机械系统设计课程设计6级变速.doc

哈尔滨理工大学

课 程 设 计

题 目： 机械系统设计课程设计
院 系： 机械设计制造及其自动化
班 级：

分级变速主传动系统设计
摘要

《机械系统设计》课程设计内容有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。
1、理论分析与设计计算：
（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，进行有关动力计算与校核。
2、图样技术设计：
（1）选择系统中的主要组件。
（2）图样的设计与绘制。
3、编制技术文件：
（1）对于课程设计内容进行自我技术经济评价。
（2）编制设计计算说明书。

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，计算转速

目录

一、绪论....................................................4
1.1课程设计目的..........................................4
1.2课程设计内容..........................................4
1.3课程设计题目，主要技术参数和技术要求..................4
二、运动设计................................................6
2.1运动参数及转数图的确定................................6
2.2核算主轴转数误差......................................8
三、动力计算................................................10
3.1.带传动设计..........................................10
3.2.计算转速的计算......................................11
3.3.齿轮模数计算及验算..................................11
3.4.传动轴最小轴颈的初定................................13
3.5.主轴合理跨距的计算..................................14
四、主要零部件的校核.......................................16
4.1齿轮强度、刚度校核...................................16
4.2轴的刚度校核.........................................16
4.3轴承寿命校核.........................................17
总结....................................................19
参考文献................................................19
一、绪论
1.1课程设计的目的
《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。
1.2课程设计的内容
《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。
1.2.1 理论分析与设计计算：
（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。
1.2.2 图样技术设计：
（1）选择系统中的主要机件。
（2）工程技术图样的设计与绘制。
1.2.3编制技术文件：
（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。
1.3课程设计题目、主要技术参数和技术要求
1.3.1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=71r/min；Nmax=710r/min；Z=6级；公比为1.58；电动机功率P=4KW；电机转速n=1440r/min

（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。

第二章 运动设计
2.1运动参数及转速图的确定
2.1.1．转速范围
Rn==710/71=10
2.1.2．转速数列
查[1]表 2.12，首先找到71r/min、然后每隔7个数取一个值，得出主轴的转速数列为71 r/min、112 r/min、180 r/min、180r/min、280 r/min、450r/min，710r/min共6级。
2.1.3．定传动组数
对于Z=6，可分解为：6=3×2。
2.1.4．写传动结构式
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=12=31×23。
写传动结构式：主轴转速级数Z=6. 结构式6=31×23
画结构网：

2.1.5． 画转速图
选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机绘制转速图。
转速图：

传动系统图：

2.2核算主轴转数误差
实际传动比所造成主轴转速误差
，其中为实际转速，n为标准转速。
n=710r/min:
n´=710×(126/256)×(44/44)×（60/600 =708.25r/min
δ=|(708.25-710)/710|=0.176%<5.8%%

因此满足要求。

各级转速误差
n
710
450
280
180
112
误差
0.176%
0.833%
0.446%
1.56%
0.39%

第三章 运动计算
3.1带传动设计
3.1.1 直径计算
小带轮直径选取d=112--140
初取小带轮直径d 取 d=125mm
大带轮直径D：
D== 125×1440/710=254mm
取D=254mm
3.1.2计算带长
初定中心距
0.7(d1+d2)~a0~2(d1+d2)
256.3~ a0 ~758
a0 取600mm.
计算基准长度
L d0=2a0+ /2(d1+d2)+ 2(d2-d1)/4 a0
= 1809 mm
由表3.2得Ld =1800mm
初取中心距 取a=600mm
a = a0 +( Ld+ L d0 )
=600+(1800-1809)/2
=591mm
3.13计算齿轮齿数
（1）查机械系统设计书 表3-1基本组齿数：
基本组：
Z1=25 ，Z1′=63 Z2=44， Z2′=44 Z3=34， Z3′=54
扩大组：
Z4=60， Z4′=60 Z5=24， Z5′=91

3.2计算转速的计算
（1）执行轴的计算转数：
＝112.18r/min 取112 r/min
I轴：计算转数=710 r/min，II轴：计算转数=280r/min ，
（2）最小齿轮的计算转速如下:
N25=710, N24=355,
选用齿轮精度为7级精度 .

