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题目 18 分级 变速 传动系统 课程设计 减速器 变速箱 全套

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1 宁 学 课程 设计 (论文 ) 分级变速主传动系统设计 (题目 18) 所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 年 月 日 2 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 4 目 录 摘 要 . 2 目 录 . 4 第 1 章 绪论 . 6 程设计的目的 . 6 程设计的内容 . 6 论分析与设计计算 . 6 样技术设计 . 6 制技术文件 . 6 程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 7 程设计题目和主要技术参数 . 7 术要求 . 7 第 2 章 运动设计 . 8 动参数及转速图的确定 . 8 速范围 . 8 速数列 . 8 定结构式 . 8 定结构网 . 8 制转速图和传动系统图 . 9 定各变速组此论传动副齿数 . 9 算主轴转速误差 . 10 第 3 章 动力计算 . 12 传动设计 . 12 算转速的计算 . 17 轮模数计算及验算 . 18 轴合理 跨距的计算 . 22 第 4 章 主要零部件的选择 . 23 动机的选择 . 23 5 承的选择 . 23 速操纵机构的选择 . 23 第 5 章 校核 . 24 的校核 . 24 承寿命校核 . 26 第 6 章 结构设计及说明 . 27 构设计的内容、技术要求和方案 . 27 开图及其布置 . 27 结 论 . 28 参考文献 . 29 致 谢 . 30 分级变速主传动系统设计论文 6 第 1 章 绪论 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。 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。 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。 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。 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。 分级变速主传动系统设计论文 7 程设计题目、主要技术参数和技术要求 程设计题目和主要技术参数 题目 18：分级变速主传动系统设计 技术参数： 3r/55r/ Z=4 级；公比为 动机功率 P=3机转速 n=1430r/ 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。 分级变速主传动系统设计论文 8 第 2 章 运动设计 动参数及转速图的确定 速范围 Rn=3355= 转速数列 转速数列。查机械系统设计表 2准数列表，首先找到 63r/后每隔 9个数取一个值 （ ，得出主轴的转速数列为 63 r/112r/200r/55r/ 4 级。 定结构式 对于 Z=4 可分解为： Z=21 22。 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=21 2,易知第二扩大组的变速范围 r= (x=8 满足要求，其结构网如图 2 图 2构网 分级变速主传动系统设计论文 9 制转速图和传动系统图 （ 1）选择电动机：采用 （ 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 21 (m+D) 轴最小齿数和 :+D/m) 定各变速组此论传动副齿数 (1)100型机床 02)直齿圆柱齿轮 18级变速主传动系统设计论文 10 图 2传动系统图 （ 7） 齿轮齿数的确定。 据设计要求 18 20,齿数和 100 120，由表 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 表 2 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 1:1 1： 号 Z1 Z2 Z3 齿数 27 48 18 57 82 46 46 82 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( ,即 分级变速主传动系统设计论文 11 n 10( 对 55r/际转速 43040010048274682= 则有 : 355 = 同理，根据计算得出其他各组的数据如下表： 因此满足要求。 各级转速误差 n 335 200 112 63 n 差 只有 一级 转速误差 小 于 因此不需要修改齿数。 分级变速主传动系统设计论文 12 第 3 章 动力计算 传动设计 输出功率 P=3速 430r/55r/算设计功率 Pd 表 4 工作情况系数原动机 类 类 一天工作时间 /h 10 1016 16 10 1016 16 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（ ）；离心式压缩机；轻型运输机 荷 变动小 带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（ ）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印 刷机；振动筛 荷 变动较大 螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械 荷 变动很大 破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机 据 稳 ，两班工作制（ 16 小时），查 机械设计 ， 分级变速主传动系统设计论文 13 取 1 . 1 3 3 . 3 k e P k W 择 带型 普通 机械设计 3 11选取。 根据算出的 小带轮转速 1430r/查图得： d d=80 100 可知应选取 带。 定带轮的基准 直径并验证带速 由 机械设计 3 7查得，小带轮基准直径为 80 100取 10075 295表 13 表 3. Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211430 = 4 . 0 2 8 , = 1 0 0 4 . 