无级变速主传动机械系统设计说明书

1、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

2、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II机械系统课程设计目录摘要II错误！未定义书签。第一章课程设计的目的1.1 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11.4 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32.1 课程设计题目和主要技术参数32.2 技术要求3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43.1.2 绘制转速图和传动系统图53.2 确定各变速组此传动副齿数6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、.3 主轴合理跨距的计算12iii机械系统课程设计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第六章校核156.1 轴的校核156.2 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结论21参考文献22致谈日23IV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

4、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

5、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)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=3500r/min；nj=220r/min；电动机功率Pmax=2.2kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；2.2 技术要求(1)利用电动机完成换向和制动。

6、(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；nj=220r/min；电动机功率Pmax=2.2kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；(1)无级变速传动系统的恒功率调速范围Rp：Rnp=一njNmax3500=15.91220(2)交流调速电动机的恒功率调速范围rwp：3000=21500Z=lgRnp/lgrwp=4取Z=4nmax1wp=nr(3)分级变速传动的转速级数Z：3.1.1 确定结构网主轴的计算转速为22

7、0r/min由转速得，选用齿轮精度为8级精度机械系统课程设计3.1.1绘制转速图和传动系统图3500r/nin1750r/min875r/min220r/nin67r/nin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：Ai_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)机械系统课程设计轴最小齿数和：Szmin>(Zmax+2+D/m)3.2 确定各变速组此传动副齿数(1)Sz400-120，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Zmin>1820,查表取Z=20

8、,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机械系统课程设计第四章动力计算1 .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n=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1计算各传动轴的输出功率如下：Pi=R&nr4=2.20.960.99=2.1KWPII=PInrng=3.80.970.99=2.03KW2 .

9、计算各轴的扭矩：22890(N*mm)_32,1Ti=955010875。203TII=9550103203=87690(Nmm)220机械系统课程设计3 .轴径的计算以及键的选择P由公式d=911/丽（江：p该轴的传递功率；n该轴的计算转速）=0.51.1） .轴I:PI=2.1KW;nj=876r/min;取中=1二代入公式得23000dI=1.64*4=24.02mm;圆整取dI=25mm:0.52） .轴II:Pii=2.03KW;nj=220r/min;取严=1=代入公式得88000dII=1.64X4/=33.6mm;圆整取dII=35mm0.54 .模数计算，一般同一变速组内的齿

10、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=163383口p亚二可得各组的模数。:mZ1u二jnj材料选用45号钢整体淬火，2j=1100MP按接触疲劳计算齿轮模数mNd-驱动电机的功率（KW）;nj-齿轮计算转速（r/min）u-大小齿轮齿数比；邛m=410;Z1小齿轮齿数I_II轴：邛m=10；Z1=20;u=2'=220r/min(21)2.2mj=163383_=2.65mm取m=3.0mm82022110022205 .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齿轮Z0Z0'齿数2034模数33分度圆直径6081齿顶

11、圆直径6687齿根圆直径52.573.52424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208.5100.555.5253.5154.5154.5100.5208.52424242424242424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，平土匀取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286

12、HB,平均取240HB。计算如下：机械系统课程设计齿面接触疲劳强度计算:接触应力验算公式为二2。881°8，(U-1)KiK2K3KsN(Mpa)",1JzmuBnfJ弯曲应力验算公式为：191105K1K2K3KsN,二w2123s(Mpa-1zmBYn式中N-传递的额定功率(kW,这里取N为电动机功率，N=2.2kW;1计算转速(r/min).1=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;Ks寿命系数；Ks=&KnKnKqKt-工作期限系数；m

13、一60n1TKT一.,C0T齿轮工作期限，这里取T=15000h.;n1齿轮的最低转速(r/min),n1=500(r/min)10机械系统课程设计Co-基准循环次数，接触载荷取Co=107,弯曲载荷取C0=2106m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3弯曲载荷取m=6;Kn-转速变化系数，查【5】2上，取Kn=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，Kq=0.60qqK3-工作状况系数，取K3=1.1K2-动载荷系数，查【5】2上，取K2=1K1-齿向载荷分布系数，查【5】2上，K1=1Y齿形系数，查【5】2上，丫=0.386;kJ-许用接触应力

