1、 哈爾濱理工大學機械系統設計課程設計 哈 爾 濱 理 工 大 學課 程 設 計 題 目： 分級變速主傳動系統設計 院、 系： 機械動力工程學院 姓 名： 蘭健 指導教師： 戴野 系 主 任： 段鐵群 2016年 9月 1日分級變速主傳動系統設計摘 要設計機床的主傳動變速系統時首先利用傳動系統設計方法求出理想解和多個合理解。分級變速是指傳動鏈執行件的輸出速度（或轉速）在一定的范圍內分級變化，即在變速范圍內輸出一組速度值。本設計中分級變速傳動系統采用滑移齒輪實現傳動變速。根據數控機床主傳動系統及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯分級調速主傳動系統的設計原理和方法。從主傳動系統結構網入手，通過查

2、詢有關工程手冊，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數和動力參數。本說明書著重研究機床主傳動系統的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數并且以主軸箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統的變速方案，以獲得最優方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，所用齒輪齒數的設計方法是查表法，計算法麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統中三聯滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制主要零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞 主傳動系統；分級變速；工程手冊；展開圖；剖視圖目 錄摘要 一課程設計的目的 .1二. 課程設計的題目、主要

3、技術參數和技術要求.2三.運動設計.3四.動力計算.7五. 主要零部件的選擇.16六.校核.17結束語.22參考文獻.23I一課程設計的目的機械系統課程設計課程設計是在學完本課程后，進行的一次綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的

4、目的。通過設計，使學生獲得機械系統基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統設計創造一定的條件。 二課程設計題目、主要技術參數和技術要求2.1 課程設計題目和主要技術參數題目26：分級變速主傳動系統設計技術參數：Nmin=35.5r/min；Nmax=560r/min；Z=9級；公比為1.41；電動機功率P=3KW；電機轉速n=1430r/min2.2 技術要求(1). 利用電動機完成換向和制動。(2). 各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構。(3). 進給傳動系統采用單獨電動機驅動。三運動設計3.1 運動參數及轉速圖的確定（1）執行軸的轉速范圍。Rn=15.77（2）確定

5、轉速數列。首先找到35.5r/min、然后每隔5個數取一個值（1.41=1.066），故得出主軸的轉速數列為：35.5 r/min、50 r/min、71 r/min、100 r/min、140 r/min、200 r/min，280 r/min，400 r/min，560r/min共9級。（3）確定結構式。因為Z=9級，根據“前多后少” , “前慢后快” , “前密后疏”,“升2降4”的原則，可分解為：Z=31×33。這種結構式可以使傳動組結構緊湊，再設計時不至于使整體結構過大。（4）確定結構網。根據“前多后少” , “前慢后快” , “前密后疏”,“升2降4”的原則,選取傳動方案

6、Z=31×33,對極限變速范圍進行驗算，易知第一擴大組的變速范圍r1X1 (P1-1)=1.416=7.858，符合“升2降4”原則，其 結 構 網 如圖所示。 圖1 9=31×33結構網（5）繪制轉速圖。根據“抓兩端、連中間”的原則，先從輸出軸向前設計，再從輸入軸向后設計，最后設計和安排中間部分傳動件的傳動比，繪制轉速圖。由后向前設計，在第一擴大組中，根據“升2降4”原則有，降速傳動副的傳動比ib1=,升速傳動副的傳動比ib2=，即第一擴大組的變速范圍rb=。因此軸的3級轉速為固定值，分別為140r/min，200r/min，280r/min。由前向后設計。先考慮選擇電動

7、機。在無特殊性能要求時，多采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。根據所需功率選定電動機型號，由手冊查得，電動機型號為Y100L2-4，額定功率3KW，同步轉速nd=1500r/min。電動機至軸采用皮帶傳動，由于電動機至軸之間的皮帶傳動副降速傳動比1/2，如直接從電動機傳至軸速度從1430r/min降至400r/min，降速傳動比i1/2，導致大帶輪尺寸過大，不利于機械系統運動與動力的傳遞。故在軸與軸之間增加一級定比降速傳動。故傳動軸數為5根軸。連接中間環節。并且補充缺少的傳動線，標注各傳動副的傳動比，檢查軸號，轉速值和單位，繪出完整的轉速圖。 圖2 系統轉速圖 （6） 繪制傳動系統圖。

