哈爾濱理工大學《機械系統(tǒng)設計》課程設計指導書
分級變速主傳動系統(tǒng)設計
摘 要
本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。
關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計；傳動副；結構網；結構式；齒輪模數，傳動比
24
目 錄
摘 要 I
第1章 緒論 1
1.1 課程設計的目的 1
1.2 課程設計的內容 1
1.2.1 理論分析與設計計算 1
1.2.2 圖樣技術設計 1
1.2.3 編制技術文件 1
1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求 2
第2章 運動設計 3
2.1 運動參數及轉速圖的確定 3
2.2 確定各變速組齒輪傳動副齒數 5
2.3 核算主軸轉速誤差 5
第3章 動力計算 7
3.1 帶傳動設計 7
3.2 計算轉速的計算 8
3.3 齒輪模數計算及驗算 9
3.4 齒輪分度圓直徑的計算 10
第4章 主要零部件的選擇 12
4.1 電動機的選擇 12
4.2 軸承的選擇 12
4.3 變速操縱機構的選擇 12
第5章 校核 13
5.1 齒輪校核 13
5.2 軸的校核 15
第6章 結構設計及說明 16
6.1 結構設計的內容、技術要求和方案 16
6.2 展開圖及其布置 16
結論 16
參考文獻 16
致謝 16
第1章 緒論
1.1 課程設計的目的
《機械系統(tǒng)設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。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(yè)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(tǒng)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(tǒng)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目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)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(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。
1.2 課程設計的內容
《機械系統(tǒng)設計》課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。
1.2.1 理論分析與設計計算
（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。
（2）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。
（3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。
1.2.2 圖樣技術設計
（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。
（2）工程技術圖樣的設計與繪制。
1.2.3 編制技術文件
（1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。
（2）編制設計計算說明書。
1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求
1.3.1 課程設計題目和主要技術參數
題目19：分級變速主傳動系統(tǒng)設計
技術參數：Nmin=50r/min；Nmax=280r/min；
Z=4級；公比為1.78；電動機功率P=4kW；電機轉速n=1440r/min
1.3.2 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(tǒng)采用單獨電動機驅動。
第2章 運動設計
2.1 運動參數及轉速圖的確定
2.1.1 轉速范圍
Rn===5.6
2.1.2 轉速數列
查《機械系統(tǒng)設計》表2-9標準數列表，首先找到50r/min，根據φ=1.78，得出主軸的轉速數列為50r/min、90r/min、160r/min、280r/min共4級。
2.1.3 確定結構式
對于Z=4可分解為：Z=21×22
2.1.4 確定結構網
根據“前多后少”，“先降后升”，前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22,其結構網如圖2-1。
圖2-1結構網
2.1.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖
（1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。
（2）繪制轉速圖，如圖2-2所示：
圖2-2轉速圖
（3） 畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：
圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖
1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)
軸最小齒數和:Szmin>(Zmax+2+D/m)
2.2 確定各變速組齒輪傳動副齒數
1、Sz100~120,中型機床Sz=70~100
2、直齒圓柱齒輪Zmin18~20
3、齒數確定：
基本組：
ia1= Za1/Za1′=1, ia2= Za2/Za2′=1/;所以最小的齒數應該在Za2中，
由文獻查得：Sz=70，公比1.78，所對應的齒數為25.
