无级变速主传动系统说明书

哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 哈 尔 滨 理 工 大 学课 程 设 计题 目： 分级变速主传动系统设计 院、 系： 机械动力工程学院 姓 名： 兰健 指导教师： 戴野 系 主 任： 段铁群 2016 年 9 月 1 日哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 分级变速主传动系统设计摘 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。分级变速是指传动链执行件的输出速度（或转速）在一定的范围内分级变化，即在变速范围内输出一组速度值。本设计中分级变速传动系统采用滑移齿轮实现传动变速。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，通过查询有关工程手册，确定最佳机床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。本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数并且以主轴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，所用齿轮齿数的设计方法是查表法，计算法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三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制主要零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词 主传动系统；分级变速；工程手册；展开图；剖视图哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 I目 录摘要 一课程设计的目的 1二. 课程设计的题目、主要技术参数和技术要求.2三.运动设计3四.动力计算.7五. 主要零部件的选择.16六.校核.17结束语.22参考文献.23哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 0 -一课程设计的目的机械系统课程设计课程设计是在学完本课程后，进行的一次综合性练习。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。哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 1 -二课程设计题目、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 26：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=35.5r/min；Nmax=560r/min；Z=9 级；公比为 1.41；电动机功率 P=3KW；电机转速 n=1430r/min2.2 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。哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 2 -三运动设计3.1 运动参数及转速图的确定（1）执行轴的转速范围。Rn= = =15.77minaxN5.360（2）确定转速数列。首先找到 35.5r/min、然后每隔 5 个数取一个值（1.41=1.06 6），故得出主轴的转速数列为：35.5 r/min、50 r/min、71 r/min、100 r/min、140 r/min、200 r/min，280 r/min， 400 r/min，560r/min 共 9 级。（3）确定结构式。因为 Z=9 级，根据“前多后少 ” , “前慢后快” , “前密后疏”,“升2 降 4”的原则，可分解为：Z=3 133。这种结构式可以使传动组结构紧凑，再设计时不至于使整体结构过大。（4）确定结构网。根据“前多后少” , “前慢后快” , “前密后疏”,“升 2 降 4”的原则,选取传动方案 Z=3133,对极限变速范围进行验算，易知第一扩大组的变速范围 r1 X1 (P1-1)=1.416=7.858，符合“升 2 降 4”原则，其 结 构 网 如图所示。 图 1 9=3133 结构网哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 3 -（5）绘制转速图。根据“抓两端、连中间”的原则，先从输出轴向前设计，再从输入轴向后设计，最后设计和安排中间部分传动件的传动比，绘制转速图。由后向前设计，在第一扩大组中，根据“升 2 降 4”原则有，降速传动副的传动比 ib1= = = ,升速传动副的传动比 ib2= = = ，41.4124.即第一扩大组的变速范围 rb= = = 。因此 轴的 3 级转速为固定值，12i4/6分别为 140r/min，200r/min，280r/min。由前向后设计。先考虑选择电动机。在无特殊性能要求时，多采用Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。根据所需功率选定电动机型号，由手册查得，电动机型号为 Y100L2-4，额定功率 3KW，同步转速nd=1500r/min。