無級變速主傳動機械系統(tǒng)設計說明書

哈爾濱理工大學課程設計題目機械系統(tǒng)課程設計院、系機械動力制造及其自動化姓名曹家齊學號1301010601指導教師解寶成2016年8月28日摘要設計機床的主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數(shù)和動力參數(shù)。根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中雙聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視。關鍵詞無級變速；傳動系統(tǒng)設計，傳動副，結構網(wǎng)，結構式，齒輪模數(shù)，傳動比目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要II目錄錯誤！未定義書簽。\o"CurrentDocument"第一章課程設計的目的11.1課程設計的內(nèi)容11.2理論分析與設計計算11.3圖樣技術設計1\o"CurrentDocument"1.4編制技術文件2\o"CurrentDocument"第二章課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求32.1課程設計題目和主要技術參數(shù)32.2技術要求3\o"CurrentDocument"第三章運動設計43.1運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定43.1.1確定結構網(wǎng)4\o"CurrentDocument"3.1.1繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖5\o"CurrentDocument"3.2確定各變速組此傳動副齒數(shù)6\o"CurrentDocument"第四章動力計算74.1計算轉(zhuǎn)速的計算74.2齒輪模數(shù)計算及驗算74.3主軸合理跨距的計算12\o"CurrentDocument"第五章主要零部件的選擇145.1電動機的選擇145.2軸承的選擇145.3變速操縱機構的選擇14\o"CurrentDocument"第六章校核156.1軸的校核15\o"CurrentDocument"6.2軸承壽命校核186.3結構設計及說明196.3.1結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案19\o"CurrentDocument"6.3.2展開圖及其布置20\o"CurrentDocument"結論21\o"CurrentDocument"參考文獻22\o"CurrentDocument"致謝23第一章課程設計的目的《機械系統(tǒng)設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.1課程設計的內(nèi)容《機械系統(tǒng)設計》課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2理論分析與設計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.3圖樣技術設計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。工程技術圖樣的設計與繪制。1.4編制技術文件對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術評價。編制設計計算說明書。第二章課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求2.1課程設計題目和主要技術參數(shù)題目35：無級變速主傳動系統(tǒng)設計技術參數(shù)：Nmin=67r/min；Nmax=3500r/min；n.=220r/min；電動機功率Pmax=2.2kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；2.2技術要求（1）利用電動機完成換向和制動。（2）各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構。（3）進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。第三章運動設計3.1運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定技術參數(shù):Nmin=67r/min；Nmax=3500r/min；n.=220r/min；電動機功率Pmax=2.2kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；無級變速傳動系統(tǒng)的恒功率調(diào)速范圍R:npNmax3500Rnp=—=五》=15.91j交流調(diào)速電動機的恒功率調(diào)速范圍r:n3WP00rwp=^=1500=2分級變速傳動的轉(zhuǎn)速級數(shù)Z：Z=lgRnp/lgrwp^4取Z=43.1.1確定結構網(wǎng)主軸的計算轉(zhuǎn)速為220r/min由轉(zhuǎn)速得，選用齒輪精度為8級精度圖3-1結構網(wǎng)3.1.1繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖(1)繪制轉(zhuǎn)速圖:(2)畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術參數(shù)I-II軸最小中心距:Ai_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和：Szmin>(Zmax+2+D/m)3.2確定各變速組此傳動副齒數(shù)Sz<100-120,中型機床Sz=70-100直齒圓柱齒輪Z.>18-20圖3-3主傳動系統(tǒng)圖齒輪齒數(shù)的確定。據(jù)設計要求ZminN18—20，查表取Z=20，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如下。齒輪Z0Z0'Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'Z4Z4'齒數(shù)20347236218754543672表3-1第四章動力計算4.1計算轉(zhuǎn)速的計算1、主軸的計算轉(zhuǎn)速傳動件的計算轉(zhuǎn)速主軸的計算轉(zhuǎn)速n=220r/min,各軸的計算轉(zhuǎn)速如下：軸序號電動機(0)I軸II軸計算轉(zhuǎn)速r/min1500875220表4-14.2齒輪模數(shù)計算及驗算計算各傳動軸的輸出功率如下：P=Pxnxn=2.2x0.96x0.99=2.1KWP=Px^xn=3.8x0.97x0.99=2.03KWIIIrg計算各軸的扭矩：2.1T=9550x103x8__._=22890(N?mm)203T〃=9550x103x_20=87690(N?mm)

