无级变速主传动机械系统设计说明书

1、哈哈 尔尔 滨滨 理理 工工 大大 学学 课课 程程 设设 计计 题题 目目机械系统课程设计 院、院、 系系机械动力制造及其自动化 姓姓 名名曹家齐 学学 号号 指导教师指导教师解宝成 2016 年年 8 月月 28 日日 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

2、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 摘摘 要要.I I 目目 录录.IIII 第一章第一章 课程设计的目的课程设计的目的.1 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 第二章第二章 课程设计题目、主要技术参数和技术要求课程设计题目、主要技术参数和技术要求.3 3 2.1 课程设计题目和主要技术参数 .3 2.2 技术要求 .3

3、 第三章第三章 运动设计运动设计.4 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 第四章第四章 动力计算动力计算.7 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 第五章第五章 主要零部件的选择主要零部件的选择.1414 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 第六章第六章 校核校核.1515 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 .

4、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 结结 论论.2121 参考文献参考文献.2222 致致 谢谢.2323 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

5、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。 （2）工程技术图样的设计与绘

6、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。 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。 （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：

7、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 Rnp: Rnp =15.91 j N n max 220 3500 (2)交流调速电动机的恒功率调速范围 rwp: rwp=2 r n n max 1500 3000 (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 图 3-1 结构网 3.1.1 绘制转速

8、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：A1_2min1/2(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 (1)Sz 100-120,中型机床Sz=70-100 (2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20 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Z0Z0 Z1Z1 Z2Z2Z3Z3 Z4Z4 齿数 2034723621875454367

9、2 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min/220rn 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 )(87690 220 03. 2 109550 )(22890 875 1 . 2 109550 :. 2 03 . 2 99 . 0 97. 08 . 3 1 . 299 . 0 96. 02 . 2 : . 1 3 3 mmNT mmNT KWnnPP KWnnPP II I grIII brI 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/

10、min 1500875220 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 n P n P d mmdmmd rnKWPII mmdmmd rnKWPI IIII jII II jI 35;6.33 5.0 88000 64.1 1min;/220;03.2:).2 25;02.24 5.0 23000 64.1 1min;/876;2.1:).1 4 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

11、 可得各组的模数。 3 2 2 1 ) 1( jjm nuz Pu 材料选用 45 号钢整体淬火，1100 j MP 按接触疲劳计算齿轮模数 m mmmm rnuZIII Zu rnKWN j jd .03m取;5.62 22011002208 .22)12( 16338m min/220;2;20;10:轴 小齿轮齿数;104;大小齿轮齿数比 min)/(齿轮计算转速);(驱动电机的功率 3 22 j 1m 1m 5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 2

12、424 表 4-2 1-2 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z1Z1 Z2Z2Z3Z3 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 241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB，平均取 240H

13、B。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 j f s j MPa uBn NKKKKu zm )( ) 1(102088 321 8 弯曲应力验算公式为： w s w MPa BYnzm NKKKK )( 10191 2 321 5 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）; j n j n 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； s K = s K T K

14、n K N K q K -工作期限系数； T K m T C Tn K 0 1 60 T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min） ，=500（r/min） 1 n 1 n -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= 0 C 0 C 7 10 0 C 6 102 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 n K n K -功率利用系数，查【5】2 上，取=0.78 N K N K -材料强化系数，查【5】2 上,=0.60 q K q K -工作状况系数，取=1.1 3 K 3 K -动载荷系数，

15、查【5】2 上，取=1 2 K 2 K -齿向载荷分布系数，查【5】2 上，=1 1 K 1 K 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 j j =78 Mpa w w 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，

16、查文献【6】 ，可得:=0.62， =0.77，=0.60，=1.1， n K N K q K 3 K =1，=1，m=3.5，=355； 2 K 1 K j n 可求得： =619 Mpa j j =135Mpa w w 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）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=9550=318.3N