8、根據系統轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統圖如圖： 圖3 主傳動系統圖（7） 齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求Zmin17,以防產生根切現象，并且考慮到套裝在軸上的小齒輪齒根圓到其輪轂鍵槽深處的最小尺寸應大于基圓齒厚，以防止輪轂斷裂。齒數和Sz100120，通常選用SZ=70100齒。根據各變速組公比，查表可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表：表1 齒輪齒數傳動比基本組第一擴大組定比組1:1.411:21:2.792：11:1.411：41：1.8齒數30 42 24 48 19 5366 33 4158 20792646圖4 配齒后的轉速圖 (8)驗算執行軸的轉速誤差。實際

9、傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1),即 對Nmax=560r/min，Nmax=1430×100/200×26/46×30/42×66/33=567r/min 則有=1.254.1 因此滿足要求。四動力計算4.1帶傳動設計 1.確定計算功率Pd 查得工況系數Ka=1.1 計算功率Pd=Ka×P=1.1×3=3.3KW2. 選取V帶型號 根據Pd，n1查普通V帶選型圖，可得d=80100mm 初取小帶輪直徑d1： 取 d1=100mm A型V帶3.確定帶輪直徑d1、d2 (1)驗算帶速v =7.49m/s，

10、滿足要求。 (2)確定大帶輪基準直徑d2 d2=200mm (3)計算實際傳動比 當忽略滑動率時：=2 (4)驗算傳動比相對誤差 題目的理論傳動比：=2 傳動比相對誤差：%<5%，合格。 4.定中心距和基準帶長Ld(1) 初定中心距 即210600，取=500mm(2)計算帶的基準長度Ld0 Ld0=1476mm，查機械設計表3.2取標準值Ld=1600mm(3)計算實際中心距a 實際中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=612mm(4) 確定中心距調整范圍 amax=a+0.03Ld=650mm amin=a-0.015Ld=588mm 5.驗算包角 =180-（d-d）/a×

11、57.3=170>120，合格。 6.確定V帶根數Z (1)確定額定功率P0 由機械設計表3.6，并用線性插值法求得P=1.30KW (2)確定各修正系數 由表3.8，得包角系數K=0.98； 由表3.9，得長度系數K=0.99； 由表3.7，得功率增量P0=0.17KW； (3)確定V帶根數Z =2.3根 取Z=3根7.確定單根V帶初拉力F0 查表3.1得單位長度質量q=-0.10kg/m F0=500=120N8. 計算壓軸力 FQ=717N9.帶輪材料 灰鑄鐵，牌號HT2004.2計算轉速的計算 1.確定主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=71r/min。 2.

12、確定各傳動軸的計算轉速。軸共有3級轉速：140 r/min、200r/min、280 r/min。軸在最低轉速140r/min時，經傳動組b中的66/33齒輪副傳動至主軸，得到主軸轉速為280r/min。這個轉速高于主軸的計算轉速nj，在恒功率區間內，因此軸的最低轉速為該軸的計算轉速，即nj=140r/min。同理，可以求得軸和軸的計算轉速分別為nj=400r/min；軸有1級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速nj=715r/min。將各軸計算轉速入表。 表2 各軸計算轉速軸 號 軸 軸 軸軸計算轉速 r/min 715400140713. 確定傳動齒輪的計算轉速。由機械設計知識可知，一對嚙

13、合齒輪只需要校核危險的小齒輪,因此只需求取每個傳動組內，危險小齒輪的計算轉速。傳動組a中的危險齒輪為Z19,傳動組b中的危險齒輪為Z,定比組中的危險齒輪為Z26。Z裝在軸上并具有140、200、280r/min共3級轉速，其中只有280r/min傳遞最大功率，故Z=280 r/min。Z19裝在軸上，只有400r/min傳遞最大功率，故Z=400r/min。依次可以得出齒輪Z26的計算轉速，如表所示。表3 齒輪副計算轉速序號Z19ZZ26計算轉速r/min4002807154.4傳動軸直徑的初定 1.傳動軸輸出功率的計算。 2.各傳動軸扭矩。 3.傳動軸的直徑初定。 傳動軸直徑按扭轉剛度用下式