軸徑的計算以及鍵的選擇1P由公式刁=91?4：4：云麗(注:p該軸的傳遞功率；七該軸的計算轉(zhuǎn)速)［里］=0.5。?1。由公式刁=91?4：.軸I:P]=2.1KW;n.=876r/min;取[9]=1。代入公式得23000d=1.64x、:―^-^—=24.02mm;圓整取d=25mm.軸II:P〃=2.03KW;n=220r/min;取[9]=1。代入公式得d=1.64x\/8黑:。=33.6mm;圓整取d=35mm模數(shù)計算，一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即m.=1633^(U11)P可得各組的模數(shù)。J39z2"”.］2n材料選用45材料選用45號鋼整體淬火，g]=1100MPj按接觸疲勞計算齒輪模數(shù)m-齒輪計算轉(zhuǎn)速(r/min)10；Z1-小齒輪齒數(shù)=2;n.=220r/minNd-驅(qū)動電機的功率(KW)；nj-齒輪計算轉(zhuǎn)速(r/min)10；Z1-小齒輪齒數(shù)=2;n.=220r/min3.0mmm=16338'(2+*2.=2.65mm；取m3.0mmJ*8x202x2x11002x220基本組齒輪計算。0-1基本組齒輪幾何尺寸見下表

齒輪Z0Z0'齒數(shù)2034模數(shù)33分度圓直徑6081齒頂圓直徑6687齒根圓直徑52.573.5齒寬2424表4-21-2基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'Z4Z4'齒數(shù)7236218754543672模數(shù)33333333分度圓直徑21610863261162162108216齒頂圓直徑22211469267168168114222齒根圓直徑208.5100.555.5253.5154.5154.5100.5208.5齒寬2424242424242424表4-3按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB?286HB,平均取260HB,大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB?286HB,平均取240HB。計算如下：①齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"°=2°88x1°8：（〃土1）KJK°K3KN皿孔］

jzmuBniif彎曲應力驗算公式為：191x105K1K2k3kn(MPa4]

zm2BYnw式中N——傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=2.2kW;n計算轉(zhuǎn)速（r/min）.n=500（r/min）;m初算的齒輪模數(shù)（mm）,m=3（mm）;B齒寬（mm）;B=24（mm）;z小齒輪齒數(shù)；z=20;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2;K——壽命系數(shù);K=七KKnKKt----工作期限系數(shù);m60nT10T——齒輪工作期限，這里取T=15000h.;七齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min），氣=500（r/min）C0----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取C0=107,彎曲載荷取C0=2x106m疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;K----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取K=0.60Kn----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取Kn=0.78K-----材料強化系數(shù)，查【5】2上,K=0.60K3-----工作狀況系數(shù)，取K3=1.1K2-----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取K2=1K1——齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，K1=1Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；L1---許用接觸應力（MPa），查【4】，表4-7,取k]=650Mpa；jjk]---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7,取k]=275Mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：k.=635Mpa<kJk=78Mpa<In]按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB?286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB?286HB，平均取240HB。同理根據(jù)基本組的計算，

