无级变速主传动机械系统设计说明书

哈 尔 滨 理 工 大 学 课 程 设 计 题 目 机 械 系 统 课 程 设 计 院、 系 机 械 动 力 制 造 及 其 自 动 化 姓 名 曹 家 齐 学 号 1301010601 指导教师 解 宝 成 2016 年 8 月 28 日 机械系统课程设计 II 摘 要 设计机床的主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解 和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性匹配方 案，计算和校核相关运动参数和动力参数。根据已确定的运动参数以变 速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得 最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目， 简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计 算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中双联滑移 齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视。 关键词 无级变速；传动系统设计,传动副，结构网，结构式，齿轮 模数，传动比 机械系统课程设计 III 目录 摘 要 .I 目 录 II 第一章 课程设计的目的 1 1.1 课程设计的内容 .1 1.2 理论分析与设计计算 .1 1.3 图样技术设计 .1 1.4 编制技术文件 .2 第二章 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 3 2.1 课程设计题目和主要技术参数 .3 2.2 技术要求 .3 第三章 运动设计 4 3.1 运动参数及转速图的确定 .4 3.1.1 确定结构网 .4 3.1.1 绘制转速图和传动系统图 .5 3.2 确定各变速组此传动副齿数 .6 第四章 动力计算 7 4.1 计算转速的计算 .7 4.2 齿轮模数计算及验算 .7 4.3 主轴合理跨距的计算 12 机械系统课程设计 IV 第五章 主要零部件的选择 .14 5.1 电动机的选择 14 5.2 轴承的选择 14 5.3 变速操纵机构的选择 14 第六章 校核 .15 6.1 轴的校核 15 6.2 轴承寿命校核 18 6.3 结构设计及说明 19 6.3.1 结构设计的内容、技术要求和方案 19 6.3.2 展开图及其布置 20 结 论 .21 参考文献 22 致 谢 23 第一章 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。 1.1 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 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。 1.3 图样技术设计 （1）选择系统中的主要机件。 机械系统课程设计 2 （2）工程技术图样的设计与绘制。 1.4 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。 机械系统课程设计 3 第二章 课程设计题目、主要技术参数 和技术要求 2.1 课程设计题目和主要技术参数 题目 35：无级变速主传动系统设计 技术参数： Nmin=67r/min；N max=3500r/min；n j=220r/min； 电动机功率 Pmax=2.2kW；n max=3000r/min；n r=1500r/min； 2.2 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。 机械系统课程设计 4 第三章 运动设计 3.1 运动参数及转速图的确定 技术参数： Nmin=67r/min；N max=3500r/min；n j=220r/min； 电动机功率 Pmax=2.2kW；n max=3000r/min；n r=1500r/min； (1)无级变速传动系统的恒功率调速范围 Rnp: Rnp = = =15.91j Nnmax2035 (2)交流调速电动机的恒功率调速范围 rwp: rwp= = =2rnmax150 (3)分级变速传动的转速级数 Z： Z=lgRnp/lgrwp4 取 Z=4 3.1.1 确定结构网 主轴的计算转速为 220r/min 由转速得,选用齿轮精度为 8 级精度 机械系统课程设计 5 图 3-1 结构网 3.1.1 绘制转速图和传动系统图 （1）绘制转速图： 图 3-2 转速图 （2）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数 -轴最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D) 机械系统课程设计 6 轴最小齿数和:S zmin(Zmax+2+D/m) 3.2 确定各变速组此传动副齿数 (1)Sz 100-120,中型机床 Sz=70-100 (2)直齿圆柱齿轮 Zmin 18-20 图 3-3 主传动系统图 齿轮齿数的确定。 据设计要求 Zmin1820,查表取 Z=20，根据各变速组公比，可得各传 动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如下。 齿轮 Z0 Z0 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 齿数 20 34 72 36 21 87 54 54 36 72 表 3-1 机械系统课程设计 7 第四章 动力计算 4.1 计算转速的计算 1、主轴的计算转速 传 动 件 的 计 算 转 速 min/20r主 轴 的 计 算 转 速 , :各 轴 的 计 算 转 速 如 下 表4-1 4.2 齿轮模数计算及验算 )(8769023.10955.:.2 03.29.7.083162:.13 mNT KWnPII grII b计 算 各 轴 的 扭 矩 率 如 下计 算 各 传 动 轴 的 输 出 功电 轴 序 号 电动机(0) I 轴 II 轴 计算转速 r/min 1500 875 220 机械系统课程设计 8 15.0 ;:(91 3. 