14、計算： d=91（mm） 式中 d傳動軸直徑（mm） N該軸傳遞的功率（KW） 該軸的計算轉速(r/min) 該軸每米長度的允許扭轉角(deg/m),一般傳動軸取 =0.5。 代入公式，求得各傳動軸最小軸徑如表： 表4 各傳動軸的直徑軸 號軸軸軸最小軸徑mm 2428304.5執行軸軸頸直徑的確定： 執行軸的前軸頸D1尺寸由教材4-9表得到：D1=90mm 后軸頸D2=（0.70.9）D1確定。所以取D2=60mm 初步計算，取當量外徑D=0.5（D1+D2）=75mm執行軸選用階梯狀中空結構，內孔直徑d與當量外徑D之比以不大于0.7為宜。取d=35mm。4.6齒輪模數的初步計算（1） 模數計

15、算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 式中 mj按接觸疲勞強度計算的齒輪模數（mm）； 驅動電動機功率（kW）； 被計算齒輪的計算轉速（r/min）； 大齒輪齒數與小齒輪齒數之比，外嚙合取“+”； 小齒輪的齒數（齒）； 齒寬系數，（B為齒寬，m為模數），； 材料的許用接觸應力（）。 得：基本組的模數mj=4 第一擴大組的模數mj=4 定比組的模數為mj=2.5 選用齒輪精度等級為7級精度。（2） 基本組齒輪計算。基本組齒輪幾何尺寸見下表表5 基本組齒輪幾何尺寸齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3齒數304224481953分

16、度圓直徑1201689619276212齒頂圓直徑12817610420084220齒根圓直徑1101588618266202 齒寬282828282828 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。計算如下： 齒面接觸疲勞強度計算：在驗算變速箱中的齒輪應力時。選相同模數中承受載荷最大的，齒輪最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力驗算。 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 T1主動軸傳遞的轉矩(); K載荷系數，K=; u傳動比，u1，“+”用于外嚙合; d1齒輪分度

17、圓直徑(mm); b齒寬(mm); m齒輪模數(mm); 齒寬系數，=b/d1； Z1齒輪齒數； 彈性系數； 節點區域系數； 接觸強度重合度系數； 齒形系數； 應力修正系數； 彎曲強度重合度系數； 許用接觸應力（MPa）,取=650 Mpa； 許用彎曲應力（MPa），取=275 Mpa；可求得及查取值得：Z=19，u=2.79，m=4mm，b=28mm，nj=400r/min，Kt=1.3， T=66611.25Nmm，Z=，d1t=76mm，ZE=189.8，ZH=2.5，KA=1,Kv=1.1，K=1，K=1，K=KAKvKK=1.1d=71.9mm<76mm,YFa=2.81,Ys

18、a=1.55將上述數據代入公式可求得 =19.34 Mpa 彎曲強度滿足要求。 （3）擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 表6 擴大組齒輪幾何尺寸齒輪Z4Z4Z5Z5Z6Z6齒數663341582079分度圓直徑26413216423280316齒頂圓直徑25412215422270306齒根圓直徑27214017224088324齒寬282828282828按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。可求得及查取值得：Z=20，u=3.95，m=4mm，b=28mm，

19、nj=140r/min，Kt=1.3， T=184860.71Nmm，Z=，ZE=189.8 ZH=2.5，d1t=80mm，KA=1,Kv=1.1，K=1，K=1，K=KAKvKK=1.1，d=75.67mm<80mm,YFa=2.8,Ysa=1.56同理根據基本組的計算，將上述數據代入公式可求得 =48.5Mpa （4） 定比組齒輪計算。定比組齒輪幾何尺寸見下表 表7 定比組齒輪幾何尺寸齒輪Z7Z7齒數2646分度圓直徑65115齒頂圓直徑70120齒根圓直徑58.75108.75齒寬1818按小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪

20、用45鋼，調質處理，硬度229HB286HB，平均取240HB?？汕蟮眉安槿≈档茫篫=26，u=1.77，m=2.5mm，b=18mm，nj=715r/min，Kt=1.3， T=38467.13Nmm，Z=，d1t=65mm，ZE=189.8，ZH=2.5，KA=1,Kv=1.1，K=1，K=1，K=KAKvKK=1.1d=61.48mm<65mm,合格。,YFa=2.6,Ysa=1.58將上述數據代入公式可求得 =22.7 Mpa 彎曲強度滿足要求。五、主要零部件的選擇5.1軸承的選擇軸：根據軸的受力情況，在帶輪運動的過程中，大帶輪的軸端承受壓軸力，產生對軸的彎矩，故大帶輪的軸端部分

21、采用卸荷帶輪及相關結構。則選用結構簡單，主要受徑向載荷，也可承受一定的雙向軸向載荷，摩擦系數小，普通的深溝球軸承。選用2個代號為6005和2個代號為6006的深溝球軸承。軸：代號為6006深溝球軸承軸：前后支承選用深溝球軸承，代號為6206,中間支承處選用代號為6207的深溝球軸承。軸：主軸是傳動系統中最關鍵的部分，既受到徑向力又受到軸向力的作用。為了提高承載能力，執行軸機構的前、后支承多用雙列圓柱滾子軸承或圓錐滾子軸承。執行軸承受的軸向載荷，前支承軸承用雙列圓柱滾子軸承，后支承軸承用圓錐滾子軸承和推力球軸承。選用的圓錐滾子軸承，代號為32015，選用的雙列圓柱滾子軸承，代號為N218E，選用

22、的推力球軸承，代號為51016。5.2鍵連接的選擇 軸：由于鍵聯結是可拆剛性聯結，用于軸和軸上傳動件（如齒輪、帶輪、聯軸器等）之間的聯結，用以傳遞扭矩和運動。所以選擇普通平鍵，代號為鍵 8×12 GB/T 1096-2003軸：由于花鍵軸裝配較方便，并具有較高的承載能力，因此在設計中，不論是安裝滑移齒輪，還是安裝固定齒輪，多選用花鍵軸結構。所選用的花鍵規格為6×26×30×6軸：軸與軸相似，所選花鍵規格為8×42×46×8軸：軸采用平鍵聯結，代號為鍵 25×180 GB/T 1096-20035.3電動機的選擇 選

23、擇Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。由機械設計課程設計附錄2查得：電動機型號為Y100L2-4，額定功率3KW。由附錄3得：安裝尺寸A=160mm，AB=205mm，HD=245mm。六、校核6.1 傳動軸彎曲剛度驗算傳動軸的材料：45鋼1. 計算齒輪的軸向力和圓周力根據第四章，計算出齒輪嚙合時的圓周力和軸向力2. 求兩端支撐處的力（1）水平面內，對軸進行受力分析軸的結構如下圖所示，將軸進行簡化，A B C點為支撐點，D和E點為齒輪與軸接觸點并受力分析，如下圖 計算出支撐點A和B C處的受力大小為 齒輪與軸配合處D，E點的彎矩如下 因此，在水平方向上，B點所受的彎矩最大。（2） 豎直平面

24、內，對軸進行受力分析將軸進行簡化，A和B C點為支撐點，D和E點為齒輪與軸接觸點，在豎直平面內，D點和E點處的力即為齒輪嚙合時所產生的圓周力在軸上的簡化，同時產生轉矩，而此處只需考慮軸的剛度，故只需進行軸的剛度校核。受力分析如下圖根據上面受力圖，計算出豎直平面內的支反力 齒輪與軸配合處D,B點的彎矩如下因此，在豎直方向上，B點所受的彎矩最大。（3）計算出B點的合力矩B點處： （4）剛度校核 通過上面計算可知，此軸在B點所受彎矩最大其中，a=60mm，b=222mm，l=282mm1).轉角剛度校核A處： 軸的材料：選用45鋼，E=2.1×1011N/m2軸的慣性矩帶入公式進行計算取許用轉角 故有，B點處轉角滿足要求。2).許用撓度校核軸上B點彎矩最大，由查機械系統設計課程設計指導表4，一般傳動軸傳動軸許用撓度y=（0.0003-0.0005）l計算得，軸的許用變形量為（0.0003-0.0005）×282mm