Za2=25；Za2′=45；Sz=70；由此可得：Za1= Sz ×ia1 /（1+ ia1）=35，Za1′=35
驗算：
Zmin= Za2=25＞18-20，Sz=70≤70-100；Za2′- Za1′=10＞4，滿足要求。
第一擴大組：
ib1= Zb1/Zb1′=1 ；ib2= Zb2/Zb2′=1/2；所以最小的齒數應該在Zb2中，由文獻得：
Zb2=18，Zb2′=64；Sz=80；由此可得：Zb1= Sz ×ib2/（1+ib2）=40，Zb1′=40
驗算：Zmin= Zb2=18≥18-20，Sz=80＜100-120，Zb2′- Zb1′=21＞4，滿足要求。
定比傳動：
ic= Zc/Zc′=1/2；取 Zc=19，Zc′=61
表2-1 齒輪齒數
傳動比
基本組
第1擴大組
第2擴大組
1:1
1:1.78
1:1
1：3.56
1:3.56
代號
齒數
35
35
25
45
40
40
18
64
19
61
2.3 核算主軸轉速誤差
實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即
〈10(-1)％=7.8%
對Nmax=280r/min，實際轉Nmax=1430××××=275r/min
則有=1.78％〈7.8％
因此滿足要求。
同理，根據計算得出其他各組的數據如下表：
表2-2 轉速誤差分析表
n
280
160
90
50
n′
275
153
86
48
誤差
1.78％
4.58％
4.44％
4％
所有計算結果都小于7.8％，因此不需要修改齒數。
第3章 動力計算
3.1 帶傳動設計
輸出功率P=4kw,轉速n1=1430r/min,n2=890r/min
3.1.1 確定計算功率
按最大的情況計算P=4kw，K為工作情況系數，查[1]表3.5. 取K=1.0
pd=kAP=1.0×4=4kw
3.1.2 選擇V帶的型號:
根據pd,n1=1430r/min參考[1]圖表3.16及表3.3選小帶輪直徑，查表選擇A型V帶 d1=100mm
3.1.3 確定帶輪直徑d1,d2
小帶輪直徑d1=100mm
驗算帶速v=πd1n1/(60×1000)=×100×1430/(60×1000)=7.49m/s
從動輪直徑d2=n1d1/n2=1430×100/890=160.7mm取d2=160mm
計算實際傳動比i=d2/d1=160/100=1.6
3.1.4 定中心矩a和基準帶長Ld
[1]初定中心距a0
0.7(d1+d2)a02(d1+d2))
182a0520取ao=300mm
[2]帶的計算基準長度
Ld0≈2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0
≈2×300+(100+160)/2+(160-100)2/4×300≈1011mm
查[1]表3.2取Ld0=1000mm
[3]計算實際中心距
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(1011-1000)=311mm
[4]確定中心距調整范圍
amax=a+0.03Ld=311+0.03×1000=741mm
amin=a-0.015Ld=311-0.015×1000=296mm
3.1.5 驗算包角
1=1800-（d2-d1）/a×57.30=1800-(160-100)/311×57.30=1690>1200
3.1.6 確定V帶根數：
確定額定功率：P0
由查表并用線性插值得P0=0.15kw
查[1]表37得功率增量P0=0.13kw
查[1]表38得包角系數K=0.99
查[1]表3得長度系數Kl=0.81
確定帶根數：Z=P/｛（P+△P）×K×K｝
=4/(1.05+0.13)×0.99×0.81=4.22取Z=5
3.2 計算轉速的計算
3.2.1 主軸的計算轉速
由《機械系統(tǒng)設計》表3-2中的公式
＝50 ＝60.6r/min
取計算轉速為50r/min
3.2.2 傳動軸的計算轉速
I軸：890r/min
II軸：500—890 r/min
III軸：160—890 r/min
IV軸：50—280 r/min
3.2.3 確定各傳動軸的計算轉速。
由機械設計知識可知，一對嚙合齒輪只需要校核危險的小齒輪，因此只需求出危險小齒輪的計算轉速，可求得其余兩對嚙合齒輪中危險齒輪的計算轉速，各計算轉速如表3-1
表3-1 各軸計算轉速
軸號
I軸
II 軸
III 軸
IV 軸
計算轉速 r/min
890
500
160
50
3.2.4 確定齒輪副的計算轉速
表3-2 齒輪副計算轉速
序號
Z1
Z2
Z3
Z4
Z5
nj
890
890
500
500
160
3.3 齒輪模數計算及驗算
3.3.1 計算各傳動軸的輸出功率
3.8(kw)
3.65(kw)
3.51(kw)
3.37(kw)
3.3.2 軸徑設計及鍵的選取
軸一：,n1=890r/min,取帶入公式：
有，d=23.88mm,圓整取d=24mm
選花鍵：
軸二：：,n2=500r/min，取帶入公式：
有，d=27.31mm,圓整取d=30mm
選花鍵：
軸三：,n3=160r/min，取帶入公式：
有，d=35.96mm,圓整取d=36mm
選花鍵：
主軸：
為了提高主軸抗震性,采用兩支承,以前支承為主.由結構要求，查表選擇主軸
前端直徑，后端直徑=0.8×80=64mm