电动机至轴采用皮带传动，由于电动机至轴之间的皮带传动副降速传动比 1/2，如直接从电动机传至轴 速度从 1430r/min 降i至 400r/min，降速传动比 i1/2，导致大带轮尺寸过大，不利于机械系统运动与动力的传递。故在轴与轴之间增加一级定比降速传动。故传动轴数为 5 根轴。连接中间环节。并且补充缺少的传动线，标注各传动副的传动比，检查轴号，转速值和单位，绘出完整的转速图。图 2 系统转速图 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 4 -（6）绘制传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图：图 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 Zmin17,以防产生根切现象，并且考虑到套装在轴上的小齿轮齿根圆到其轮毂键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防止轮毂断裂。齿数和 Sz100120，通常选用 SZ=70100齿。根据各变速组公比，查表可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表：哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 5 -表 1 齿轮齿数基本组 第一扩大组 定比组传动比 1:1.41 1:2 1:2.79 2：1 1:1.41 1：4 1：1.8齿数30 42 24 48 19 53 66 33 41 58 20 79 26 46图 4 配齿后的转速图(8)验算执行轴的转速误差。实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10( -1),即| |10()%nn实 际 转 速 标 准 转 速标 准 转 速对 Nmax=560r/min，Nmax=1430100/20026/4630/4266/33=567r/min 则有=1.254.15607因此满足要求。哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 6 -四动力计算4.1 带传动设计1.确定计算功率 Pd查得工况系数 Ka=1.1计算功率 Pd=KaP=1.13=3.3KW2.选取 V 带型号根据 Pd， n1 查普通 V 带选型图，可得 d=80100mm初取小带轮直径 d1： 取 d1=100mm A 型 V 带3.确定带轮直径 d1、d 2(1)验算带速 v= =7.49m/s，满足要求。060643(2)确定大带轮基准直径 d2d2= = =200mm 1n75(3)计算实际传动比 i当忽略滑动率时： =21/2d(4)验算传动比相对误差题目的理论传动比： =2210/ni传动比相对误差： %120 ，合格。1216.确定 V 带根数 Z(1)确定额定功率 P0由机械设计表 3.6，并用线性插值法求得 P =1.30KW0(2)确定各修正系数由表 3.8，得包角系数 K =0.98；由表 3.9，得长度系数 K =0.99；L由表 3.7，得功率增量P 0=0.17KW；(3)确定 V 带根数 Z=2.3 根LdkPz)(0取 Z=3 根7.确定单根 V 带初拉力 F0查表 3.1 得单位长度质量 q=-0.10kg/mF0=500 =120N2)15.(qvkvzd8.计算压轴力FQ =717N2sin109.带轮材料灰铸铁，牌号 HT200哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 8 -4.2 计算转速的计算1.确定主轴的计算转速 nj，由公式 n =n 得，主轴的计算转速jmi)13(znj=71r/min。2.确定各传动轴的计算转速。轴共有 3 级转速：140 r/min、200r/min、280 r/min。轴在最低转速 140r/min 时，经传动组 b 中的 66/33 齿轮副传动至主轴，得到主轴转速为 280r/min。这个转速高于主轴的计算转速 nj， 在恒功率区间内，因此轴的最低转速为该轴的计算转速，即 nj =140r/min。同理，可以求得轴和轴的计算转速分别为nj =400r/min；轴有 1 级转速，且都传递全功率，所以其计算转速nj =715r/min。将各轴计算转速入表。表 2 各轴计算转速3.确定传动齿轮的计算转速。由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮,因此只需求取每个传动组内，危险小齿轮的计算转速。传动组 a 中的危险齿轮为 Z19,传动组 b 中的危险齿轮为 Z ,定比组中的危20险齿轮为 Z26。Z 装在轴上并具有 140、200、280r/min 共 3 级转速，其20中只有 280r/min 传递最大功率，故 Z =280 r/min。Z 19装在轴上，只有20zj400r/min 传递最大功率，故 Z =400r/min。依次可以得出齿轮 Z26的计算19jz转速，如表所示。表 3 齿轮副计算转速轴 号 轴 轴 轴 轴计算转速 r/min 715 400 140 71哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 9 -序号 Z19 Z20Z26计算转速r/min 400 280 7154.4 传动轴直径的初定1.传动轴输出功率的计算。kwPvv71.298.0.96310 3721 带 球 轴 承 级齿 轮带2.各传动轴扭矩。 mNT71.84601.209525.79.13.846.109544 3.