X X 大学课程设计题目：分级变速主传动系统设计学院：姓名：指导教师：系主任：目录第1章绪论 (1)1.1 课程设计的目的 (1)1.2 课程设计的内容 (1)1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 (2)第2章运动设计 (3)2.1 运动参数及转速图的确定 (3)2.2 核算主轴转速误差 (5)第3章动力计算 (6)3.1 带传动设计 (6)3.2 计算转速的计算 (7)3.3 齿轮模数计算及验算 (7)3.4 传动轴最小轴径的初定 (10)3.5 主轴合理跨距的计算 (11)第4章主要部件的校核 (13)4.1 主轴强度、刚度校核 (13)4.2 轴的刚度校核 (15)4.3 轴承寿命校核 (16)第5章总结 (17)第6章参考文献 (18)第1章绪论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=900r/min；Z=12级；公比为1.26；电动机功率P=3.5/5KW；电机转速n=710/1420r/min 1.3.2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。
第2章 运动设计2.1 运动参数及转速图的确定（1）转速范围。
Rn=min max N N =71900=12.67 （2）转速数列。
查[1]表 2.12，首先找到71r/min 、然后每隔3个数取一个值，得出主轴的转速数列为71 r/min 、90 r/min 、112 r/min 、140 r/min 、180 r/min 、230 r/min ，280 r/min ，355 r/min ，450 r/min 、560 r/min 、710r/min 、900 r/min 共12级。
（3）定传动组数。
对于Z=12可分解为：12=2³3³2。
（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=23³31³26。
（5） 画转速图。
转速图如下图2-2。
图2-2 系统转速图（6）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2-3：图2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。
变速组内取模数相等，据设计要求Zmi n≥17,齿数和Sz≤100～120，由【1】表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。
表2-2 齿轮齿数2.2 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过±10(ϕ-1)％,即'n -n n实际转速标准转速标准转速〈 10(ϕ-1)％ 对Nmax=710r/min，Nmax`=1420*100/160*31/39*45/45=705.44r/min 则有710705.44710-=0.64％ < 4.1％ 因此满足要求各级转速误差没有转速误差大于1％，因此不需要修改齿数。
第3章 动力计算3.1 带传动设计(1) 直径计算初取小带轮直径d 取 d=100 mm大带轮直径D ： D=21n dn = 1001420900⨯=157.8mm 取D=160mm（2）计算带长求Dm Dm=(D 1+D 2)/2=(100+160)/2=130mm求△ △=（D 1-D 2）/2=（160-100）/2=30mm初取中心距 取a=400mm带长 L=π×Dm+2×a+△2/a=1300.66 mm基准长度 由【1】表3.2得：Ld=1250mm（3） 求实际中心距和包角中心距 a=(L-π×Dm)/4+ /4 =400.11mm ，取a=400mm小轮包角 1α=180 -（D 1-D 2）/a×57.3 =171.41 >120（4） 求带根数带速υ υ=πD 1n 1/(60³1000)=3.14³100³1420/(60³1000)= 7.43m/s传动比i i=n 1/n 2=1420/900=1.58带根数 由【2】中表3.6，并用插值法得P 0=1.30KW ；由【2】中表3.7，并用插值法得△P 0=0.17KW ；由【2】中表3.8，得包角系数K α=0.95；由【2】中表3.9，得长度系数K L =0.93；Z=P d /[（P 0+△P 0）×K α×K L ]=（5.0×1.2）/(1.32+0.15)×0.95×0.93=3.48取Z=4根3.2 计算转速的计算（1） 主轴的计算转速n j ，由公式n j =n min (/31)z -Φ得，主轴的计算转速n j =140r/min 。
（2） 确定各传动轴的计算转速。
Ⅱ轴共有3级转速：180 r/min 、250 r/min 、355 r/min 。
若经传动副Z 6/ Z '6传动主轴，则只有355r/min 传递全功率；若经传动副Z 5/ Z 5传动主轴，全部传递全功率，其中180r/min 是传递全功率的最低转速， 故其计算转速n Ⅱj =180 r/min ；Ⅰ 轴有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速n Ⅰj =500 r/min 。
各计算转速入表3-1。
表3-1 各轴计算转速（3） 确定齿轮副的计算转速。
齿轮Z 6装在主轴上并具有45-90r/min 共3级转速，其中只有90r/min 传递全功率，故Z '6j=90 r/min 。
齿轮Z 6装在Ⅱ轴上，有180-355 r/min 共3级转速，但经齿轮副Z 6/ Z '6传动主轴，则只有355r/min 传递全功率，故Z 6j=355r/min 。
依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。
表3-2 齿轮副计算转速3.3 齿轮模数计算及验算（1）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m j3-3所示。
表3-3 模数（2）基本组齿轮计算。
按基本组最小齿轮计算。
小齿轮用40Cr ，调质处理，硬度301H B ～286HB ，平均取260HB ，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229H B ～286HB ，平均取300HB 。
计算如下：① 齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为)j E H j Z Z Z MPa εσσ⎡⎤=≤⎣⎦ 弯曲应力验算公式为：[]112()Fa Sa w w KTY Y Y MPa mbd εσσ=≤ 式中 N----传递的额定功率（kW ），这里取N 为电动机功率，N=3.5kW;j n ----计算转速（r/min ）. j n =500（r/min ）;m-----初算的齿轮模数（mm ）, m=3.5（mm ）;B----齿宽（mm ）;B=30（mm ）;z----小齿轮齿数；z=19;u----小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u =2.79;s K -----寿命系数；s K =T K n K N K q K T K ----工作期限系数；mT C Tn K 0160=T------齿轮工作期限，这里取T=15000h.;1n -----齿轮的最低转速（r/min ）, 1n =500（r/min ）0C ----基准循环次数，接触载荷取0C =710，弯曲载荷取0C =6102⨯m----疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6;n K ----转速变化系数，查【5】2上，取n K =0.60 N K ----功率利用系数，查【5】2上，取N K =0.78 q K -----材料强化系数，查【5】2上， q K =0.60 3K -----工作状况系数，取3K =1.12K -----动载荷系数，查【5】2上，取2K =11K ------齿向载荷分布系数，查【5】2上，1K =1Y------齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；[]j σ----许用接触应力（MPa ）,查【4】，表4-7，取[]jσ=650 Mpa ；[]w σ---许用弯曲应力（MPa ），查【4】，表4-7，取[]w σ=275 Mpa ；根据上述公式，可求得及查取值可求得：j σ=)E H Z Z Z MPa ε=635 Mpa ≤[]j σ w σ=78 Mpa ≤w σ（3）扩大组齿轮计算。
按扩大组最小齿轮计算。
小齿轮用40Cr ，调质处理，硬度301H B ～286HB ，平均取260HB ，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229H B ～286HB ，平均取300HB 。
同理根据基本组的计算， 查文献【6】，可得 n K =0.62， N K =0.77，q K =0.60，3K =1.1，2K =1，1K =1，m=3.5，j n =355； 可求得：j σ=574.35 Mpa ≤[]j σ=650Mpa ； w σ=118.77Mpa ≤[]w σ=275Mpa 。
3.4 传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64[]4ϕTn（mm ）或 d=91[]4njNϕ（mm ） 式中 d---传动轴直径（mm ）Tn---该轴传递的额定扭矩（N*mm ） T=9550000Jn N ⨯；N----该轴传递的功率（KW ） j n ----该轴的计算转速[]ϕ---该轴每米长度的允许扭转角，[]ϕ==01。