题目15—分级变速主传动系统课程设计

1、XX 大学课程设计题目:院、系:班级:姓名:学号:机械系统设计课程设计XXXXXXXXXXXXXXXXXXX目录一. 课程设计的目的 2二课程设计题目 22.1 设计题目和技术参数 2三 .运动设计 23.1 运动设计 23.1.1 确定转速数列及转速范围 23.1.2 定传动组数和传动副数 23.1.3 齿轮齿数的确定 33.1.4 绘制转速图 43.1.5 绘制传动系统图 43.2 主轴.传动件计算 53.2.1 计算转速 53.3 带传动设计 7计算设计功率 Pd 73.2 选择带型 73.3 确定带轮的基准直径并验证带速 83.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 83.5 确

2、定带的根数 z 93.6 确定带轮的结构和尺寸 93.7确定带的张紧装置 93.8计算压轴力 93.9 求最佳跨距 10四、主轴 .传动组及相关组件的验算 124.1 核算主轴转速误差 124.2 齿轮的应力验算 134.3 主轴校核 20五.设计总结 22六 .参考文献 23一.课程设计的目的机械系统设计课程设计是在学习完本课程后，进行一次学习和设计的综 合性练习。通过课程设计，使我们能够应用所学过的基础课、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结构，进行选择和改进；结 合结构设计，进行设计计算

3、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，设计标准资料的 方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高我们设计能力的目的。通过分析和解 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。.课程设计题目2.1设计题目和技术参数题目15:分级变速主传动系统设计Nmin=63r/min ; Nmax=630r/min ;Z=6级；公比为1.58;电动机功率 P=4kW;电机转速n=1440r/min三. 运动设计3.1运动设计确定转速数列及转速范围由设计题目知最低转速为63r/min,公比为1.58，查标准数列表，查得主轴的转速数列值为

4、（单位：r/min ） :63，100，160，250，400，630.转速范围Rn= -=“ =呼=10131 min定传动组数和传动副数本设计为6级变速，结构式为：6=31 X 23，画结构网。结构网如下图所示:齿轮齿数的确定:<<2,因此、1 一，故取 <- = '.二？=4< 8所以满足条件=亠-二二幼=.：=2.5 V8所以满足条件由转速图上定的传动副和传动比，齿数和最大不超过100-120，最小不小于18-20 ,查各种常用传动比适合齿轮表，可得各齿轮组的齿数如下表：表1传动组传动比齿数第1传动组1： 2.528： 701： 1.5838： 601：

5、 149 : 49第2传动组1： 420： 801： 150： 50绘制转速图结构网格数 ，.，.：/炯 皆3, 升2降4,选取二=125mm 血=(1- £)2= 177.0 mm取=180mm,在确定出齿数后对转速图完善如下：n30Inm绘制传动系统图3.2 主轴.传动件计算计算转速(1) 主轴的计算转速本设计所选的是中型普通车床，所以n min63 1.583100r / min(2) 传动轴的计算转速在转速图上，可推出各传动轴的计算转速如下:吗门=100r/min,叵:j =250r/min,叵:j=630r/min(3) 各齿轮计算转速可得出各齿轮计算转速。现将各齿轮的计算

6、转速列入下表中序号Z1Z1 'Z2Z2 'Z3Z3 'Z4Z4 'Z5Z5 'nj(r/mi n)630630630400630250250250400100主轴.传动轴直径初选(1)主轴轴径的确定在设计初期，由于主轴的结构尚未确定，所以只能根据现有的资料初步确定主轴直径。初选取前轴径d1=80mm，后轴颈的轴径d2=0.7-0.9 d1，所以 d齿轮参数的确定计算公式如下：分度圆直径d二桝/齿顶圆直径-EHZEEI 齿根圆直径：总忍=迫耳春"汽！处=壬吕齿宽-'1十叩'巧=6取:.4=8由已选定的齿数和计算确定的模数，将各个齿

7、轮的参数计算如下表： =0.8 d1 =64。(2)传动轴直径初定传动轴直径进行概算式中：M-传动轴瓦轻咖)打-该轴的传递额定扭矩(zww)ATTa =955xlOJ 加-该辂的传邃功率(切门；该轴的计算转速(NrnhiX丽-竹尅的每米土度允许捋转诒血卯叭木设计中取酎轴 I: 丁 =60635 (N.mm)di =34.3mm 取 35mm轴 U: 冷 =152800 ( N.mm),=43.2mm 取45mm323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：吟=W33會(仆+啊

8、|式中饬-按接鯨疲劳强度计算的齿轮模数(枷町；N；-驱动电机功率甲)歼-计算齿轮的计算转速(r/ min);/-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比p>L外啮合，取正值；乙-小齿轮齿数；叫"齿宽系数“申二甘/叫(卫为齿宽，加为膜数)，徑=£ia取岳 许用接触附(咻人査文献177页表4-7o-J = 600A 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：a组：i ai =49/49, n j=630r/minm=16338 3=1.29 取 m=2 mZ1Z1u 2 njb组：i b1 =20/80 ,n j =630r/minnf=

