1、 机械系统设计课 程 设 计题 目：分级变速主传动系统设计（题目 30）专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 姓 名： xxx xxx xxxx 学 号： xxx xxx xxxx 指导教师： 2012 年 月 日- 2 -目录摘要 2第1章 绪论3第2章 运动设计5 1.确定极限转速，转速数列，结构网和结构式52.主传动转速图和传动系统图73.确定变速组齿轮齿数，核算主轴转速误差8第3章 动力计算91.传动件的计算转速. 92.传动轴和主轴的轴径设计 103.计算齿轮模数.114.带轮设计.15第4章 主要零部件选择 20第5章 校核 21结束语22参考文献23- 3 -摘要设计机床得
2、主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和校核相关运动参数和动力参数。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
3、分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。- 4 -第一章 绪论（一） 课程设计的目的机械系统课程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
4、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。（二） 课程设计题目、主要技术参数和技术要求1 课程设计题目和主要技术参数题目 30：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=50r/min；Nmax=1120r/min ；Z=8 级；公比为 1.41；电动机功率 P=4KW；电机转速 n=710/1420r/min2 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。- 5 -第二章 运动设计1 运动参数及转速图的确定（1） 转速范围。Rn= = 1120/50=22.4minaxN（2）
5、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，得出主轴的转速数列为 50 r/min、71 r/min、 100r/min、140 r/min、 200r/min、280r/min，400r/min，560r/min， 800r/min，1120r/min 共10 级。（3） 定传动组数，选出结构式。对于 Z=8 可得结构式：Z=8=222124。并在最后一级使用混合公比。（4）根据传动结构式,画结构图。根据“前多后少”,“ 前密后疏” ， “升 2 降 4”,“前满后快”的原则,选取传动方案 Z=222324,可知第二扩大组的变速范围 r
6、2=1.415=5.57表4-9初选取前轴径 162dm，后轴颈的轴径为前轴径，所以 。 21(0.785)dd（2）传动轴直径初定 传动轴直径按文献5公式（6）进行概算 式中 d-传动轴直径（mm）Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnNN-该轴传递的功率（KW）-该轴的计算转速jn-该轴每米长度的允许扭转角， = 。0.51取 = 0.5N0=P0=4Kw。N1=P1=P00.96=3.84KwN2=P2=P10.9950.97=3.71KwN3=P3=P20.99=3.67Kw 轴： 43.895=9160TNm （ ）取36mm41.6.4.d轴： 37950
7、250()- 10 -取44mm4253071.6.4.dm轴： 986()TN取48mm 43701.6.5.d2齿轮参数确定、齿轮应力计算 （1） 齿轮模数的初步计算 一般同一组变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最小的齿轮，按简化的接触疲劳强度由文献5公式（8）进行计算： 式中： 为了不产生根切现象，并且考虑到轴的直径，防止在装配时干涉，对齿轮的模数作如下计算和选择： 轴-轴：以最小齿轮齿数34为准 m=16338 =2.93 取m=332287(1)450轴-轴：以最小齿轮齿数31为准 - 11 -m=16338 =4.16 取m=4 32287(1)450（2） 齿轮参数的确定 计算公
8、式如下： 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 =6 取 =810由已选定的齿数和计算确定的模数，将各个齿轮的参数计算如下表（2）第一扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2齿数 59 59 31 87分度圆直径 177 177 93 261齿顶圆直径 183 183 99 267齿根圆直径 169.5 169.5 85.5 253.5齿宽 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241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取 240HB。计算如下： 齿面接触疲劳
9、强度计算：接触应力验算公式为12HEHKTZbd弯曲应力验算公式为：132FFaSFdYmz式中 T 1主动轴传递扭矩（Nmm）K载荷系数， AVK- 12 -传动比， ， “+”用于外啮合， “-”用于内啮合1齿轮分度圆直径（mm）1d齿宽（mm）b齿轮模数（mm）m齿宽系数， d1/db齿轮齿数1z弹性系数EZ节点区域系数H接触强度重合系数齿形系数FaY应力修正系数S弯曲强度重合度系数许用接触应力（Mpa）H许用弯曲应力（Mpa）F以上各系数，可查机械设计教材进行确定： 189.25431.8()cos01.748470.3EHZMPaZ取 ， 根据 取 1.081AKV1.4/ms- 1
10、3 -1161.081.6493250.7932.8450950.3.70.250.6814dFaSKdbmzTNmY许用接触应力取 650 Mpa；H许用弯曲应力取 275 Mpa；F根据上述公式，可求得及查取值可求得：=488.15 Mpa HH=89.72 MpaFF（3）第二扩大组齿轮计算。第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z3 Z3 Z4 Z4齿数 69 49 31 87分度圆直径 276 196 124 348齿顶圆直径 284 204 132 356齿根圆直径 266 186 114 338齿宽 35 35 35 35按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度24
11、1HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取 240HB。- 14 -同理根据第一扩大组的计算，查文献，可得： 189.25431.8()cos01.748470.3EHZMPaZ取 ， =1.051AKV1161.0251.074350.2843.9502785142.3.0.50.68174dFaSdbmzTNmY可求得：HHMPa95FF- 15 -3带传动设计定V带型号和带轮直径(1).工作情况系数.(2).计算功率.(3).选带型号.(4).确定带轮直径D 1D2计算带长(1).初取中心距.由机械设计表3.5查的 P1.1 44