3.3.齿轮模数计算及验算
（1）计算齿轮模数
45钢，整体淬火，[σj]=585MPa；
按简化的接触疲劳强度公式计算m
mj=16338mm
mj——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；
Nd——驱动电动机功率（kw）；
nj——被计算齿轮的计算转速（r/min）
①u=63/25 =3.96; nj =710r/min
mj=16338=2.7mm，取m1=3mm
②u=79/20 =3.95; nj =355r/min
mj=16338=3.83mm，取m2=4mm;

（2）计算齿轮分度圆及尺宽
d1=m1z1=3×25=75mm d1′= m1z1′=3×63=189mm
d2=m1z2=3×44=132mm d2′= m1z2′=3×44=132mm
d3=m1z3=3×34=103mm d3′= m1z3′=3×54=162mm
d4=m2z4=4×60=240mm d4′= m2z4′=4×60=240mm
d5=m2z5=4×24=96mm d5′= m2z5′=4×96=384mm
B1、2、3=ψmm=8x3=24mm；
B4、5=ψmm=8x4=32mm；

表3-3 基本组齿轮几何尺寸

齿轮
齿数
分度圆直径
齿宽
Z
25
75
24
Z
63
189
24
Z
44
132
24
Z
44
132
24
Z
34
103
24
Z
54
162
24

表3-4 扩大组齿轮几何尺寸
齿轮
Z
Z
Z
Z
齿数
60
60
24
96
分度圆直径
240
240
96
384
齿宽
32
32
32
32

带轮设计
计算公式：Ld0≈2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0
（1）确定计算功率:
P=4kw,K为工作情况系数，查表取K=1.1，pd=kAP=1.1x4=4.4kw
（2）选择V带的型号:
根据pd,n1=1440r/min查表选择A型V带 d1=90mm
（3）确定带轮直径d1,d2
小带轮直径d1=90mm
验算带速v=πd1n1/(60x1000)= πx90x1440/(60x1000)=6.78m/s
动轮直径d2=n1d1/n2=1440x90/710=182.5mm取d2=180mm
计算实际传动比i=d2/d1=180/90=2
相对误差:
︱（i0-i）/i0︱=︱(2.03-2)/2︱=1.5%<5% 合格
（4）定中心矩a和基准带长Ld
[1]初定中心距a0
0.7(d1+d2)a02(d1+d2))
189a0540取ao300mm
[2]带的计算基准长度
Ld0≈2x300+ π(90+180)/2+(180-90)2 /（4x300）
≈1030mm
查[1]表3.2取Ld0=1000mm
[3]计算实际中心距
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(1000-1030)/2=285mm

[4]确定中心距调整范围
amax=a+0.03Ld=300+0.03x1000=315mm
amin=a-0.015Ld=300+0.015x1000=270mm
（5）验算包角:
1=180°-（d2-d1）x57.30/a=180°-(180-90) x57.30/300=161.9>120
所以合格
（6）确定V带根数：
确定额定功率：P0
由查表并用线性插值得P01.07kw
查表得功率增量ΔP0=0.17kw
查表得包角系数K=0.95
查表得长度系数Kl=0.89
确定带根数：
ZPd/(P0+ΔP0)KKl=4.4/[(1.07+0.17)x0.95x0.89]=4.19取Z=5

3.4.传动轴最小轴颈的初定
（1）传动轴轴径初定
Ⅰ轴：P=4kw×0.96=3.84kw,n=710r/min,=0.8带入公式：
=26.36mm,圆整取d=28mm
Ⅱ轴：p=3.84kw×0.97=3.73,n=280r/min,=0.8
=33.26mm,圆整取d=35mm
（2）主轴轴颈直径确定：
查表4-9,按差值法选择主轴前端直径D1=90mm,后端直径D2=0.8×90mm=72mm
材料：45钢。热处理：调质
主轴悬伸量：a/D=1.25~2.5 D= (D1+ D2)/2=81mm
a=(1.25~2.5)D1=(1.25~2.5)×90=112.5~225mm 取a=120mm

3.5.主轴合理跨距的计算
设机床最大加工回转直径为φ=400mm,电动机功率P=4kw，
主轴计算转速为n=112r/min
已选定的前后轴径为 ：d1=90mm，d2=72mm
定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。

轴承刚度，主轴最大输出转矩：
T=9550=9550×3.62÷112=308.66N.m设该车床的最大加工直径为400mm。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240mm，故半径为0.12m；

切削力（沿y轴） Fc=308.66/0.12=2572.16N
背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1236.08N
总作用力 F==2853.75N
此力作用于工件上，主轴端受力为F=2853.75N。
先假设l/a=1.2，l=1.2a=144mm。前后支承反力RA和RB分别为
RA=F×=2853.75×=6561.5N
RB=F×=3579×=2982.5N
根据《机械系统设计》得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 2052.26 N/ ；KB= 1667.45 N/；≈1.23
主轴的当量外径de=(60+48)/2=54mm，故惯性矩为
I=384.7×10-8 m4
η===0.123