9、16338 3 : (U 1)Nd =2.75 取m=3. mZ1Z1u 2轴齿模数m分度圆直径d（吶）齿顶圆直径齿根圆直径齿宽B代号齿数（胡也）IZ1492981029316Z2282561005116Z338276807116IIZ1'492981029316Z2'70214014414516Z3'60212012411516Z450315015614224Z5'20360665224IIIZ4'50315015614224Z5'803240246232243.3带传动设计输出功率 P=4kW转速 ni=1440r/min,n2=630r/m

10、in计算设计功率PdPdK APed根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时）,查机械设计P296表4,取 Ka= 1.1。即卩 Fd KAPed 1.1 4kW 4.4kW3.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率 Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297 图 13- 11 选取。根据算出的 Pd= 4.4kW及小带轮转速1440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表13-7查得，小带轮基准直径为80120mm则取 ddi=100mm> ek.=75 mm （ddi 根据 P295表 13-4 查得）表3 V

11、带带轮最小基准直径ddmin槽型YZABCDEdd min205075125200355500d 1440咚=2.028,所以 dd2=100 2.028=203mmdd1 710带速v=dd1 n60 1000100 1440，7.44m /s60 1000由机械设计P295表13-4查“ V带轮的基准直径”，得dd2=256mm误差验算传动比：唳=dd1：；2 )100 20°2%)204 (为弹性滑动率)误差i亍100% 害 100% 2%<10%符合要求满足5m/s<v<2530m/s的要求，故验算带速合适。3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角由式

12、 0.7 dd1dd2a°2 dd1 dd2可得 0.7 (100+250)a0 2 (100+250即 210 玄 600,选取 a0=500mm所以有：Ldo2a02(dd )(dd2 dd1)(dd1dd2)24a02 500(200 100)2(100 200)mm24 5001476.86mm由机械设计P293表13- 2查得Ld= 1400mm实际中心距a a0O0a118057.3Ld Ld。 "c 1400 1476.86-500+461.88mm2上 -11802o 200100oo57.3167.59 >120461.88符合要求。3.5确定带的根

13、数查机械设计手册，取R=0.35KW R=0.03KW由机械设计9表13-8查得，取Ka=0.95由机械设计3表13 -2查得，& = 1.16则带的根数z巴空3.6(RR)KaKL (0.35 0.03) 0.95 1.16所以z取整数为4根。3.6确定带轮的结构和尺寸根据V带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为 d=28mm由机械设计P293，“V带轮的结构”判断：当 3dv dd1(90mm)v 300mm可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，这次选择 H型孔板式作为小带轮。由于dd2>300mm所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择 E型轮辐式结构

14、。带轮的材料：选用灰铸铁，HT20Q3.7确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。3.8计算压轴力由机械设计P303表13- 12查得，A型带的初拉力F0= 120.67N，上面已a167 59°得到 a1=167.59o，z=4,则 F2zF°si门=2 4 120.67 sinN=959.72N2 2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，轮缘是带轮的工作部分，用以

15、安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40°为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，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7-3。装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。V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式：（1）实心带轮：用于尺寸较小的带轮（ddw （2.53）d时）。（2）腹板带轮：用于中小尺寸的带轮（ddw 300mm时）。（3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮（dd d）>

16、 100 mm时）。（4）椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮（dd> 500mm时）。根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，方法（1）,大带轮选择腹板 带轮方法（2 ）。3.9求最佳跨距设机床最大加工回转直径为？400mm,电动机功率P=4kw，主轴孔径为?40mm,主轴 计算转速为100r/min 。已选定的前后轴径为：di=80mm d 2=64mm主轴输出的最大转矩：T二9550二606N.m 床身上最常用的最大加工直径为最大回转直径的60%，即400x60% = 240脸故半径为0.12加切削 = = 3183.3&0J2背向力 Fp = 0.5 =1,91/72

17、总作用力尸=典二3559.ON此力作用在顶尖的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为1779.55a/ £ = 1.25 2.5 取a/| 1=1.33 故a=120mmb=(35)3 设初值!Ja = 22x120 = 240/前后轴承的支反力为 'F I + a240 +出_-=1779.5 x- 2669.25A” 2 /240戶皿噬严沖前后轴承的刚度 由手册四表5- 12采用圆锥滚子轴承.二=750N/mm八卜=530N/mm由文献2公式3.7得求最佳跨距kA 750匸二二1.42，当量外径惯性距 1=0.05（匸 Li：- ）=1921：厂，厂n=；:-2.宓

