力（沿x轴）Fp=0.5Fc=2358N
总作用力F==5272.65N
此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。
先假设l/a=2，l=3a=240mm。
前后支承反力RA和RB分别为
RA=F×=5272.65×=7908.97N
RB=F×=5272.65×=2636.325N
根据文献【1】式3.7得：
Kr=3.39得前支承的刚度：
KA=1689.69N/；KB=785.57N/；==2.15
主轴的当量外径de=（80+60）/2=70mm，故惯性矩为
I==113.8×10-8m4
η===0.14
查【1】图3-38得=2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm
合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。
根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施
增加主轴的刚度，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的角接触球轴承。
第4章主要零部件的选择
4.1电动机的选择
转速n＝1440r/min，功率P＝4kW
选用Y系列三相异步电动机
4.2轴承的选择
I轴：
与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C另一安装深沟球轴承6012
II轴：
对称布置深沟球轴承6009
III轴：
后端安装双列角接触球轴承代号7015C
另一安装端角接触球轴承代号7010C
中间布置角接触球轴承代号7012C
4.3变速操纵机构的选择
选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。
第5章校核
5.1轴的校核
（a）主轴的前端部挠度
（b）主轴在前轴承处的倾角
（c）在安装齿轮处的倾角
E取为，
，
由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算
将其分解为垂直分力和水平分力
由公式
可得
主轴载荷图如下所示：
由上图可知如下数据：
a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm
计算（在垂直平面）
,
，，
，，
计算（在水平面）
,
，，
，，
合成：
5.2轴承寿命校核
由П轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,ε=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。
对Ⅱ轴受力分析
得：
前支承的径向力Fr=2642.32N。
由轴承寿命的计算公式：
预期的使用寿命[L10h]=15000h
L10h=×=×=
h≥[L10h]=15000h
轴承寿命满足要求。
第6章结构设计及说明
6.1结构设计的内容、技术要求和方案
设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。
课程设计由于时间的限制，一0般只画展开图。
主轴变速箱是机床的重要部件。
设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。
精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。
主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。
在正式画图前应该先画草图。
目的是：
1布置传动件及选择结构方案。
2检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。
3确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确
定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。
6.2展开图及其布置
展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。
轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。
有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。
齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。
这样轴的间距加大。
另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。
这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。
我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。
总布置时需要考虑制动器的位置。
制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。
制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。
齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。
结论
分级变速主传动系统设计的结构及部分计算，到这里基本结束了，由于笔者水平有限，加之时间仓促，仅对分级变速主传动系统主要部分进行设计和校核，定有许多地方处理不够妥当，有些部分甚至可能存在错误，望老师多提宝贵意见。
经过这次课程设计，使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解，并且对设计工作有了更深入的认识。
在设计过程中，得到XX老师的精心指导和帮助，在此表示衷心的感谢。
参考文献
【1】候珍秀.《机械系统设计》.哈尔滨工业大学出版社，修订版；
【2】、于惠力主编《机械设计》科学出版社第一版
【3】、戴曙主编《金属切削机床设计》机械工业出版社
【4】、戴曙主编《金属切削机床》机械工业出版社第一版
【4】、赵九江主编《材料力学》哈尔滨工业大学出版社第一版
【6】、郑文经主编《机械原理》高等教育出版社第七版
【7】、于惠力主编《机械设计课程设计》科学出版社
致谢
在设计成过程中，感谢很多人的帮助和指点，首先我要感谢我的母校的辛勤培育，感谢院系各位老师四年来的谆谆教诲，感谢他们默默的栽培我。
本次设计是在我的导师XX教授的亲切关怀和悉心指导下完成的。
他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。
从课题的选择到项目的最终完成，老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持，在此，谨向教师表示衷心的感谢和崇高的敬意！
。
此外，在毕业设计过程中，也得到了其他老师和同学的帮助，设计任务一直在很好的氛围中进行，在这里，也向他们表示真诚的感谢！
再次向设计中所有提供过帮助的人表示感谢！
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