0 2 8 = 4 0 2 m 所 以 由 机械设计 3”，得200级变速主传动系统设计论文 14 误差验算传动比：21400= 4 . 0 8 2(1 ) 1 0 0 (1 2 % )d 误（ 为弹性滑动率） 误差114 . 0 8 2 41 0 0 % 1 0 0 % 2 % 5 %4 误 符合要求 带速 1 1 0 0 1 4 3 0v = 7 . 4 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 满足 5m/以宜选用 总之，小带轮选 带轮选择 带轮的材料：选用灰铸铁， 定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。 算压轴力 由 机械设计 13 12 查得， A 型带的初拉力 面已得到1a=z=3，则 1a 1 3 4 . 6 62 s i n = 2 3 1 4 1 . 1 5 s i n N = 7 8 1 . 4 9 z F 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小 , 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带分级变速主传动系统设计论文 16 轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 0 ，为了适应 故规定普通 V 带轮槽角 为 32 、34 、 36 、 38 （按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表 7在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。 表 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 基准线上槽深 h 基准线下槽深 h 槽间距 e 8 12 15 19 37 第一槽对称面至端面的距离 f 6 7 9 16 23 28 最小轮缘厚 5 6 10 12 15 带轮宽 B B =( z e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： 分级变速主传动系统设计论文 17 （ 1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮 (3)d 时 )，如图 7 （ 2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮 ( 300 )，如图 7 （ 3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮 (d) 100 )，如图 7 （ 4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮 ( 500 )，如图 7 （ a） （ b） （ c） （ d） 图 7轮结构类型 根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图 （ a） ,大带轮选择 腹板带轮 如图 （ b） 算转速的计算 （ 1） 算转速 由 机械系统设计表 3 63 )134( 错误 !未找到引用源。 结合变速数据 取主轴的计算转速为 2). 传动轴的计算转速 在转速图上，轴 在最低转速 71r/这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴 的最低转速为该轴的计算转速即 nj=200r/ 计算转速为 错误 !未找到引用源。 =355 r/ 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这转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮 转速的最小值即380/计算转速入表 3 表 3各轴计算转速 轴 号 轴 轴 轴 分级变速主传动系统设计论文 18 （ 3） 确定齿轮副的计算 转速。齿轮 装在主轴 其中只有 71r/递全功率，故Z4 j=71r/次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3 表 3齿轮副计算转速 序号 12 112 63 轮模数计算及验算 1、计算各传动轴的输出功率 rb rg rg rg 3、轴径设计及键的选取 轴一： p ，取 。【 】 带入公式： 491有， ,圆整取 24d 选花键： 6 26 30 6 轴二： p ，取 。【 】 带入公式： 491有， ,圆整取 30d 选花键： 8 32 36 6 轴三： p，取 。【 】 带入公式： 491有， ,圆整取 35d 计算转速 r/ 355 112 63 分级变速主传动系统设计论文 19 选花键： 8 36 40 7 主轴：选择主轴前端直径1 90D 后端直径210 . 7 5 0 . 8 5 ）对于普通车床，主轴内孔直径 ( 0 0 ,故本例之中，主轴内孔直径取为45d 支承形式选择两支撑，初取悬伸量 90a ，支撑跨距 520L 。 选择平键连接， 2 2 1 4 , 1 0 0b h l m m 3、 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 63383 221 )1( 可得各组的模数，如表 3 45号钢整体淬火， 1 1 0 0j 按接触疲劳计算齿轮模数 m 163383 221 )1( 可得 取 m=363383 221 )1( 可得 取 m=3于 一般同一变速组内的齿轮 尽量 取同一模数 ，所以为了统一和方便如下取： 表 3模数 （ 2） 基本组齿轮计算 。 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 1 2 齿数 27 48 18 57 分度圆直径 81 144 54 171 组号 基本组 第一扩大组 模数 3 3 分级变速主传动系统设计论文 20 齿顶圆直径 87 150 60 177 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 P n )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为： P )(101 9 12 3215 式中 功率（ 这里取 N=4r/. 