軸承內徑：d/D0.7 d0.7(80+64/2)=50.4 取d=50mm
對于普通車床，主軸內孔直徑,故本例之中，主軸內孔直徑取為 d=24mm。前后軸承選用NN3000k系列雙列圓柱滾子軸承，材料為45鋼。熱處理：調治Hre22-28
主軸懸伸量：a/D1=1.25--2.5 a=(1.25—2.5)D1= (1.25—2.5) x(80+ 64/ 2)
=90—180，取a=120mm。
3.3.3 模數計算
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，即可得各組的模數，按接觸疲勞計算齒輪模數m
P—驅動電動機功率
u---大齒輪與小齒輪齒數比
Z1--小齒輪齒數
m----齒寬系數 m=B/m=6-10,取m=8
nj----計算齒輪的計算轉速
[]---許用接觸應力 []=650mpa
I-II軸: m=8 ；Z小 =25 ；u=1.78；nj=890r/min
mj=16338 3=2.6 取m1=3
II-III軸: m=8 ；Z小 =19；u=3.17；nj=500r/min
mj=16338 3=3.52 取m2=4
III-IV軸: m=8 ；Z小 =19；u=3.17；nj=160r/min
mj=16338 3=4.12 取m3=5
3.4 齒輪分度圓直徑的計算
I軸-II軸:
d1=m1z1=3×25=75mm
d1′=m1z1′=3×45=135mm
d2=m1z2=3×35=105mm
d2′=m1z2′=3×35=105mm
B=m=8×3=24mm
h=2.25m=2.25×3=6.75mm
II-III軸:
d3=m2z3=4×19=76mm
d3′=m2z3′=4×61=244mm
d4=m2z4=4×40=160mm
d4′=m2z4′=4×40=160mm
B=m=8×4=32mm
h=2.25m=2.25×4=9
III-IV軸:
d5=m3z5=5×19=95mm
d5′=m3z5′=5×61=305mm
B=m=8×5=40mm
h=2.25m=2.25×5=11.25
第4章 主要零部件的選擇
4.1 電動機的選擇
轉速n＝1430r/min，功率P＝4kW
選用Y系列三相異步電動機。
4.2 軸承的選擇
I軸：與帶輪靠近段安裝深溝球軸承6007，另一端安裝深溝球軸承6006
II軸：靠近帶輪一側安裝深溝球軸承6007，中間安裝深溝球軸承6007，后端安裝深溝球軸承61908
III軸：安裝深溝球軸承6007兩個。
IV軸：主軸是傳動系統(tǒng)中最關鍵的部分，既受到徑向力又受軸向力的作用，所以選用圓錐滾子軸承32209和雙列圓柱棍子軸承NN30212。
4.3 變速操縱機構的選擇
選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯滑移齒輪和二聯滑移齒輪。
第5章 校核
5.1 齒輪校核
各齒輪參數如表5-1所示：
表5-1齒輪參數表
齒數Z
模數m（mm）
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒寬B
I軸
25
3
75
81
67.5
24
35
3
105
111
97.5
24
II軸
45
3
135
141
127.5
24
35
3
105
111
97.5
24
19
4
76
84
66
32
40
4
160
168
150
32
III軸
61
4
244
252
234
32
40
4
160
168
150
32
19
5
95
105
82.5
40
IV軸
61
5
305
315
292.5
40
1、一軸到二軸的小齒輪從上表可知齒數為25
接觸應力計算：
彎曲應力驗算公式為：
式中N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=4kW;
-----計算轉速（r/min）;
m-----初算的齒輪模數（mm）, m=3（mm）;
B----齒寬（mm）;B=24（mm）;
z----小齒輪齒數；z=25;
u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=1.78;
-----壽命系數；
=
----工作期限系數；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉速（r/min）, =890（r/min）
----基準循環(huán)次數，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉速變化系數，取=0.60
----功率利用系數，取=0.78
-----材料強化系數， =0.60
-----工作狀況系數，取=1.1
-----動載荷系數，查圖10-8得，取=1.2
------齒向載荷分布系數，查10-4得，=1.1
Y------齒形系數，查表10-5得，Y=2.62；
----許用接觸應力（MPa），取=650 Mpa；
---許用彎曲應力（MPa），取=275 Mpa；
根據上述公式，可求得及查取值可求得：
=639Mpa
=141 Mpa
2、二軸到三軸的小齒輪從上表可知為齒數為19。
查設計手冊可得以下數據：
Z=19，=0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=4，=450；