查文獻【6】，可得:K=0.62,K=0.77,K=0.60,K=1.1,21j可求得：c,=619Mpa<LJb=135Mpa<21j可求得：c,=619Mpa<LJb=135Mpa<In]由于電動機功率P=2.2KW,根據(jù)【1】表3.20,前軸徑應為60?90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7?0.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550—=9550X&2=318.3N.mn220假設該機床為車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%,這里取60%,即180mm，故半徑為0.09m；切削力（沿y軸）f=318.^=4716nc0.09背向力（沿x軸）Fp=0.5Fc=2358N總作用力F=《F2+f2=5272.65N此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。先假設l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為R=FX土=5272.65X120+240=7908.97NAl240R=FX-=5272.65X120=2636.325NBl240根據(jù)【1】式3.7得：Kr=3.39Fr0.1La0.8(iz)0.9cos1.9a得前支承的剛度：Ka=1689.69N/ycm；KB=785.57N/ym；土=紋也2.15KB785.57主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I=W^2=113.8X10-8m4EI2.1x1011x113.8x10-8n===0.14Ka31689.69x0.13x106A查【1】圖3-38得10=2.0，與原假設接近，所以最佳跨距l(xiāng)0=120X2.0=240mm合理跨距為(0.75-1.5)l，取合理跨距l(xiāng)=360mm。根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用角接觸球軸承和推力軸承組合。第五章主要零部件的選擇5.1電動機的選擇轉(zhuǎn)速n=3000r/min，功率P=2.2kW選用調(diào)速電動機5.2軸承的選擇0軸:與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C另一安裝深溝球軸承6012I軸：對稱布置深溝球軸承6009II軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C5.3變速操縱機構的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。第六章校核6.1軸的校核(1)主軸剛度符合要求的條件如下：主軸的前端部撓度y＜［y］=0.0002x525=0.105主軸在前軸承處的傾角9＜容許值［0］軸承V0.001sd在安裝齒輪處的傾角9＜容許值［9］齒＜0.001尸洞D平均ZDili=1.07L總65x16+70x78+75x50+80x236+85x160+90x150"87mm690E取為E=2.1x105"。，,兀d4d、兀x87445、I=(1——0)=(1-)=1356904(mm4)64d6487F=2x955xl04〃主x0.9953=2x955x104x3.37x0.9953=1268(N)zd件xn計F=0.4F=507(N)，F(xiàn)=0.25F=217(N)由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算400x125F=2x說xl04七=2x955x104x3.37=858(N)Qm主z、n十3x20x125將其分解為垂直分力和水平分力由公式F+Ftana=FF=F?tanaQyQynQ,QzQyn可得Fq=2105(N),Fy=6477(N)22Mz=3FJ件=3x1268x160=135253（叩心22M=3Fl件=3x507x160=54080（N暨）M=1Fd=-x317x130=20605（Nmm）x2x件2主軸載荷圖如下所示:(b)水平平面內(nèi)由上圖可知如下數(shù)據(jù):a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm計算（在垂直平面）一Fabc(l+a)Fc2—Q,y=—(l+c),y6EIl23EIl3=—ZMc匕z(21+3c)6EIysz=y1+y2+y3=0.00173FoZab(b-a)

3EI1F——X.—(2l+3c)，6EIMz(l+3c)3EI=9+9+9齒1齒2齒3=6.9X10-59軸承16EIl9軸承2Fcl—z，93EI軸承33EI9軸承Z=9+9軸承1軸承2+9=2.9x10-5軸承3計算（在水平面）一Fabc(l+a)—Qy6EIl，y2Fc2部(l+c),y3-M)cy二(2l+3c)6EIysy=y+y+y=0.0179齒1時(b-a)

3EIlF

———6EI七M)(l+3c)3EI=9+9+9齒1齒2齒3=13.86X10-59軸承1一Fab(l+a)Qy6EIl軸承2Fcl—，3EI一M)1

x軸承3y3EI9軸承y=9，+9+9軸承1軸承2.，=32.8X10-5軸承3合成:\：'y2+y2=0.018<0.1059齒2+92=0.00015<0.001y齒y9軸承軸承Z軸承Y2=0.00033<0.0016.2軸承壽命校核I軸選用的是深溝球軸承軸承6006,其基本額定負荷為13.0KN由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值n=1120r/min，所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據(jù)設計要求，應該對I軸未端的軸承進行校核。PI軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=9550-n2.1一T=9550X—=23N-m880齒輪受力F=多=土癸=1840Nd25根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為R=——=1452NV1〈+12R2=1840-1452=387N因軸承在運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按《機械設計》表10-5查得fp為1.0到1.2，取fp=1.0，則有：-=fX1R]=1.0x1452=1452N-2=fX2R2=1.0x387=387N故該軸承能滿足要求。由II軸最小軸徑可取軸承為7008C角接觸球軸承,8=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。對II軸受力分析

得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命[L1Oh]=15000hl=16670x（C）e=16670x（獎竺000）31667015010hnP1802238.38x嚴3x'000=288142.94h^[LJ=15000h166701502642.3210h軸承壽命滿足要求。6.3結構設計及說明6.3.1結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：1布置傳動件及選擇結構