24（ r/; , m=3（ ; ;B=24（ ; z=27; u= K 里取 T=15000h.; 分级变速主传动系统设计论文 21 1n r/, 1n =500（ r/ 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上， 况系数，取3K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 【 5】 2 上， Y= j ,查 【 4】，表 4 j =650 w 查 【 4】，表 4 w =275 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j=635 jw=78 w（ 3） 扩大组齿轮计算 。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 3 4 齿数 82 46 46 82 分度圆直径 246 138 138 246 齿顶圆直径 252 144 144 252 齿根圆直径 级变速主传动系统设计论文 22 齿宽 24 24 24 24 按扩大组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取 260齿轮用 45 钢，调质 处理，硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算， 查文献 【 6】， 可得 : K= 2K =1， 1K =1， m=355； 可求得： j=619 jw=135 w轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P=3据【 1】表 轴径应为 6090步选取0轴径的 0据设计方案，前轴承为 轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=120轴孔径为 30 轴承刚度，主轴最大输出转矩 T=95509550903= 设该 机床为车床 的最大加工直径为 300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 180半径为 切削力（沿 y 轴） 4716N 背向力（沿 x 轴 ） c=2358N 总作用力 F= 22F =力作用于工件上，主轴端受力为 F= 先假设 l/a=2， l=3a=240后支承反力 B 分别为 40240120 =B=F40120=级变速主传动系统设计论文 23 根据 文献 【 1】式 得： iz 前 支承的刚度： ； N/ m ；轴的当量外径 80+60)/2=70惯性矩为 I=64 )4 =10 =38 9 = 【 1】图 3 原假设接近，所以最佳跨距0l=120 40理跨距为（ l，取合理跨距 l=360 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=100轴径 d=80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 动机的选择 转速 n 1430r/率 P 3用 承的选择 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 对称布置 深沟 球轴承 6009 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 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 分级变速主传动系统设计论文 24 第 5 章 校核 的 校核 （ a） 主轴的前端部挠度 0 . 0 0 0 2 5 2 5 0 . 1 0 5 （ b） 主轴在前轴承处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 轴 承 （ c） 在安装齿轮处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 齿 6 5 1 6 7 0 7 8 7 5 5 0 8 0 2 3 6 8 5 1 6 0 9 0 1 5 0D 1 . 0 7 8 7690D i l 平 均总2 0E M P a ， 44 40 8 7 4 5( 1 ) ( 1 ) 1 3 5 6 9 0 4 ( )6 4 6 4 8 7m 43 432 9 5 5 1 0 0 . 9 9 5 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 0 . 9 9 5 12684 0 0 1 2 5 主 计件 （ ）0 . 4 5 0 7 ( ) N， 0 . 2 5 2 1 7 ( ) N 由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 4 42 9 5 5 1 0 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 8 5 8 2 )3 2 0 1 2 5z n 主计主 主 （将其分解为垂直分力和水平分力 由公式,t a n t a nQ y Q y n Q Q z Q y F F F 可得 2 1 0 5 ( ) , 6 4 7 7 ( )Q z Q F N22 1 2 6 8 1 6 0 1 3 5 2 5 3 ( )33 l N m m 件22 5 0 7 1 6 0 5 4 0 8 0 ( )33 l N m m 件11 3 1 7 1 3 0 2 0 6 0 5 ( )22 d N m m 件主轴载荷图如下所示： 分级变速主传动系统设计论文 25 由上图可知如下数据： a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87算（在垂直平面） 1()6a b c l l , 22 ()3 l l,3 ( 2 3 )6 l 1 2 3 0 . 0 0 1 7 3y y y ()3a b l 齿 1 ， ( 2 3 )6 ZF 齿 2 ， ( 3 )3 ZM 齿 3 56 . 9 1 0 齿 Z 齿 1 齿 2 齿 3 ()6a b l l轴 承 1，3 zF 轴 承 2，3 轴 承 352 . 9 1 0 轴 承 Z 轴 承 1 轴 承 2 轴 承 3 计算（在水平面） 1()6a b c l l , 22 ()3 l l,3() ( 2 3 )6 cy l 分级变速主传动系统设计论文 26 1 2 3 0 . 0 1 7y y y ()3a b l 齿 1 ， ( 2 3 )6 yF 齿 2 ， ()( 3 )3齿 3 51 3 . 8 6 1 0 齿 y 齿 1 齿 2 齿 3 ()6a b l l轴 承 1，3 yF 轴 承 2， ()3 轴 承 353 2 . 