传动轴的直径初定。传动轴直径按扭转刚度用下式计算：d=91 （mm）4njN式中 d传动轴直径（mm）N该轴传递的功率（KW）该轴的计算转速(r/min)jn该轴每米长度的允许扭转角(deg/m),一般传动轴取哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 10 -=0.5 。 01代入公式，求得各传动轴最小轴径如表：表 4 各传动轴的直径4.5 执行轴轴颈直径的确定：执行轴的前轴颈 D1 尺寸由教材 4-9 表得到：D 1=90mm后轴颈 D2=（0.70.9）D 1 确定。所以取 D2=60mm初步计算，取当量外径 D=0.5（D 1+D2）=75mm执行轴选用阶梯状中空结构，内孔直径 d 与当量外径 D 之比以不大于0.7 为宜。取 d=35mm。4.6 齿轮模数的初步计算（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 mj=16338 321)(jjmnuzP式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；驱动电动机功率（kW）；dN被计算齿轮的计算转速（r/min）；jn大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”；u小齿轮的齿数（齿）；1z齿宽系数， （B 为齿宽，m 为模数），m轴 号 轴 轴 轴最小轴径 mm 24 28 30哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 11 -；410m材料的许用接触应力（ ）。j MPa得：基本组的模数 mj=4 第一扩大组的模数 mj=4 定比组的模数为 mj=2.5 选用齿轮精度等级为 7 级精度。（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表表 5 基本组齿轮几何尺寸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： 齿面接触疲劳强度计算：在验算变速箱中的齿轮应力时。选相同模数中承受载荷最大的，齿轮最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力验算。接触应力验算公式为HHEubdKTZ21)(弯曲应力验算公式为：FsaFdFYzm213式中 T 1主动轴传递的转矩( );NK载荷系数，K= ;KVAu传动比，u1，“+”用于外啮合;齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3齿数 30 42 24 48 19 53分度圆直径 120 168 96 192 76 212齿顶圆直径 128 176 104 200 84 220齿根圆直径 110 158 86 182 66 202齿宽 28 28 28 28 28 28哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 12 -d1齿轮分度圆直径(mm);b齿宽(mm);m齿轮模数(mm);齿宽系数， =b/d1；ddZ1齿轮齿数；E弹性系数；H节点区域系数；Z接触强度重合度系数；齿形系数；FaY应力修正系数；s弯曲强度重合度系数；许用接触应力（MPa）,取 =650 Mpa；HH许用弯曲应力（MPa），取 =275 Mpa；F F可求得及查取值得：Z=19，u=2.79，m=4mm，b=28mm，n j=400r/min，K t=1.3， T=66611.25N mm， ，Z = ， d1t=76mm，1d89.034r，Z E=189.8，Z H=2.5，smndvt /59.0647106KA=1,Kv=1.1，K =1，K =1，K=KAKvK K =1.1哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 13 -d= 71.9mm76mm,31ttKd, ,65.1)39(2.8 7.05.2.0YYFa=2.81,Ysa=1.55将上述数据代入公式可求得=19.34 Mpa 弯曲强度满足要求。FF（3）扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表 表 6 扩大组齿轮几何尺寸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229HB286HB，平均取 240HB。可求得及查取值得：Z=20，u=3.95，m=4mm，b=28mm，n j=140r/min，K t=1.3， T=184860.71N mm， ，Z = ， ZE=189.81d8.034rZH=2.5，d 1t=80mm， ，smnvt /10/59.160KA=1,Kv=1.1，K =1，K =1，齿轮 Z4 Z4 Z5 Z5 Z6 Z6齿数 66 33 41 58 20 79分度圆直径 264 132 164 232 80 316齿顶圆直径 254 122 154 222 70 306齿根圆直径 272 140 172 240 88 324齿宽 28 28 28 28 28 28哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 14 -K=KAKvK K =1.1，d= 75.67mm80mm,31ttd, ,68.1)7920(.8 7.05.2.0YYFa=2.8,Ysa=1.56同理根据基本组的计算，将上述数据代入公式可求得=48.5Mpa FF（4）定比组齿轮计算。