T=Ts/P=15000/3.65=4110h
接觸應力：
N=3.65KW [為傳遞的額定功率（KW）]
將以上數據代入公式可得
=985Mpa＜1200Mpa
彎曲應力：
將以上數據代入公式可得
=87 Mpa160Mpa
3、III軸到主軸最小齒輪從上表可查
Z=19，=0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=4，=280
T=Ts/P=15000/3.51=4273h
接觸應力：
N=3.51KW
將以上數據代入公式可得
=1033Mpa＜1200Mpa
彎曲應力：
將以上數據代入公式可得
=93Mpa160Mpa
5.2 軸的校核
主軸的前端部撓度
主軸在前軸承處的傾角
在安裝齒輪處的傾角
Da=1.07×23
I=Πd=1460782mm
F
F
F
由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算
F=9250N
將其分解為垂直分力和水平分力，根據公式
可得F F
M
M
M
主軸載荷圖如圖5-1所示：
圖5-1 主軸載荷圖
由上圖可知如下數據：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm
計算（在垂直平面）
,,
，，
，，
計算（在水平面）
,,
，，
，，
合成：
第6章 結構設計及說明
6.1 結構設計的內容、技術要求和方案
設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。
主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。
精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。
主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：
1、布置傳動件及選擇結構方案。
2、 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。
3、 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。
6.2 展開圖及其布置
展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。
軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。
總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。
齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。
結論
分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，由于本人水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設計和校核，有許多地方處理不夠妥當，因為沒有接觸過生產實際，所以可能有的地方存在錯誤，希望老師多提寶貴意見。
經過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，對于機械類的書籍，軟件的使用能力得到了提升，并且對設計工作有了更深入的認識，在同學們一起進行設計任務的過程中，不僅增進了友誼，而且對于課程設計的課題有了更深的理解。在設計過程中，得到王仲文老師的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝。
參考文獻
【1】候珍秀.《機械系統(tǒng)設計》.哈爾濱工業(yè)大學出版社，修訂版；
【2】于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版
【3】戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社
【4】戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版
【4】趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版
【6】鄭文經 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版
【7】于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社
致謝
在課程設計過程中，感謝很多同學的幫助和指點，感謝院系各位老師多年來的諄諄教誨，感謝他們默默的栽培我。
這次的課程設計是在王仲文老師和丁艷艷老師的親切關懷和悉心指導下完成的。從課題的選擇到項目的最終完成，老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，在此，謹向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意！。
此外，在課程設計過程中，也得到了其他同學的幫助，有關軟件方面的一些技能不足得到了同學的大力幫助，設計任務一直在很好的氛圍中進行，在這里，也向他們表示真誠的感謝！
再次向此次課程設計中所有幫助過我的人表示感謝。