8 1 0 轴 承 y 轴 承 1 轴 承 2 轴 承 3 合成： 22 0 . 0 1 8 0 . 1 0 5s s z s yy y y 22 0 . 0 0 0 1 5 0 . 0 0 1 齿 齿 y 齿 y 22 0 . 0 0 0 3 3 0 . 0 0 1 轴 承 轴 承 Z 轴 承 Y 承寿命校核 由 轴 最小轴径可取轴承为 7008C 角接触 球轴承 ,=3； P=， Y=0。 对 轴受力 分析 得：前支承的径向力 由轴承寿命的计算公式： 预期的使用寿命 15000h )18016670 3)= 31 6 6 7 0 3 6 . 3 1 0 0 0( ) 2 8 8 1 4 2 . 9 41 5 0 2 6 4 2 . 3 2h 15000h 轴承寿命满足要求。 分级变速主传动系统设计论文 27 第 6 章 结构设计及说明 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。 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。 错误 !未找到引用源。 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。 分级变速主传动系统设计论文 28 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 师的精心指导和帮助，在此表示衷心的 感谢 。 分级变速主传动系统设计论文 29 参考文献 【 1】 候珍秀 . 机械系统设计 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 分级变速主传动系统设计论文 30 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 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！ 1 宁 学 课程 设计 (论文 ) 分级变速主传动系统设计 (题目 18) 所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 年 月 日 2 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 4 目 录 摘 要 . 2 目 录 . 4 第 1 章 绪论 . 6 程设计的目的 . 6 程设计的内容 . 6 论分析与设计计算 . 6 样技术设计 . 6 制技术文件 . 6 程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 7 程设计题目和主要技术参数 . 7 术要求 . 7 第 2 章 运动设计 . 8 动参数及转速图的确定 . 8 速范围 . 8 速数列 . 8 定结构式 . 8 定结构网 . 8 制转速图和传动系统图 . 9 定各变速组此论传动副齿数 . 9 算主轴转速误差 . 10 第 3 章 动力计算 . 12 传动设计 . 12 算转速的计算 . 17 轮模数计算及验算 . 18 轴合理 跨距的计算 . 22 第 4 章 主要零部件的选择 . 23 动机的选择 . 23 5 承的选择 . 23 速操纵机构的选择 . 23 第 5 章 校核 . 24 的校核 . 24 承寿命校核 . 24 第 6 章 结构设计及说明 . 27 构设计的内容、技术要求和方案 . 27 开图及其布置 . 27 结 论 . 28 参考文献 . 29 致 谢 . 30 分级变速主传动系统设计论文 6 第 1 章 绪论 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。 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。 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。 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。 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。 分级变速主传动系统设计论文 7 程设计题目、主要技术参数和技术要求 程设计题目和主要技术参数 题目 18：分级变速主传动系统设计 技术参数： 3r/55r/ Z=4 级；公比为 动机功率 P=3机转速 n=1430r/ 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。 分级变速主传动系统设计论文 8 第 2 章 运动设计 动参数及转速图的确定 速范围 Rn=3355= 转速数列 转速数列。查机械系统设计表 2准数列表，首先找到 63r/后每隔 9个数取一个值 （ ，得出主轴的转速数列为 63 r/112r/200r/55r/ 4 级。 定结构式 对于 Z=4 可分解为： Z=21 22。 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=21 2,易知第二扩大组的变速范围 r= (x=8 满足要求，其结构网如图 2 图 2构网 分级变速主传动系统设计论文 9 制转速图和传动系统图 （ 1）选择电动机：采用 （ 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 21 (m+D) 轴最小齿数和 :+D/m) 定各变速组此论传动副齿数 (1)100型机床 02)直齿圆柱齿轮 18级变速主传动系统设计论文 10 图 2传动系统图 （ 7） 齿轮齿数的确定。 据设计要求 18 20,齿数和 100 120，由表 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 表 2 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 1:： 1 1： 号 Z1 Z2 Z3 齿数 27 48 18 57 54 54 26 82 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( ,即 分级变速主传动系统设计论文 11 n 10( 对 55r/际转速 43022410048275454=359r/ 则有 : 355355359 = 同理，根据计算得出其他各组的数据如下表： 因此满足要求。 各级转速误差 n 355 200 112 63 n 359 差 只有 一级 转速误差 小 于 因此不需要修改齿数。 