【课题】无级变速主传动系统设计论文

1、哈尔滨理工大学课程设计(论文)无级变速主传动系统设计（题目16）所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日1摘  要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三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图。关键词  分级变速；传动系统设计,传动副，结构网，结构式，齿轮模数，传动比 Pick toAccording to

2、the established the motion parameters of the minimum total transmission expansion plan center distance as the goal, to variable speed transmission scheme of the system, and to obtain the optimal solution and high design efficiency. In the machine tool main drive system, to reduce the number of gear,

3、 simplified structure, shorter axial dimension, with the design method of gear teeth is trial, gather together algorithm, calculation of trouble and not easy to find out the reasonable design scheme. This article through to the main drive system of the joint sliding gear transmission characteristics

4、 of analysis and research of map parts work and spindle box expansion plan and section.Keyword classification speed; Vice, transmission system design, network structure, structural formula and module of gear, gear ratio目 录摘 要2目 录2第一章 绪论31.1 课程设计的目的31.2课程设计的内容31.2.1 理论分析与设计计算31.2.2 工程技术设计41.2.3编制技术文件

5、41.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求41.3.1课程设计题目和主要技术参数41.3.2技术要求4第二章 运动设计42.1运动参数及转速图的确定42.1.4确定结构网52.1.5绘制转速图和传动系统图52.2 确定各变速组此传动副齿数6第三章 动力计算83.1 计算转速的计算83.2 齿轮模数计算及验算83.3 主轴合理跨距的计算13第四章 主要零部件的选择144.1电动机的选择144.2 轴承的选择144.3变速操纵机构的选择15第五章 校核155.1 轴的校核155.2 轴承寿命校核17 第一章 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

6、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

7、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 工程技术设计（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16：无级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=86r/min；Nmax=3000r/min；nj=

8、250r/min；电动机功率Pmax=3kW；nmax=3000r/min；nr=1300r/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。第二章 运动设计2.1运动参数及转速图的确定技术参数：Nmin=86r/min；Nmax=3000r/min；nj=250r/min；电动机功率Pmax=3kW；nmax=3000r/min；nr=1300r/min； (1)无级变速传动系统的恒功率调速范围Rnp:Rnp=12(2)交流调速电动机的恒功率调速范围rnp:rnp=2.3(3)分级变速传动的转速级数Z： Z=

9、lgRnp/lgrnp3 取Z=32.1.4确定结构网主轴的计算转速为250r/min由转速得,选用齿轮精度为8级精度图2-1结构网 2.1.5绘制转速图和传动系统图（1）绘制转速图：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1-2轴最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin>(Zmax+2+D/m)2.2 确定各变速组此传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20 图2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。据设计要求Zmin1820,由表4.1，根据各变速组公比，可得各

10、传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。齿轮Z0Z0Z1Z1 Z2Z2Z3Z3齿数3654604040602278第三章 动力计算3.1 计算转速的计算（1）.主轴的计算转速 , 轴 序 号电动机(0)I轴II轴计算转速r/mi2 齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率（3）计算各轴的扭矩：1.轴I: =2.8KW; =866r/min;取代入公式得mm圆整取2.轴II: =2.6KW; =250r/min;取代入公式得圆整取=35mm根据电机功率P=3.0KW,选取主轴前轴D1=(60-90)mm,取D1=90mm，则后轴颈D2=（0.7-0.9）D1取D2=

11、60mm.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，如表3-3所示。(1)齿数的计算：在同一传动组内各传动副齿数和相同I-II轴 齿数和=0.28 取=22 查表验证=22合适，即此时 则=78同理： 查表=40则=60查表=40则=600-I轴：取= =36 =90查表得：=54（2)校核转速误差：实际传动比造成主轴转速误差，其中为实际转速，n为标准转速。n=250r/min=130036/5422/78=244.5r/min=2.2%<4.1%全部满足要求45号钢整体淬火，按接触疲劳计算齿

12、轮模数m 同一变速组中齿轮取同一模数，选择负荷最小的齿轮按接触疲劳计算齿轮模数m(1)45号钢，整体淬火，=551MPa;(2) 按接触疲劳计算齿轮模数m驱动电机的功率（KW）；齿轮计算转速（r/min）u大小齿轮齿数比；小齿轮齿数I-II轴：取m=4mmO-I轴：；=36;u=1.5; =1300r/min; =54=2.59mm,取m=3（2）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3654模数33分度圆直径108162齿顶圆直径114168齿根圆直径100.5154.5 齿宽24241-2基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2Z3Z3齿数604040602

13、278模数444444分度圆直径24016016024088312齿顶圆直径24816816824896320齿根圆直径23015015023078302 齿宽242424242424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： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率 -计算转速（r/min）. m-初算的齿轮模数（mm）, B-齿宽（mm）; z-小齿轮齿数； u-小齿轮齿数与大齿轮

14、齿数之比 -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min），=500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= 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=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上,=0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 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 Mpa；-许用弯

15、曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：弯曲应力校核：合格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。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得:=0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：3.3 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=3KW，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）d1，取d2=60mm。根据设计方案，

16、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.m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=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=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RA=F×=5272.65&

17、#215;=7908.97NRB=F×=5272.65×=2636.325N根据文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.8×10-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），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

18、，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第四章 主要零部件的选择 4.1电动机的选择Pmax=3kW；nmax=3000r/min选用调速电动机 4.2 轴承的选择I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6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III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7012C4.3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。第五章 校核5.1 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（b） 主轴在前轴承处的倾角（c） 在安装齿轮处的倾角E取为，由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得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）,，计算（在水平面）,，合成：5.2 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齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，