12、.4Kw 根据参考图3.16及表3.3选带型及小带轮直径 160Dnv确定从动轮基准直径=177.5mm12取D 2=180mm计算实际传动比:当忽略滑动率时， 21Di验算传动比相对误差，题目的理论传动比 102.75ni传动比相对误差 01.4%i122.7()()9650DaDa=1204.01014dL按表3.2取标准值=403mm002dLamxin.3.5186d - =180。 27.Da1.由D1及n1查表3.6并用线性插值法求得=1.3Kw0由机械设计表 3.8 =0.98由机械设计表 3.9 =0.93由机械设计表 3.7 =0.1501.14.4KwA型取 100mm1D
13、7.43/vms177.5mm2取D 2=180mm1.8i1.4%5%合格380mm0a=1250mmdL- 16 -(2).计算带.基准长度.(3).计算实际中心距(4)确定中心距调整范围(13)小轮包角.求带根数(1).确定额定功率 0(2)确定各修正系数（3）确定V带根数Z求轴上载荷(1)确定单根V带初拉力=3.33=124.27N（机械设计表 3.1 ）= 16.2240sin=983.31N略.a=405mm168.720合格=1.3Kw0=0.98=0.93 =0.150取z=4=124.27N0F- 17 -(2)计算压轴力（3）带轮结构.=983.31N4 主轴合理跨距的计算
14、设机床最大加工回转直径为400mm,电动机功率P=4kw，,主轴计算转速为140r/min。已选定的前后轴径为: 定悬伸量162dm1(0.785)dma=85mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩: 63.79.50=54N设该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） F c=250.346/0.09=2781N背向力（沿 x 轴） F p=0.5 Fc=1390N总作用力 F= =3109N2pC此力作用于工件上，主轴端受力为 F=3109N。先假设 l/a=
15、2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分别为RA=F =3109 Nla854152- 18 -RB=F =3109 Nla8510362根据机械系统设计得： =3.39 得前支承的刚rK1.0F8.La0.91.()cosiz度：K A= 1376.69 N/ ；K B= 713.73 N/ ； = =1.93mmBAK376.主轴的当量外径 de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为I= =1.5510-6m440.756= = =0.383aKEA16325098查机械系统设计图 得 =2.5，与原假设接近，所以最佳跨距al0=852.5=212.5mm0l合理跨距为（
16、0.75-1.5） ，取合理跨距 l=250mm。0l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=85mm，后轴径 d=55mm。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。- 19 -第四章 主要零部件的选择 选择电动机,轴承，键和操纵机构(1)电动机的选择：转速n710/1420r/min，功率P4kW选用Y系列三相异步双速电动机 (2)轴承的选择(轴承代号均采用新轴承代号)轴：与带轮靠近段安装双列深沟球轴承代号6007，另一安装深沟球轴承代号6007。轴：左侧布置深沟球轴承代号6008，右侧布置深沟球轴承代号6009。轴：输出安装角接触球轴承
17、配合推力球轴承代号分别为7012和5013，另一端安装双列圆柱滚子轴承。(3)键的选择轴:安装带轮处选择普通平键： 875bhL安装齿轮处选择普通平键： 109轴:左侧齿轮选择普通平键: 264右侧齿轮选择普通平键:轴:选择普通平键: 0bh(4)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,轴上的二联滑移齿轮。- 20 -第五章 校核1轴刚度校核(1)轴挠度校核单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算:YmZnDxNLYba 43375.09.1L-两支承的跨距；D-轴的平均直径；X= /L； -齿轮工作位置处距较近支承点的距离；iaiN-轴传递的全功率；校核合
18、成挠度：YYbabah cos22-输入扭距齿轮挠度；-输出扭距齿轮挠度b；)(-被演算轴与前后轴连心线夹角，取 =91，啮合角 =20，齿面摩擦角 =5.72。代入数据计算得： =0.147， =0.045， =0.075， =0.087。1ay2ay3ay4by合成挠度 =0.254；2414coshbbY查文献【6】 ，带齿轮轴的许用挠度 =5/10000*L，即 =0.287。因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。(2)轴扭转角的校核传动轴在支承点 A，B 处的倾角 可按下式近似计算：BA,radlyhA3将上式计算的结果代入得：0.74B由文献【6】 ，查得支承处的 =0.00
19、1因 0.001，故轴的转角也满足要求。.A2轴承寿命校核- 21 -由轴最小轴径可取轴承为 6008 深沟球轴承,=3，P=XF r+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承的径向力 Fr=2847.32N，由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L 10h=15000h， 310 106716704.210()()45862n8h hCL LP轴承寿命满足要求。- 22 -结束语经过两周的课程设计，在老师的耐心指导和自己的努力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，这次课程设计使我充分应用了以前所学的知识，并应用这些知识来分析和解决实际问题，进一步巩固和深化了以前的所学
20、的专业基础知识， 同时也是对机械系统设计学习的一个深入认识和理解的过程。同时也锻炼了自己独立完成工作的能力，熟悉了一些设计思想懂得了一些设计中的注意事项.本次课程设计进一步规范了制图要求，学会应用标准，规范，和查阅相关资料的本领，掌握了机械设计的基本技能，对以后的工作有很大的帮助。- 23 -参考文献【1】段铁群.机械系统设计 科学出版社，第一版；【2】孙全颖.机械精度设计与质量保证哈尔滨工业大学出版社；【3】于惠力 向敬忠 机械设计.高等教育出版社，第四版；【4】于惠力 张春宜 机械设计课程设计 ，科学出版社；【5】戴署 金属切削机床设计.机械工业出版社；【6】陈易新 金属切削机床课程设计指导书 ； 【7】 金属切削机床典型结构图集主传动部件； 【8】 机床设计手册2 上册。- 1 -