分级变速主传动系统设计论文 12 第 3 章 动力计算 传动设计 输出功率 P=3速 430r/30r/算设计功率 Pd 表 4 工作情况系数原动机 类 类 一天工作时间 /h 10 1016 16 10 1016 16 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（ ）；离心式压缩机；轻型运输机 荷 变动小 带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（ ）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛 荷 变动较大 螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械 荷 变动很大 破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机 据 稳 ，两班工作制（ 16 小时），查 机械设计 ， 分级变速主传动系统设计论文 13 取 1 . 1 3 3 . 3 k e P k W 择带型 普通 机械设计 3 11选取。 根据算出的 小带轮转速 1430r/查图得： d d=80 100 可知应选取 带。 定带轮的基准直径并验证带速 由 机械设计 3 7查得，小带轮基准直径为 80 100取 10075 295表 13 表 3. Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211430 = 2 . 2 6 9 8 , = 1 0 0 2 . 2 6 9 8 = 2 2 7 m 所 以 由 机械设计 3得224级变速主传动系统设计论文 14 误差验算传动比：21224= 2 . 2 8 5 7(1 ) 1 0 0 (1 2 % )d 误（ 为弹性滑动率） 误差112 . 2 8 5 7 2 . 2 41 0 0 % 1 0 0 % 2 % 5 %2 . 2 4 误 符合要求 带速 1 1 0 0 1 4 3 0v = 7 . 4 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 满足 5m/以宜选用 总之，小带轮选 带轮选择 带轮的材料：选用灰铸铁， 定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。 算压轴力 由 机械设计 13 12 查得， A 型带的初拉力 面已得到1a=z=4，则 1a 1 6 0 . 5 72 s i n = 2 4 1 2 5 . 2 2 s i n N = 7 4 0 . 5 7 z F 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小 , 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带分级变速主传动系统设计论文 16 轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮 槽。由于普通 0 ，为了适应 规定普通 V 带轮槽角 为 32 、34 、 36 、 38 （按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表 7在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。 表 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 基准线上槽深 h 基准线下槽深 h 槽间距 e 8 12 15 19 37 第一槽对称面至端面的距离 f 6 7 9 16 23 28 最小轮缘厚 5 6 10 12 15 带轮宽 B B =( z e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： 分级变速主传动系统设计论文 17 （ 1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮 (3)d 时 )，如图 7 （ 2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮 ( 300 )，如图 7 （ 3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮 (d) 100 )，如图 7 （ 4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮 ( 500 )，如图 7 （ a） （ b） （ c） （ d） 图 7轮结构类型 根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实 心带轮，如图 （ a） ,大带轮选择 腹板带轮 如图 （ b） 算转速的计算 （ 1） 由 机械系统设计表 3 63 )134( 错误 !未找到引用源。 结合变速数据 取主轴的计算转速为 2). 传动轴的计算转速 在转速图上，轴 在最低转速 71r/这个转速高于主轴计算转速，在恒功率 区间内，因此轴 的最低转速为该轴的计算转速即 n j=200r/ 计算转速为 错误 !未找到引用源。 =355 r/ 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这转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮 转速的最小值即380/计算转速入表 3 表 3各轴计算转速 轴 号 轴 轴 轴 分级变速主传动系统设计论文 18 （ 3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮 装在主轴 其中只有 71r/递全功率，故Z4 j=71r/次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3 表 3齿轮副计算转速 序号 00 200 63 轮模数计算及验算 1、计算各传动轴的输出功率 rb rg rg rg 3、轴径设计及键的选取 轴一： p ，取 。【 】 带入公式： 491有， ,圆整取 24d 选花键： 6 26 30 6 轴二： p ，取 。【 】 带入公式： 491有， ,圆整取 30d 选花键： 8 32 36 6 轴三： p，取 。