4 该轴的计算转速）该轴的传递功率 注由公式 择轴径的计算以及键的选 j j nPn Pd mdmdrnKWPI rI II jI II j 35;6.35.0864.1 1in;/20;.2:)2 2;.430. i/876;.:)4 圆 整 取 代 入 公 式 得取轴 圆 整 取 代 入 公 式 得取轴 4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 mj=16338 可得各组的模数。321)(jjmnuzP 材料选用 45 号钢整体淬火， 10jMP 按接触疲劳计算齿轮模数 m mmrnuZIZuKWN jjd .03取;5.6201208.)(163m in/;:轴 小 齿 轮 齿 数4大 小 齿 轮 齿 数 比 m)(齿 轮 计 算 转 速驱 动 电 机 的 功 率 2jm 1m 5基本组齿轮计算。 0-1 基本组齿轮几何尺寸见下表 机械系统课程设计 9 齿轮 Z0 Z0 齿数 20 34 模数 3 3 分度圆直径 60 81 齿顶圆直径 66 87 齿根圆直径 52.5 73.5 齿宽 24 24 表 4-2 1-2 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 齿数 72 36 21 87 54 54 36 72 模数 3 3 3 3 3 3 3 3 分度圆直径 216 108 63 261 162 162 108 216 齿顶圆直径 222 114 69 267 168 168 114 222 齿根圆直径 208.5 100.5 55.5 253.5 154.5 154.5 100.5 208.5 齿宽 24 24 24 24 24 24 24 24 表 4-3 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB，平均取 240HB。计算如下： 机械系统课程设计 10 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 jfsj MPauBnNKzm)()1(02832 弯曲应力验算公式为： wswPaBYnz)(109235 式中 N-传递的额定功率（kW） ，这里取 N 为电动机功率，N=2.2kW; -计算转速（ r/min）. =500（r/min）;jnj m-初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）; B-齿宽（mm）;B=24（mm）; z-小齿轮齿数；z=20; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2; -寿命系数；sK =sTnNq -工作期限系数； mTCK016 T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min） ， =500（r/min）1n1n 机械系统课程设计 11 -基准循环次数，接触载荷取 = ，弯曲载荷取 =0C0C710C612 m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; -转速变化系数，查【5】2 上，取 =0.60nKnK -功率利用系数，查 【5】2 上，取 =0.78N N -材料强化系数，查【5】2 上, =0.60q q -工作状况系数，取 =1.13K3K -动载荷系数，查【5】2 上，取 =12 -齿向载荷分布系数，查【5】2 上， =1 1 1K Y-齿形系数，查 【5】2 上，Y=0.386； -许用接触应力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 j j Mpa； -许用弯曲应力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 w w Mpa； 根据上述公式，可求得及查取值可求得： =635 Mpa jj =78 Mpaww 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 机械系统课程设计 12 229HB286HB，平均取 240HB。 同理根据基本组的计算， 查文献【6】 ，可得: =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3 =1， =1，m=3.5， =355；2K1j 可求得： =619 Mpa jj =135Mpa ww 4.3 主轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P=2.2KW，根据【1】表 3.20，前轴径应为 6090mm。初步选取 d1=80mm。后轴径的 d2=（0.70.9）d 1，取 d2=60mm。根据设计方案，前轴承为 NN3016K 型，后轴承为圆锥滚子 轴承。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 =318.3N.mnP20. 假设该机床为车床的最大加工直径为 300mm。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 180mm，故半径为 0.09m； 切削力（沿 y 轴） Fc= =4716N09.318 背向力（沿 x 轴） Fp=0.5 Fc=2358N 总作用力 F= =5272.65N2pC 此力作用于工件上，主轴端受力为 F=5272.65N。 机械系统课程设计 13 先假设 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分别为 RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401 RB=F =5272.65 =2636.325Nl 根据【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos 前支承的刚度：K A= 1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； =mmBAK =2.1557.8691 主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I= =113.810-8m464)03.7.