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，传动比目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要 I\o"CurrentDocument"目录 II\o"CurrentDocument"第一章课程设计的目的 11.1课程设计的内容 11.2理论分析与设计计算 11.3图样技术设计 1\o"CurrentDocument"1.4编制技术文件 2\o"CurrentDocument"第二章课程设计题目、主要技术参数和技术要求 32.1课程设计题目和主要技术参数 32.2技术要求 3\o"CurrentDocument"第三章运动设计 43.1运动参数及转速图的确定 43.1.1确定结构网 43.1.1绘制转速图和传动系统区 53.2确定各变速组此传动副齿数 6\o"CurrentDocument"第四章动力计算 74.1计算转速的计算 74.2齿轮模数计算及验算 74.3主轴合理跨距的计算 12\o"CurrentDocument"第五章主要零部件的选择 145.1电动机的选择 145.2轴承的选择 145.3变速操纵机构的选择 14\o"CurrentDocument"第六章校核 156.1轴的校核 15\o"CurrentDocument"6.2轴承寿命校核 186.3结构设计及说明 196.3.1结构设计的内容、技术要求和方案 196.3.2展开图及其布置 20\o"CurrentDocument"结论 21\o"CurrentDocument"参考文献 22\o"CurrentDocument"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。工程技术图样的设计与绘制。1.4编制技术文件对于课程设计内容进行自我经济技术评价。编制设计计算说明书。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；Nmax=35°°r/min；nj=22°r/min；电动机功率Pmax=22kW；nmLOOOr/mh乌=15°°血而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。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；Nmax=3500r/min；n.=220r/min；电动机功率Pmax=2.2kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；无级变速传动系统的恒功率调速范围R:npNmax3500Rnp=—=五》=15.91j交流调速电动机的恒功率调速范围rn:wpnrnrwp=~n^=i5O0=2分级变速传动的转速级数Z：Z=lgRnp/lgrwp-4取Z=43.1.1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:3000r/min1500r/min456r/min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I-II轴最小中心距：A12min>1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和：Szmin>(Zmax+2+D/m)3.2确定各变速组此传动副齿数Sz<100-120,中型机床Sz=70-100直齿圆柱齿轮Z命>18-20图3-3主传动系统图齿轮齿数的确定。据设计要求ZminN18—20，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Z0Z0'Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'Z4Z4'齿数20347236218754543672表3-1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主轴的计算转速〃=220r/min,各轴的计算转速如下：轴 序号电动机(0)I轴II轴计算转速r/min1500875220表4-14.2齿轮模数计算及验算计算各传动轴的输出功率如下：P=Pxnxn=2.2x0.96x0.99=2.1KWP=Px^xn=3.8x0.97x0.99=2.03KWIIIrg计算各轴的扭矩：2.1T=9550x103x8__._=22890(N•mm)203T〃=9550x103x_20=87690(N•mm)

轴径的计算以及键的选择1P由公式刁=91,洞(注:P该轴的传递功率；〃.该轴的计算转速)［里］=0.5。〜1。1).轴I:Pj=2.1KW;n.=876r/min;取[9]=1。代入公式得23000d=1.64x\：―———=24.02mm;圆整取d=25mm2).轴II:P[=2.03KW;n.=220r/min;取[9]=1。代入公式得d=1.64x«'：5=33.6mm;圆整取d=35mm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-=1633^ (U±1)P 可得各组的模数。J39Z]2"”.]2n材料选用45材料选用45号钢整体淬火，g]=1100MPj按接触疲劳计算齿轮模数m-齿轮计算转速(r/min)10;Z1-小齿轮齿数=2;n.=220r/minNd-驱动电机的功率(KW)；nju-大小齿轮齿数比；-齿轮计算转速(r/min)10;Z1-小齿轮齿数=2;n.=220r/min3.0mmm=16338' (2+°*W =2.65mm；取m3.0mmj\8x202x2x11002x220基本组齿轮计算。0-1基本组齿轮几何尺寸见下表

齿轮Z0Z0'齿数2034模数33分度圆直径6081齿顶圆直径6687齿根圆直径52.573.5齿宽2424表4-21-2基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'Z4Z4'齿数7236218754543672模数33333333分度圆直径21610863261162162108216齿顶圆直径22211469267168168114222齿根圆直径208.5100.555.5253.5154.5154.5100.5208.5齿宽2424242424242424表4-3按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB〜286HB,平均取260HB,大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB〜286HB,平均取240HB。计算如下：①齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为°=2°88x1°8血土1）%K2%KN皿孔］

j z^ uBn j弯曲应力验算公式为：=191X105K%K3KN倾。）v°]

zm2BYn w式中N——传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=2.2kW;n 计算转速（r/min）.n=500（r/min）;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;K——寿命系数;K=七KKnKKt----工作期限系数;m60nT1 0T——齿轮工作期限，这里取T=15000h.;n 齿轮的最低转速（r/min），n=500（r/min）C0----基准循环次数，接触载荷取C0=107,弯曲载荷取C0=2X106m 疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6;K----转速变化系数，查【5】2上，取K=0.60Kn----功率利用系数，查【5】2上，取Kn=0.78K-----材料强化系数，查【5】2上,K=0.60K3-----工作状况系数，取K3=1.1K2-----动载荷系数，查【5】2上，取K2=1K------齿向载荷分布系数，查【5】2上，K1=1Y------齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；L1---许用接触应力（MPa），查【4】，表4-7,取k]=650Mpa；j jk]---许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7,取k]=275Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：k.=635Mpa<kJk=78Mpa<In]按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB〜286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB〜286HB，平均取240HB。同理根据基本组的计算，