17、.m n P 220 2 . 2 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 09 . 0 3 . 318 背向力（沿 x 轴） Fp=0.5 Fc=2358N 总作用力 F=5272.65N 22 p C FF 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=7908.97N l al 240 240120 RB=

18、F=5272.65=2636.325N l a 240 120 根据【1】式 3.7 得：Kr=3.39得 1 . 0 Fr 8 . 0 La 9 . 0 )(iza 9 . 1 cos 前支承的刚度：KA= 1689.69 N/；KB= 785.57 N/；=mm B A K K =2.15 57.785 69.1689 主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 64 )03. 007. 0( 44 =0.14 3 aK EI A 63 811 101 . 069.1689 10 8 . 113101 . 2 查【1】图 3-38 得 =2.

19、0，与原假设接近，所以最佳跨距 a l0 =1202.0=240mm 0 l 合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距 l=360mm。 0 l 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

20、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。 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 0.0002 5250.105 s yy （b） 主轴在前轴承处的倾角 0.001rad容许值轴承 （c） 在安装齿轮处的倾角 0.001rad容许值齿 65 1670 7875 5080 23685 16090 150 D1.0787 690 Dili mm L 平均

21、总 E 取为， 5 2.1 10EMPa 44 4 0 8745 (1)(1)1356904() 646487 dd Imm d 4343 2 955 100.9952 955 103.37 0.995 1268 400 125 z p FN dn 主 计件 （） ，0.4507() yz FFN0.25217() xz FFN 由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 44 2 955 102 955 103.37 8582) 3 20 125 Q P FN m z n 主 计主主 （ 将其分解为垂直分力和水平分力 由公式 , tantan QyQynQQzQyn FFF FF 可得21

22、05(),6477() QzQy FNFN 22 1268 160135253() 33 ZZ MF lN mmA 件 22 507 16054080() 33 yy MF lN mmA 件 11 317 13020605() 22 xx MF dN mmA 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） , 1 () 6 QZ F abc la y EIl 2 2 () 3 Z F c ylc EIl 3 (23 ) 6 z M c ylc EI 123 0.00173 sz yyyy ，() 3 QZ F a

23、b ba EIl 齿1 (23 ) 6 Z F lc EI 齿2 (3 ) 3 Z M lc EI 齿3 5 6.9 10 齿Z齿1齿2齿3 ， () 6 QZ F ab la EIl 轴承1 ， 3 z F cl EI 轴承2 3 Z M l EI 轴承3 5 2.9 10 轴承Z轴承1轴承2轴承3 计算（在水平面） , 1 () 6 Qy F abc la y EIl 2 2 () 3 y F c ylc EIl 3 () (23 ) 6 yx MMc ylc EI 123 0.017 sy yyyy ，() 3 Qy F ab ba EIl 齿1 (23 ) 6 y F lc EI 齿2

24、 () (3 ) 3 yx MM lc EI 齿3 5 13.86 10 齿y齿1齿2齿3 ， () 6 Qy F ab la EIl 轴承1 3 y F cl EI 轴承2 () 3 yx MMl EI 轴承3 5 32.8 10 轴承y轴承1轴承2轴承3 合成： 22 0.0180.105 sszsy yyy 22 0.000150.001 齿齿y齿y 22 0.000330.001 轴承轴承Z轴承Y 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

25、求，应该对轴未端的轴承进行校核。 轴传递的转矩 n P T9550 T=9550 =23 Nm 880 1 . 2 齿轮受力 N1840 25 2322 d T F 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 N1452 21 1 1 ll lF R r v N38714521840 2 v R 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： p f0 . 1 p f N 145214520 . 1 111 RXfP p N3873870 . 1 222 RXfP p 故该轴承能满足要求。 由轴最小轴径可取轴承为 7008C 角

26、接触球轴承, =3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。 对轴受力分析 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 L10h=15000h L10h= n 16670 ) P C ( 180 16670 3 ) 2238.38 100022.8 ( =hL10h=15000h 3 1667036.3 1000 ()288142.94 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。 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 1