14、(MPa)，查【4】，表4-7,取&J=650Mpa；bw】-许用弯曲应力(MPa),查【4】，表4-7,取上】二275Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：-j=635Mpa二w=78Mpa<twl按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr,调质处理，硬度241HB286HB，平土匀取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB,平土匀取240HB。同理根据基本组的计算,11机械系统课程设计查文献【6】，可得：Kn=0.62,Kn=0.77,Kq=0.60,七二1.1,K2=1,Ki=1,m=3.5,Aj=355;可求得：Oj=619Mpaj1二w=135M

15、pak-w14.3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）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。P22轴承刚度，王轴最大输出转矩T=9550=9550X丽=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=318.3=4716N0.09背向力（沿x轴）Fp=0.5

16、Fc=2358N总作用力F=FC2Fp2=5272.65NCp此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65No先假设l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力Ra和Rb分别为la120240240Ra=FX=5272.65X=7908.97N12机械系统课程设计Rb=FXa=5272.65X120=2636.325Nl240根据11式3.7得：Kr=3.39Fr0.1La0.8(iz)0.9cos1.9a得前支承的刚度：Ka=1689.69N/Nm;Kb=785.57N/km;Ka1689.69一=2.15Kb785.57主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm,故惯性矩为4一

17、4,二(0.07-0.03)-84I=113.8X10m64EI2.11011113.8103ri=-=36-=0.14Kaa31689.690.110查【1】图3-38得S=2.0,与原假设接近，所以最佳跨距l0=120X2.0=240mma合理跨距为（0.75-1.5）l0,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。13机械系统课程设计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

18、.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。14机械系统课程设计第六章校核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ysWy=0.0002x525=0.105(b) 主轴在前轴承处的倾角8E容许值间轴承0.001rad(c)在安装齿轮处的倾

19、角8容许值日齿M0.001rad'Dilic/c651670787550802368516090150D平均=1.07=-I-m69087mmE取为E=2.1卜105MPa,二dd0二87454=(1-)=(1)-1356904(mm)64d6487Fz2M955M104P主x0.99532M955M104M3.37m0.9953-=1268N)400125Fy=0.4Fz=507(N),Fx=0.25Fz=217(N)由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算_4_295510唾mbz主n计29551043.37320125=8582(N)将其分解为垂直分力和水平分力由公式FQy.

20、FQytan：n=Fq,Fqz-FQytan：n可得Fqz=2105(N),FQy=6477(N)15机械系统课程设计22Mz=Fzl件=M1268X160=135253(Nkim)3322,My=Fyl件=M507Ml60=54080(NLmm)，3，31 1,Mx=Fxd317130=20605(NLmm)2 2主轴载荷图如下所示：Q）垂直平面内My（b）水平平面内由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算（在垂直平面）16机械系统课程设计-FQzabc(la)y1=6EIlFzC2、Mzc(lc)”的(2l3c)ysz=yiy2y3-0.0017

21、3FQzab3EIl(b-a),%2=&(2l+3c),6齿36EIM7,Cz(l3c)3EI8齿z="齿1+8齿2+8齿3=6.9m10-FQzab(la)6EIl'Fzcl日3EI'轴承3Mzl3EI=4由承1+4由承2+%承3=2.9父10计算（在水平面）2-FQyabc(la)Fycy1=>y2=(lc)>y36EIl3EIl(My-Mx)c6EI(2l3c)ysy=y1y2y3=0.0178齿1nFQyabe-a)，6齿23EIl五(2l+3c),6EI(My-Mx)齿3:3曰(Fc)e齿y=e齿1+8齿2十日齿3=13.86父10(My

22、-Mx)l3EIFQyab(la).一卫6EIl'轴承2-3EI'轴承35=6尸由*m由*c+64由片=22RX1n轴承1轴承2轴承31OIU合成:ysJysz2ysy2=0.018；0.105y21y2=0.00015<0.00117机械系统课程设计2.2=轴承z+8轴承y=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。I轴传递的转矩T=9550Pn.2.1T=9550X-

23、=23N-m2T223齿轮受力F=2TJ3=1840Nd25根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为F1l1l2=1452NRv2=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：pp"二fpXR=1.01452=1452NP2=fpX2R2=1.0387=387N故该轴承能满足要求。由n轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承，&=3P=XFr+YFaX=1,Y=0。对II轴受力分析18机械系统课程设计=:得：前支承的径向力Fr=2642.32N0由轴承寿命的计算公式：预期的

24、使用寿命Li0h=15000h,16670.1667022.81000.Ll0h=X()注=X()nP1802238.38=288142.94h刁L10h=15000h1667036.31000、3()1502642.32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。19机械系统课程设计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