【 】 带入公式： 491有， ,圆整取 35d 计算转速 r/ 630 200 63 分级变速主传动系统设计论文 19 选花键： 8 36 40 7 主轴：选择主轴前端直径1 90D 后端直径210 . 7 5 0 . 8 5 ）对于普通车床，主轴内孔直径 ( 0 0 ,故本例之中，主轴内孔直径取为45d 支承形式选择两支撑，初取悬伸量 90a ，支 撑跨距 520L 。 选择平键连接， 2 2 1 4 , 1 0 0b h l m m 3、 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 63383 221 )1( 可得各组的模数，如表 3 45号钢整体淬火， 1 1 0 0j 按接触疲劳计算齿轮模数 m 163383 221 )1( 可得 取 m=363383 221 )1( 可得 取 m=3于 一般同一变速组内的齿轮 尽量 取同一模数 ，所以为了统一和方便如下取： 表 3模数 （ 2） 基本组齿轮计算 。 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 1 2 齿数 27 48 18 57 分度圆直径 81 144 54 171 组号 基本组 第一扩大组 模数 3 3 分级变速主传动系统设计论文 20 齿顶圆直径 87 150 60 177 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 P n )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为： P )(101 9 12 3215 式中 这里取 N=4r/. 24（ r/; , m=3（ ; ;B=24（ ; z=27; 数之比 ,u= K 里取 T=15000h.; 分级变速主传动系统设计论文 21 1n r/, 1n =500（ r/ 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上， 3K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 【 5】 2 上， Y= j ,查 【 4】，表 4 j =650 w 查 【 4】，表 4 w =275 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j=635 j，w=78 w（ 3） 扩大组齿轮计算 。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 3 4 齿数 54 54 26 82 分度圆直径 162 162 78 246 齿顶圆直径 168 168 84 252 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 分级变速主传动系统设计论文 22 按扩大组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算， 查文献 【 6】， 可得 : K= 2K =1， 1K =1， m=355； 可求得： j=619 jw=135 w轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P=3据【 1】表 轴径应为 6090步选取0 轴径的 0据设计方案，前轴承为 轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=120轴孔径为 30 轴承刚度，主轴最大输出转矩 T=95509550903= 设该 机床为车床 的最大加工直径为 300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 180半径为 切削力（沿 y 轴） 4716N 背向力（沿 x 轴） c=2358N 总作用力 F= 22F =力作用于工件上，主轴端受力为 F= 先假设 l/a=2， l=3a=240后支承反力 B 分别为 40240120 =B=F40120=据 文献 【 1】式 得： iz 前 支承的刚度： 级变速主传动系统设计论文 23 N/ m ； N/ m ；轴的当量外径 80+60)/2=70惯性矩为 I=64 )4 =10 =38 9 = 【 1】图 3 原假设接近，所以最佳跨距0l=120 40理跨距为（ l，取合理跨距 l=360 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=100轴径 d=80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 动机的选择 转速 n 1430r/率 P 3用 承的选择 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 称布置 深沟 球轴承 6009 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 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 分级变速主传动系统设计论文 24 第 5 章 校核 1 根 轴的 校核 I 轴零件图 计算 圆周力： 31112 . 8 52 9 5 5 0 1 02 630 298654 计算 径向力： 011 t a n 2 9 8 6 t a n 2 0 1 0 6 8 . 9 2 N ） 绘制轴受力简图 分级变速主传动系统设计论文 25 ） 绘制垂直面弯矩图 轴承支反力： 1 1 0 6 8 . 9 2 5 3 4 . 422A Y B Y N 1 2 9 8 6 . 8 3 1 4 9 3 . 422A z B z N 由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在垂直面弯矩为 1 9 7 9 72 5 9 . 4 1 2 5 8 0 . 922c A N m m 如图 ） 绘制水平面弯矩图 2 977 1 2 . 6 5 3 4 5 6 3 . 522c A Z N m m ） 绘制合弯矩图 22 22111 ( ) 1 2 5 8 0 . 9 3 4 5 6 3 . 5 3 6 7 8 2 . 0 1C V C HM c M M N m m 分级变速主传动系统设计论文 26 ）绘制扭转图 转矩产生的扭剪力按脉动循环变化 ，取 = 1 0 . 6 4 2 7 5 8 2 5 6 5 4 . 8a M N m m ） 绘制当量弯矩图 截面 C 处的当量弯矩： 22 221( ( ) ) 3 6 7 8 2 . 0