18、；.；旧力：,'：汎：；由文献2查图3.38得：/a=2.2 ,最佳跨距-I： -120=- - -：'.：3.5选择电动机,轴承，键和操纵机构3.5.1 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丫112M-4, D E=28 60.3.5.2 轴承的选择：I轴：与带轮靠近段安装两个深沟球轴承代号 6208 B = 18mmI轴右端布置一个深沟球轴承代号6207B=17 伽II轴：对称布置三个深沟球轴承代号 6209 B=19mmIII轴：轴径？64端采用圆锥滚子轴承代号30313 B = 23mm轴径？80端采用两个圆柱滚子轴承

19、代号N216E B=26伽键的选择：I轴选择普通平键规格：b x h=10x 8 l=60II轴选择花键规格：N x dx DX B= 8X 50x 56x 10III轴选择普通平键规格：bx h=25x 14 l=100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。四、主轴.传动组及相关组件的验算4.1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超过±10（倂_1）%，即标汽转速丹本设计中公比为1.58，所以仝堂I轴：_二=1440x 100 =631.2r/min- 228631.02 630630100 % =0.1

20、7 % <5.8 %符合要求i=250.6 250250|100 % =0.05 % <5.8 %符合要求1.53时:=630x 38=401.25r/min60401.25 400400100 % =0.35 % <5.8 %符合要求II 轴：i=二时：=630x 28 =250.6r/min70i= 时:i=630x 49 =630r/min头49633 630630100 % =0<5.8 %符合要求m轴：i=i时:50. =630 x 50 =630r/min50630 630630100 % =0<5.8 %符合要求i=-时:420:验：=250x 一

21、=65r/min 丸8065 6363100 % =1.24 % <5.8 %符合要求每根轴的转速误差均在允许的范围内，因此总体传动符合要求4.2齿轮的应力验算(1) 在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿 轮进行接触应力和弯曲应力计算。I轴上的最小齿数齿轮比较危险，为校核对象(Z= 28)10)知验算公式如下:由文献公式(9)、,20R8xlO接触应力验算公式为Zmrf.=弯曲应力验算公式为式中：电动机功率)X.从电动机到计算齿轮的传动效率n =0.96传递的额定功率：N=n% = 0.96瓜务 384kw计算转速nj = 630r/min ,初算的齿轮模数

22、 m= 2.5,齿宽B = 24mm小齿轮齿数Z = 28 ,大齿轮与小齿轮齿数之比，外啮合取正值：|匸=70 二 2.528寿命系数心二心心心兀,工作期限系数齿轮在中型机床工作期限内的总工作时间：Ts取 15000 h同一变速组内的齿轮总工乍时间T丄广二5000h齿轮的最低转速二=710r/min基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取取用=6几弯曲载荷取，弯曲载荷时，对正火、调质时按接触应力计算时,按弯曲应力计算时,_ 1615000'T _ J 10Kt =60X160X50002X106=1.57由文献4表2-6，转速变化系数接触载荷取；. =

23、0.85,弯曲载荷时取= 0.95由文献4表2-7，功率利用系数接触时取卜® =0.58，弯曲时取l<r： - 0.98.由文献42表2-8，材料强化系数接触时取 =0.60，弯曲时取总門二0.75.所以,接触时':弯曲时h' i".考虑载荷冲击的影响，中等冲击时工作状况系数取J". = 1nn 71X10001000= 10003.14 -由文献4表4-5，齿向载荷分布系数：瓦 =1由文献 表1,查得齿型系数丫=0.408 由文献4表4-7可查得，许用接触应力:匸=600Mpa许用弯曲应力岚 厂肿'"由以上数据带入公式验算

24、:ii xlxl.Sxlx xS ,&4=516.4Mpa< j=600Mpa=53.5Mpau,J- 一二订尸经验算知，所选齿轮合格。（2）在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力计算。II轴上的最小齿数齿轮比较危险，为校核对 象。（Z= 20）由文献 公式（9）、（ 10）知验算公式如下：% = 讣；（咽）S眄接触应力验算公式为：饷 ' 也弯曲应力验算公式为式中：电动机功率Nd = 4kv从电动机到计算齿轮的传动效率：n =0.96 1传递的额定功率:N=n - = 0.96W -z ! -3.76计算转速 円=250

25、r/min ， 初算的齿轮模数 m= 3 （ mrh齿宽，B= 24mm小齿轮齿数Z = 20大齿轮与小齿轮齿数之比，外啮合取正值:80寿命系数 只广R莎£兰匚，工作期限系数20齿轮在中型机床工作期限内的总工作时间：Ts取 15000 h同一变速组内的齿轮总工作时间：T丄7500h齿轮的最低转速二=250r/min 基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取 ：一 弯曲载荷取 匚"八产疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取朋=3，弯曲载荷时，对正火调质时取州=6按接触应力计算时,=2.62按弯曲应力计算时,=2.12由文献4表2-6，转速变化系数接触载荷取卜=0.85，弯曲载荷时取