查《机械系统设计》图 得 =1.2，与原假设接近，所以最佳跨距=100×1.2=120mm
合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=180mm。

主要零部件选择
1电动机的选取
转速n=1440r/min， 功率P=4KW，选用Y系列三相异步电动机。
2 轴承的选择
（1）执行轴轴承的选择：
考虑到结构简单，精度不高，采用推力轴承配置在后支撑两侧的配置形式，前支撑用双列圆柱滚子轴承，后支撑用圆锥滚子轴承与推力球轴承配合，使结构调整方便。
前端双列圆柱滚子轴承NN3013K,后端32208，51209各一个
（2）传动轴轴承的选择：
I轴：与带轮靠近段安装深沟球轴承代号6208，另一边安装深沟球轴承代号6207。
Ⅱ轴：深沟球轴承代号6208，6208
3键的选取
I轴：安装带轮处选平键：键8×63；
安装齿轮处选择花键： 8х32х36х6
Ⅱ轴：花键：8×42×46×8
执行轴（Ⅲ轴）：安装齿轮选择平键：键16×200

四、主要零部件的校核

4.1齿轮强度、刚度校核
接触应力验算：

接触应力验算公式为：
σH=ZEZHZε≤[σH]
基本组各数据查表计算：
ZЕ=189.8，ZН=2.5，Zε=0.77，εα=1.7
K=KАKνKαKβ=1.21
T1=9.55х1000000х4/710=53800N·mm
因此：бН=269.46MPa≤585MPa满足接触应力条件
同理：第一扩大组各数据查表计算：
ZЕ=189.8，ZН=2.5，Zε=0.77，εα=1.7 ，K=KАKνKαKβ=1.21
T2=193600N·mm
因此：бН=554.23MPa≤585MPa ，满足接触应力条件。
齿轮的弯曲疲劳强度校核：

弯曲应力验算公式为

基本组各数据查表：
T1=53800N·mm， K= K=KАKνKαKβ=1.21, μ=76/23=3.3，
Фd=b/d=24/69=0.35， Z1=23， YFa1=0.416,Yε=0.69,YSa1=1.77
查图5.23：YSa1=1.59，
因此：бF1=11.89MPa≤[бF]=267.52MPa 满足弯曲疲劳条件。
同理：第一扩大组各数据查表得：
T1=193600N·mm， K= K=KАKνKαKβ=1.21, μ=76/23=3.95，
Фd=b/d=31.5/90=0.35， Z1=20， YFa1=0.395,Yε=0.69,YSa2=1.59
因此：бF1=15.92MPa≤[бF]=344.86MPa 满足弯曲疲劳条件。
静强度校核：传动平稳，无严重过载，股不需要静强度校核。
4.2轴的刚度校核
（一） Ⅱ轴刚度校核
（1）П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：:

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：=0.025；=0.082；=0.130；
=0.206；=0.098；=0.045。
合成挠度 =0.247
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。
4.3轴承寿命校核
由П轴最小轴径可取轴承为6208深沟球轴承,ε=3；P=XFr+YFa， X=1，Y=0。
对Ⅱ轴受力分析
得：前支承的径向力Fr=2786.38N。
由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=50739.55h≥[L10h]=15000h
轴承寿命满足要求。
（三）润滑与密封
主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。
主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：
1）密封圈——加密封装置防止油外流。
2）疏导——在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。

总结
1、本次课程设计是针对《机械系统设计》专业课程基础知识的一次综合应用设计，设计过程应用了《机械制图》、《机械原理》、《工程力学》等。
2、本次课程设计充分应用了以前所学习的知识，并应用这些知识来分析和解决实际问题。
3、本次课程设计进一步掌握了一般设计的设计思路和设计切入点，同时对机械部件的传动设计和动力计算也提高了应用各种资料和实际动手的能力。
4、本次课程设计进一步规范了制图要求，掌握了机械设计的基本技能。
5、经过了两周的课程设计，使我们对课本的知识有了更深一步的了解，以前不懂的知识也在这次课程设计中加深了巩固。尤其对分级变速主传动系统的一系列设计过程有很深的感触。一步一步的进行设计，其中遇到了很多困难，但经过努力都一点点的解决了，通过这次的设计不仅锻炼了自己的能力，也为以后的工作打下了基础。

参考文献
【1】、段铁群 主编 《机械系统设计》 科学出版社 第一版
【2】、于惠力 主编 《机械设计》 科学出版社 第一版
【3】、赵九江 主编 《材料力学》 哈尔滨工业大学出版社 第一版
【4】、于惠力 主编 《机械设计课程设计》 科学出版社