分级变速主传动系统.doc
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哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计
哈尔滨理工大学
课程设计
题目：
分级变速主传动系统
院系：
机械设计制造及其自动化
姓名：
指导教师：
陈涛
2012年8月31日
目录
摘要 I
第1章课程设计的目的 1
第2章课程设计题目，主要设计参数和技术要求 2
2.1课程设计题目和主要技术参数 2
2.2技术要求 2
第3章运动设计 3
3.1运动参数及转速图的确定 3
3.2核算主轴转速误差 5
第4章动力计算 6
4.1带传动设计 6
4.2计算转速的计算 7
4.3齿轮模数计算及验算 8
4.4传动轴最小轴径的初定 11
4.5执行轴轴颈直径的确定：
12
4.6轴承的选择:
12
4.7花键的选择：
12
第5章主要零部件的选择 13
5.1摆杆式操作机构的设计 13
5.2电动机的选择 13
第6章校核 14
6.1Ⅳ轴刚度校核 14
6.2轴承寿命校核 15
第7章润滑与密封 16
第8章设计结论 17
参考文献 18
摘要
设计机床得主传动变速系统时，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。
这次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。
I
第1章课程设计的目的
（1）、课程设计属于机械系统设计课的延续，通过设计实践，进一步学习掌握机械系统设计的一般方法。
（2）、培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力。
（3）、培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。
（4）、提高技术总结及编制技术文件的能力。
（5）、是毕业设计教学环节实施的技术准备。
18
第2章课程设计题目，主要设计参数和技术要求
2.1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=40r/min；Nmax=450r/min；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=3KW；电机转速n=1430r/min
2.2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3章运动设计
3.1运动参数及转速图的确定
（1）转速范围。
Rn===11.25
（2）转速数列。
首先找到40r/min、然后每隔5个数取一个值（1.41=1.066），故得出主轴的转速数列为：
40r/min、56r/min、80r/min、112r/min、160r/min、224r/min，315r/min，450r/min，共9级。
（3）确定传动组数和传动副数。
因为Z=8，可分解为：
Z=21×22×24。
这种结构式可以使传动组结构紧凑，再设计时不至于使整体结构过大。
（4）写传动结构式,画结构图。
根据“前多后少”,“先降后升”,“前密后疏”,“升2降4”的原则,选取传动方案Z=21×22×24,易知第一扩大组的变速范围r=φp1（x1-1）=1.414=3.95〈8符合“升2降4”原则，其结构网如图
结构网Z=21×22×24
（5）画转速图。
转速图如下图
系统转速图
（6）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：
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≥17,齿数和Sz≤100～120，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：
齿轮齿数
传动比
基本组
第一扩大组
第二扩大组
1:
1.41
1:
2
1：
1.41
1:
2.80
1:
1
1:
4
代号
Z1
Z1ˋ
Z2
Z2ˋ
Z3
Z3ˋ
Z4
Z4ˋ
Z5
Z5ˋ
Z6
Z6ˋ
齿数
30
42
24
48
35
49
22
62
45
45
18
72
3.2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
对Nmax=450r/min，Nmax`=1430*95/150*30/42*45/453=462.1r/min
则有
=2.68％〈4.1％
因此满足要求。
各级转速误差
n
450
315
224
160
112
80
56
40
n`
462.02
323.45
229.55
160.68
115.52
80.86
57.39
40.17
误差
2.68%
2.68％
2.48％
0.43％
3.14％
1.08％
2.48％
0.43％
各级转速误差都都小于4.1％，因此不需要修改齿数。
第4章动力计算
4.1带传动设计
（1）直径计算
计算功率Pd=Ka*P=1.1*3=3.3KW
查普通V带选型图，可得d=80~100mm
初取小带轮直径d：
取d=100mmA型V带
大带轮直径D；D===158.9mm
根据V带带轮基准直径系列，取D=160mm
（2）计算带长
求DmDm=（D+D）/2=（95+150）/2=122.5mm
求△△=（D-D）/2=（160-100）/2=30mm
根据0.7（D1+D2）≤a≤2（D1+D2）
即，182≤a0≤520mm
初取中心距，a0=450mm