查文献【6】，可得:K=0.62,K=0.77,K=0.60,K=1.1,2 1 j可求得：cj=619Mpa<tJb=135Mpa<lc]2 1 j可求得：cj=619Mpa<tJb=135Mpa<lc]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60〜90mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.7〜0.9）d1，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—=9550X&2=318.3N.mn 220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） f=318.^=4716nc0.09背向力（沿x轴） Fp=0.5Fc=2358N总作用力 F=v'F2+f2=5272.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。先假设l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为R=FX土=5272.65X120+240=7908.97NAl 240R尸FX-=5272.65X120=2636.325NBl 240根据【1】式3.7得：Kr=3.39Fr0.1La0.8(iz)0.9cos1.9a得前支承的刚度：Ka=1689.69N/ycm；KB=785.57N/ym；土=纹也2.15KB785.57主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为I=*(0.074-0.034)=113.8X10-8m464EI 2.1x1011x113.8x10-8n= = =0.14Ka3 1689.69x0.13x106A查【1】图3-38得10=2.0，与原假设接近，所以最佳跨距l0=120X2.0=240mm合理跨距为(0.75-1.5)l，取合理跨距l=360mm。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。第五章主要零部件的选择5.1电动机的选择转速n=3000r/min，功率P=2.2kW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6012I轴：对称布置深沟球轴承6009II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7012C5.3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。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：主轴的前端部挠度y＜［y］=0.0002x525=0.105主轴在前轴承处的倾角9＜容许值［0］轴承V0.001sd在安装齿轮处的倾角9＜容许值［9］齿＜0.001尸洞ZDiliD平均=1.0765x16+70x78+75x50+80x236+85x160+90x150 "87mm690E取为E=2.1x105MPa，,兀d4 d、兀x874 45、I= (1——0)= (1- )=1356904(mm4)64d64 87400x125F=2x955x104p主x0.9953=2x955x104x3.37x0.9953=1268(N)z d件x400x125F=0.4F=507(N)，F=0.25F=217(N)由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算=8582(N)2x955x104P2x955x104x3.37=8582(N)m、z、n计 3x20x125将其分解为垂直分力和水平分力由公式F+Ftana=FF=F•tanaQyQyn Q,QzQy n可得Fq=2105(N),Fy=6477(N)

2 2Mz=3FJ件=3x1268x160=135253(Nmm)22M=3Fl件=3x507x160=54080(Nmm)M=1Fd=-x317x130=20605(Nmm)x2x件2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）一Fabc(l+a) Fc2—°^ ,y=—(l+c),y6EIl 23EIl 3Mc匕z(21+3c)6EIysz=y1+y2+y3=0.00173Fozab(b-a)

3EIl—(2l+3c)，6EIMz(l+3c)3EI=9+9+9齿1齿2齿3=6.9X10-59轴承16EIl9轴承2Fcl—z，93EI 轴承33EI9轴承Z计算=9 +9轴承1 轴承2（在水平面）一Fabc(l+a)—Qy 6EIlysy+9 =2.9x10-5轴承3y3—M)cy 二(2l+3c)6EI=y+y+y=0.017^0^(b-a)

3EIlF——6EI七M)(l+3c)3EI=9+9+9齿1 齿2齿3=13.86X10-59轴承1一Fab(l+a)6EIl '轴承2Fcl—，3EI轴承3(M—M)l

3EI，9轴承y合成:=9 +9 +9轴承1 轴承2， =32.8x10-5轴承3、:y2+y2=0.018<0.1059齿2+92=0.00015<0.001y齿y9轴承轴承Z 轴承Y2=0.00033<0.0016.2轴承寿命校核I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I轴未端的轴承进行校核。PI轴传递的转矩 T=9550-n 2.1一T=9550X—=23N-m880齿轮受力 F=多=土癸=1840Nd25根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为R=——=1452NV1 〈+12R2=1840-1452=387N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fp为1.0到1.2,取fp=1.0，则有:-=fX1R]=1.0x1452=1452N-2=fX2R2=1.0x387=387N故该轴承能满足要求。由II轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,8=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对II轴受力分析

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[L1Oh]=15000hl=16670x（C）e=16670x（奖竺000）31667015010hnP180 2238.3816670150x严3x'000=288142.94hN[L心]=15000h2642.32 10h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