( = = =0.143aKEA63 810.98.2 查【1】图 3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距al =1202.0=240mm0l 合理跨距为（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措 施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径 D=100mm，后轴径 d=80mm。 前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和推力轴承组 合。 机械系统课程设计 14 第五章 主要零部件的选择 5.1 电动机的选择 转速n3000r/min，功率P2.2kW 选用调速电动机 5.2 轴承的选择 0轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球 轴承6012 I轴：对称布置深沟球轴承6009 II轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C 中间布置角接触球轴承代号7012C 5.3 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。 机械系统课程设计 15 第六章 校核 6.1 轴的校核 （1）主轴刚度符合要求的条件如下： （a） 主轴的前端部挠度 0.250.1sy （b） 主轴在前轴承处的倾角 rad容 许 值 轴 承 （c） 在安装齿轮处的倾角 .容 许 值 齿65170850236851095D1.07 879il mL 平 均 总 E 取为 ，52.10MPa44 487()(1)35690()66dI m43 32950.921.79512682zpF Nn主 计件 （ ） ，.7()yzN0.5()xzFN 由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 44295102913.7852)QPFmzn主计主 主 （ 将其分解为垂直分力和水平分力 由公式 ,tatanQynQzyF 可得 2105(),647()zyFN 机械系统课程设计 16 212680352()3ZMFl NmA件 574yyl件1310265()2xxdA件 主轴载荷图如下所示： 由上图可知如下数据： a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm 计算（在垂直平面） 机械系统课程设计 17 , ,1()6QZFabclyEI2()3ZFcylEI3(23)6zMcylEI230.17sz ， ，()QZabIl齿 1 (2)6ZlcI齿 2 (3)ZlcI齿 35.9齿 齿 齿 2齿 3 ，()6QZFlEI轴 承 1 ，3zc轴 承 23ZMlI轴 承 52.910轴 承 Z轴 承 1轴 承 2轴 承 计算（在水平面） , ,1()6QyFabclEI 2()3yFclEI3()(23)6yxMclEI230.17sy ， ，()QabIl齿 1 (2)6ylcI齿 2()(3yxlcI齿 35.8齿 y齿 齿 2齿 3 ， ，()6QyFlEI轴 承 1 yFlEI轴 承 2()3yxMlEI轴 承5.10轴 承 轴 承 轴 承 2轴 承 3 合成： 20.18.sszyy2501齿 齿 齿 .3.轴 承 轴 承 Z轴 承 Y 机械系统课程设计 18 6.2 轴承寿命校核 轴选用的是深沟球轴承轴承 6006,其基本额定负荷为 13.0KN 由于该轴的转速是定值 n=1120r/min,所以齿轮越小越靠近轴承，对轴 承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的轴承进行校核。 轴传递的转矩 nPT950 T=9550 =23 Nm81.2 齿轮受力 N4053dTF 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 N121lRrv N38745802v 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按机械 设计表 10-5 查得 为 1.0 到 1.2，取 ，则有：pf 0.1pf N 452.11 RXP N38722fp 故该轴承能满足要求。 由轴最小轴径可取轴承为 7008C 角接触球轴承, =3；P=XF r+YFaX=1，Y=0。 对轴受力分析 机械系统课程设计 19 得：前支承的径向力 Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000h L10h= = n1670)PC(180673)28.10( = hL 10h=15000h3.()4.9524 轴承寿命满足要求。 6.3 结构设计及说明 6.3.1 结构设计的内容、技术要求和方案 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、 离合器和制动器等） 、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其 联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程 设计由于时间的限制，一 0 般只画展开图。 主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关 要求外，着重考虑以下几个方面的问题。 精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴 承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵 循标准化和通用化的原则。 机械系统课程设计 20 主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计 中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。 目的是： 1 布置传动件及选择结构方案。 2 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以 便及时改正。 3 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置， 以确 定各轴的受力点和受力方向，为