带长L=×Dm+2×a0+△/a0=1286.84mm
由《机械设计》表3.2选取标准Ld得：
Ld=1250mm
（3）求实际中心距和包角
实际中心距a≈a0+（Ld-L）/2=450-18.42=431.58mm
中心距调整范围amax=a+0.03Ld=469.08mm
amin=a-0.015Ld=412.83mm
小轮包角=180-（D-D）/a×57.3=172>120
（4）求带根数
验算带速：
=∏Dn/60×1000=3.14×100×1430/（60×1000）=7.49m/s
5≤≤25，合格
计算传动比i并验算传动比相对误差：
理论传动比i0=3.575
实际传动比i=n/n=160/100=1.60
确定V带根数Z：
由《机械设计》表3.6，P=1.30KW；由表3.8，K=0.98；
由表3.9，K=0.95；由表3.7，△P=0.15KW；
所以Z≥P/｛（P+△P）×K×K｝
=3.3/（1.30+0.15）×0.98×0.95=2.44
取Z=3根
4.2计算转速的计算
（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=70.92r/min，取主轴的计算转速nj=80r/min。
（2）确定各传动轴的计算转速。
Ⅲ轴共有4级转速：
160r/min、224r/min、315r/min、450r/min。
若经传动副传动主轴，全部传递全功率，其中160/min是传递全功率的最低转速，故其计算转速nⅢj=160r/min；Ⅱ轴共有2级转速：
450r/min、630r/min。
若经转动副转动主轴，全部传递全功率，其中450/min是传递全功率的最低转速，故其计算转速nⅡj=450r/min；Ⅰ轴有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速nⅠj=900r/min。
各计算转速入表。
各轴计算转速
轴号
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
计算转速r/min
900
450
160
80
（3）确定齿轮副的计算转速。
齿轮Z装在主轴上并具有40、56、80、112r/min共4级转速，其中有80、112r/min传递全功率，故Zj=80r/min。
齿轮Z装在Ⅲ轴上，有160、224、315、450r/min共4级转速，经齿轮副Z/Z传动主轴，则4个转速都传递全功率，故Zj=160r/min。
依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表
齿轮副计算转速
序号
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
Z4`
Z4`
Z5
Z5`
Z6
Z6`
900
630
900
450
450
315
450
160
160
160
315
80
4.3齿轮模数计算及验算
（1）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
式中mj——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；
——驱动电动机功率（kW）；
——被计算齿轮的计算转速（r/min）；
——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”，内啮合取“-”；
——小齿轮的齿数（齿）；
——齿宽系数，（B为齿宽，m为模数），；
——材料的许用接触应力（）。
得：
基本组的模数mj=3第一扩大组的模数mj=3第二扩大组的模数mj=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`
齿数
30
42
24
48
分度圆直径
90
126
92
144
齿顶圆直径
96
132
98
150
齿根圆直径
82.5
118.5
84.5
136.5
齿宽
15
15
15
15
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=3kW;
-----计算转速（r/min）.=400（r/min）;
m-----初算的齿轮模数（mm）,m=3.5（mm）;
B----齿宽（mm）;B=24.5（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.;
-----齿轮的最低转速（r/min）,=400（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，取=0.60
----功率利用系数，取=0.78
-----材料强化系数，=0.60
-----工作状况系数，取=1.1
-----动载荷系数，取=1
------齿向载荷分布系数，=1
Y------齿形系数，Y=0.386；
----许用接触应力（MPa）,取=650Mpa；
---许用弯曲应力（MPa），取=275Mpa；
根据上述公式，可求得及查取值可求得：
=639.47Mpa
=78.72Mpa
（3）扩大组齿轮计算。
第一扩大组齿轮几何尺寸见下表
齿轮
Z3
Z3`
Z4
Z4`
齿数
35
49
22
62
分度圆直径
105
147
66
186
齿顶圆直径
111
153
72
192
齿根圆直径
97.5
139.5
58.5
178.5
齿宽
30
30
30
30
第二扩大组齿轮几何尺寸见下表
齿轮
Z5
Z5`
Z6
Z6`
齿数
45
45
18
72
分度圆直径