26、二. = 0.95由文献4表2-7，功率利用系数接触时取0.58，弯曲时取 底4一0.98.由文献42表2-8，材料强化系数接触时取0.60，弯曲时取| = 0.75.所以，接触时 - _，弯曲时哄厂I -考虑载荷冲击的影响，中等冲击时工作状况系数取 宀=1it箕伞OD幵f_V =厂 =1.256 - 由文献4表4-4，动载荷系数：亠=1.2 由文献4表4-5，齿向载荷分布系数：.=1由文献 表1,查得齿型系数：丫=0.438由文献4表4-7可查得，许用接触应力:8j二600Mpa许用弯曲应力：九=2 20Mpa由以上数据带入公式验算：u, C2.51 XI. r , 小小小.” =559.5

27、Mpa< j = 600Mpa=191<11?511.25<15<1.»)(762BK31 X2-X0 33X40C-=149.6Mpa '.J-八'1-经验算知，所选齿轮合格(3) 在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿 轮进行接触应力和弯曲应力计算。III轴上的最小齿数齿轮比较危险，为校核对象(Z= 50)由文献 公式(9)、( 10)知验算公式如下：& » 2088 xl°B JS+D昵臥%如 £ <J 1接触应力验算公式为：加回弯曲应力验算公式为:式中：电动机功率N

28、d = 4kw从电动机到计算齿轮的传动效率：n = 0.96 曲卅於护'传递的额定功率：N= n - = 0.96匸耳 丁 只 丫 - i.'jS计算转速 円=100r/min ，初算的齿轮模数 m = 3 (mrh，齿宽 B = 24mm小齿轮齿数Z = 50，大齿轮与小齿轮齿数之比，外啮合取正值:二50二i寿命系数，工作期限系数50齿轮在中型机床工作期限内的总工作时间：T s取15000h同一变速组内的齿轮总工乍时间：T 丄 J =15000齿轮的最低转速 门I = 100r/min基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取匚丐弯曲载荷取Co=2xl°"疲劳曲

29、线指数，钢和铸铁件：接触载荷取竺二j，弯曲载荷时，对正 火、调质时取笊=&按接触应力计算时，2.43按弯曲应力计算时,由文献4表2-6，转速变化系数接触载荷取匕= 0.85，弯曲载荷时取h 0.95由文献4表2-7，功率利 用系数接触时取;一 0.58，弯曲时取h 10.98.由文献42表2-8，材料强化系数接触时取0.60，弯曲时取卜I 0.75.所以，接触时一 =-J，弯曲时:，-= _ J.考虑载荷冲击的影响，中等冲击时工作状况系数取： 二1V= 一 丄 0.785 -110091000由文献4表4-4，动载荷系数茎；=1由文献4表4-5，齿向载荷分布系数:短=1由文献表1,查得

30、齿型系数丫=0.444由文献4表4-7可查得，许用接触应力1= 600Mpa许用弯曲应力1籠厂由以上数据带入公式验算:=58.1Mpa< SvJ = 220Mpa经验算知，所选齿轮合格。(4) 根据文献七，考虑齿轮转速，载荷状况，对振动，噪声，使用性能方面的要求，选取齿轮精度等级为七级4.3主轴校核(1).跨距 前后轴承都是圆锥滚子轴承暮-1 + 兔 + 勺=418 I 38tan4-46.5tan 13° 42伽用(2).当量外径-441S(3)作用在主轴上的扭矩，-97400N197400X4X0.96X0.9 =34849Nm100(6)(4)作用在B点上的力为PbxZM

31、ti ZX34S43n十 2292.7°N= 0.5 f = 1146.35(5)作用在D点上的力为2X4549=二 =774.2NIi = 0.5 L?: = 387.21N挠度计算取断面惯性矩I = 2552499% ii=2乂 N/mm，(7)按文献中公式用变形叠加法、向量合成法，计算B点和C点挠度y和yc表4单位：mm挠度坐标方向作用在B 点的力 的挠度作用在D 点的力 的挠度叠加后的挠度合成后的挠度计算值允许值yBx0.0038-0.0086-0.00480.0050.04y0.0019-0.0043-0.0024ycx-0.00130.00350.0220.0050.04y-0.00650.0017-0.0048注：表4中的计算值由公式 计算合成.由表4中的计算结果知，挠度满足要求倾角的计算由文献中的公式叠加合成计算的倾角A , B, C, D计算结果如下表：表5单位： rad倾角坐标作用B点上 的力产生 的倾角作用B点上 的力产生 的倾角叠加倾角合成后的倾角计算值允许值Ax0.00001-0.00001000.0006y0.00005-0.000050Bx0.0000970.000040.0001370.000150