定比组齿轮几何尺寸见下表 表 7 定比组齿轮几何尺寸按小齿轮计算。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。可求得及查取值得：Z=26，u=1.77，m=2.5mm，b=18mm，n j=715r/min，K t=1.3， T=38467.13N mm， ，Z = ， d1t=65mm，1d8.034r，Z E=189.8，Z H=2.5，smndvt /.2067510KA=1,Kv=1.1，K =1，K =1，齿轮 Z7 Z7齿数 26 46分度圆直径 65 115齿顶圆直径 70 120齿根圆直径 58.75 108.75齿宽 18 18哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 15 -K=KAKvK K =1.1d= 61.48mm65mm,合格。31ttd, ,69.1)42(.8 69.075.2.0YYFa=2.6,Ysa=1.58将上述数据代入公式可求得=22.7 MpaFF弯曲强度满足要求。五、主要零部件的选择5.1 轴承的选择轴：根据轴的受力情况，在带轮运动的过程中，大带轮的轴端承受压轴力，产生对轴的弯矩，故大带轮的轴端部分采用卸荷带轮及相关结构。则选用结构简单，主要受径向载荷，也可承受一定的双向轴向载荷，摩擦系数小，普通的深沟球轴承。选用 2 个代号为 6005 和 2 个代号为 6006的深沟球轴承。轴：代号为 6006 深沟球轴承轴：前后支承选用深沟球轴承，代号为 6206,中间支承处选用代号为6207 的深沟球轴承。轴：主轴是传动系统中最关键的部分，既受到径向力又受到轴向力的作用。为了提高承载能力，执行轴机构的前、后支承多用双列圆柱滚子轴承或圆锥滚子轴承。执行轴承受的轴向载荷，前支承轴承用双列圆柱滚子轴承，后支承轴承用圆锥滚子轴承和推力球轴承。选用的圆锥滚子轴承，代号为 32015，选用的双列圆柱滚子轴承，代号为 N218E，选用的推力球轴承，代号为 51016。5.2 键连接的选择轴：由于键联结是可拆刚性联结，用于轴和轴上传动件（如齿轮、哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 16 -带轮、联轴器等）之间的联结，用以传递扭矩和运动。所以选择普通平键，代号为键 812 GB/T 1096-2003轴：由于花键轴装配较方便，并具有较高的承载能力，因此在设计中，不论是安装滑移齿轮，还是安装固定齿轮，多选用花键轴结构。所选用的花键规格为 626306轴：轴与轴相似，所选花键规格为 842468轴：轴采用平键联结，代号为键 25180 GB/T 1096-20035.3 电动机的选择选择 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。由机械设计课程设计附录 2 查得：电动机型号为 Y100L2-4，额定功率 3KW。由附录 3 得：安装尺寸A=160mm，AB=205mm，HD=245mm 。六、校核6.1 传动轴弯曲刚度验算传动轴的材料：45 钢1.计算齿轮的轴向力和圆周力根据第四章， ，mNT25.61mNT71.8460计算出齿轮啮合时的圆周力和轴向力 NFdTFtrttrt 10.682an5.47.2393.2.112.求两端支撑处的力（1）水平面内，对轴进行受力分析轴的结构如下图所示，哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 17 -将轴进行简化，A B C 点为支撑点， D 和 E 点为齿轮与轴接触点并受力分析，如下图计算出支撑点 A 和 B C 处的受力大小为 NFCA056.28741齿轮与轴配合处 D，E 点的弯矩如下 mMB2.374619哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 18 -因此，在水平方向上，B 点所受的弯矩最大。（2）竖直平面内，对轴进行受力分析将轴进行简化，A 和 B C 点为支撑点，D 和 E 点为齿轮与轴接触点，在竖直平面内，D 点和 E 点处的力即为齿轮啮合时所产生的圆周力在轴上的简化，同时产生转矩，而此处只需考虑轴的刚度，故只需进行轴的刚度校核。受力分析如下图根据上面受力图，计算出竖直平面内的支反力 NFCBA07.86325齿轮与轴配合处 D,B 点的弯矩如下 mMBD94.1026358因此，在竖直方向上，B 点所受的弯矩最大。（3）计算出 B 点的合力矩B 点处：哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 19 -mNMBB 86.10974.10263.3742212合（4）刚度校核通过上面计算可知，此轴在 B 点所受弯矩最大其中，a=60mm，b=222mm，l=282mm1).转角刚度校核A 处： EIMl3轴的材料：选用 45 钢，E=2.110 11N/m2轴的惯性矩 4744108.05.6mdI 带入公式进行计算 rad035.2.6.971取许用转角 r.故有 ，B 点处转角满足要求。2).许用挠度校核轴上 B 点弯矩最大，由 mEIlyC14.0.392查机械系统设计课程设计指导表 4，一般传动轴传动轴许用挠度y=（0.0003-0.0005）l计算得，轴的许用变形量为（0.0003-0.0005）282mm=0.09-0.15mm因此，轴的挠度