180
180
72
288
齿顶圆直径
188
188
80
296
齿根圆直径
170
170
62
278
齿宽
40
40
40
40
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，
可得=0.62，=0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=280；
可求得：
=620.73Mpa
=136.24Mpa
4.4传动轴最小轴径的初定
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---该轴传递的额定扭矩（N*mm）T=9550000；
N----该轴传递的功率（KW）
----该轴的计算转速
---该轴每米长度的允许扭转角，=0.5~。
各轴最小轴径如表
轴号
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
最小轴径mm
30
35
40
4.5执行轴轴颈直径的确定：
执行轴的前轴劲D1尺寸由教材4-9表得到：
D1=75mm
后轴劲D2=（0.7~0.9）D1所以取D2=0.8D1=60mm
初步计算，取当量外径D=0.5（D1+D2）=67.5mm
执行轴选用阶梯状中空结构，内径直径d=0.4D=0.4*67.5=27mm
4.6轴承的选择:
一轴：
深沟球轴承，代号6006,6007
二轴：
圆锥滚子轴承，代号30207
三轴：
圆锥滚子轴承，代号30208
四轴：
深沟球轴承，代号6015
圆锥滚轴承，代号30214
双列圆柱滚子轴承，代号N220E
轴承布置见展开图
4.7花键的选择：
一轴：
N*d*D*B=8*32*36*6
二轴：
N*d*D*B=8*36*40*7
三轴：
N*d*D*B=8*42*46*8
第5章主要零部件的选择
5.1摆杆式操作机构的设计
（1）几何条件；
（2）不自锁条件。
具体结构见CAD图
5.2电动机的选择
选择Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。
由《机械设计课程设计》附录K得：
电动机型号为Y100L2-4，额定功率3KW。
由表K.3得：
安装尺寸A=160mm，AB=205mm，HD=245mm。
第6章校核
6.1Ⅳ轴刚度校核
（1）Ⅳ轴挠度校核
单一载荷下，轴中心处的挠度采用如下的公式计算：
:
L-----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；
N-----轴传递的全功率；
校核合成挠度
-----输入扭距齿轮挠度；
-------输出扭距齿轮挠度
；
---被演算轴与前后轴连心线夹角；=144°
啮合角=20°，齿面摩擦角=5.72°。
代入数据计算得：
=0.022；=0.081；=0.120；
=0.198；=0.093；=0.065。
合成挠度=0.202
查文献6，带齿轮轴的许用挠度=5/10000*L
即=0.268。
因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。
（2）П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：
将上式计算的结果代入得：
由文献6，查得支承处的=0.001
因〈0.001，故轴的转角也满足要求。
6.2轴承寿命校核
由П轴最小轴径可取轴承为6212深沟球轴承,寿命指数ε=3；P=XFr+YFa
X=1，Y=0。
对Ⅳ轴受力分析
得：
前支承的径向力Fr=2541.33N。
由轴承寿命的计算公式：
预期的使用寿命[L10h]=15000h
L10h=×=×=93123.82h≥[L10h]=15000h
轴承寿命满足要求。
第7章润滑与密封
润滑与密封：
减摩抗磨，降低摩擦阻力以节约能源，减少磨损以延长机械寿命，提高经济效益；冷却，要求随时将摩擦热排出机外；密封，要求防泄漏、防尘、防窜气；清净冲洗，要求把摩擦面积垢清洗排除；应力分散缓冲，分散负荷和缓和冲击及减震；动能传递，液压系统和遥控马达及摩擦无级变速等。
由于带轮转速为450r/min故，采用油润滑，可以减少摩擦阻力和减轻磨损。
密封是为了阻止灰尘水分等杂物进入轴承，防止润滑剂的流失。
采用密封圈密封即可满足要求。
第8章设计结论
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。
懂得了.理论和实践同等重要。
理论能指导实践，使你能事半功倍，实践能上升成为理论，为以后的设计打下基础。
从校门走出后,一定要重视实践经验的积累,要多学多问。
把学校学习的专业知识综合的应用起来，这非常重要。
体会到把技术搞好就必须安心的学习，虚心向别人请教，耐心的对待每一个问题，不放过任何一个自己遇到的问题，要善于发现问题。
在设计过程中，得到老师的精心指导和帮助，由于经验尚浅，知识把握不熟练，设计中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。
参考文献
1.段铁群.《机械系统设计》.科学出版社；
2.于惠力，向敬忠，张春宜.《机械设计》.科学出版社；
3.于惠力，张春宜，潘承怡.《机械设计课程设计》，哈尔滨理工大学；
4.戴署.《金属切削机床设计》.机械工业出版社；
5.陈易新.《金属切削机床课程设计指导书》；
6.《机床设计手册》2上册；
7.濮良贵.《机械设计基础》。
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