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。根據數控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數和動力參數。根據已確定的運動參數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，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，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，結構式，齒輪模數，傳動比目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要 I\o"CurrentDocument"目錄 II\o"CurrentDocument"第一章課程設計的目的 11.1課程設計的內容 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、主要技術參數和技術要求 32.1課程設計題目和主要技術參數 32.2技術要求 3\o"CurrentDocument"第三章運動設計 43.1運動參數及轉速圖的確定 43.1.1確定結構網 43.1.1繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)區(qū) 53.2確定各變速組此傳動副齒數 6\o"CurrentDocument"第四章動力計算 74.1計算轉速的計算 74.2齒輪模數計算及驗算 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結構設計的內容、技術要求和方案 196.3.2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課程設計的內容《機械系統(tǒng)設計》課程設計內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） 根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3） 根據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容進行自我經濟技術評價。編制設計計算說明書。第二章課程設計題目、主要技術參數和技術要求2.1課程設計題目和主要技術參數題目35：無級變速主傳動系統(tǒng)設計技術參數：Nmin=67r/min；Nmax=35°°r/min；nj=22°r/min；電動機功率Pmax=22kW；nmLOOOr/mh烏=15°°血而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)采用單獨電動機驅動。第三章運動設計3.1運動參數及轉速圖的確定技術參數: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)的恒功率調速范圍R:npNmax3500Rnp=—=五》=15.91j交流調速電動機的恒功率調速范圍rn:wpnrnrwp=~n^=i5O0=2分級變速傳動的轉速級數Z：Z=lgRnp/lgrwp-4取Z=43.1.1確定結構網主軸的計算轉速為220r/min由轉速得，選用齒輪精度為8級精度圖3-1結構網3.1.1繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖(1)繪制轉速圖:3000r/min1500r/min456r/min圖3-2轉速圖(2)畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數I-II軸最小中心距：A12min>1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和：Szmin>(Zmax+2+D/m)3.2確定各變速組此傳動副齒數Sz<100-120,中型機床Sz=70-100直齒圓柱齒輪Z命>18-20圖3-3主傳動系統(tǒng)圖齒輪齒數的確定。據設計要求ZminN18—20，查表取Z=20，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如下。齒輪Z0Z0'Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'Z4Z4'齒數20347236218754543672表3-1第四章動力計算4.1計算轉速的計算1、主軸的計算轉速傳動件的計算轉速主軸的計算轉速〃=220r/min,各軸的計算轉速如下：軸 序號電動機(0)I軸II軸計算轉速r/min1500875220表4-14.2齒輪模數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=91,洞(注:P該軸的傳遞功率；〃.該軸的計算轉速)［里］=0.5。?1。1).軸I:Pj=2.1KW;n.=876r/min;取[9]=1。代入公式得23000d=1.64x\：―———=24.02mm;圓整取d=25mm2).軸II:P[=2.03KW;n.=220r/min;取[9]=1。代入公式得d=1.64x?'：5=33.6mm;圓整取d=35mm模數計算，一般同一變速組內的齒輪取同一模數，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^ (U±1)P 可得各組的模數。J39Z]2"”.]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m-齒輪計算轉速(r/min)10;Z1-小齒輪齒數=2;n.=220r/minNd-驅動電機的功率(KW)；nju-大小齒輪齒數比；-齒輪計算轉速(r/min)10;Z1-小齒輪齒數=2;n.=220r/min3.0mmm=16338' (2+°*W =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2034模數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7236218754543672模數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，調質處理，硬度241HB?286HB,平均取260HB,大齒輪用45鋼，調質處理，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°=2°88x1°8血土1）%K2%KN皿孔］

j z^ uBn j彎曲應力驗算公式為：=191X105K%K3KN傾。）v°]

zm2BYn w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 計算轉速（r/min）.n=500（r/min）;m 初算的齒輪模數（mm）,m=3（mm）;B 齒寬（mm）;B=24（mm）;z 小齒輪齒數；z=20;u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=2;K——壽命系數;K=七KKnKKt----工作期限系數;m60nT1 0T——齒輪工作期限，這里取T=15000h.;n 齒輪的最低轉速（r/min），n=500（r/min）C0----基準循環(huán)次數，接觸載荷取C0=107,彎曲載荷取C0=2X106m 疲勞曲線指數，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;K----轉速變化系數，查【5】2上，取K=0.60Kn----功率利用系數，查【5】2上，取Kn=0.78K-----材料強化系數，查【5】2上,K=0.60K3-----工作狀況系數，取K3=1.1K2-----動載荷系數，查【5】2上，取K2=1K------齒向載荷分布系數，查【5】2上，K1=1Y------齒形系數，查【5】2上，Y=0.386；L1---許用接觸應力（MPa），查【4】，表4-7,取k]=650Mpa；j jk]---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7,取k]=275Mpa；根據上述公式，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，調質處理，硬度241HB?286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB?286HB，平均取240HB。同理根據基本組的計算，

查文獻【6】，可得:K=0.62,K=0.77,K=0.60,K=1.1,2 1 j可求得：cj=619Mpa<tJb=135Mpa<lc]2 1 j可求得：cj=619Mpa<tJb=135Mpa<lc]4.3主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=2.2KW,根據【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，主軸最大輸出轉矩T=9550—=9550X&2=318.3N.mn 220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，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的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=v'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=7908.97NAl 240R尸FX-=5272.65X120=2636.325NBl 240根據【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=*(0.074-0.034)=113.8X10-8m464EI 2.1x1011x113.8x10-8n= = =0.14Ka3 1689.69x0.13x106A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電動機的選擇轉速n=3000r/min，功率P=2.2kW選用調速電動機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軸上的三聯滑移齒輪和二聯滑移齒輪。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ZDiliD平均=1.0765x16+70x78+75x50+80x236+85x160+90x150 "87mm690E取為E=2.1x105MPa，,兀d4 d、兀x874 45、I= (1——0)= (1- )=1356904(mm4)64d64 87400x125F=2x955x104p主x0.9953=2x955x104x3.37x0.9953=1268(N)z d件x400x125F=0.4F=507(N)，F=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=8582(N)2x955x104P2x955x104x3.37=8582(N)m、z、n計 3x20x125將其分解為垂直分力和水平分力由公式F+Ftana=FF=F?tanaQyQyn Q,QzQy n可得Fq=2105(N),Fy=6477(N)

2 2Mz=3FJ件=3x1268x160=135253(Nmm)22M=3Fl件=3x507x160=54080(Nmm)M=1Fd=-x317x130=20605(Nmm)x2x件2主軸載荷圖如下所示：由上圖可知如下數據：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm計算（在垂直平面）一Fabc(l+a) Fc2—°^ ,y=—(l+c),y6EIl 23EIl 3Mc匕z(21+3c)6EIysz=y1+y2+y3=0.00173Fozab(b-a)

3EIl—(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計算=9 +9軸承1 軸承2（在水平面）一Fabc(l+a)—Qy 6EIlysy+9 =2.9x10-5軸承3y3—M)cy 二(2l+3c)6EI=y+y+y=0.017^0^(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)6EIl '軸承2Fcl—，3EI軸承3(M—M)l

3EI，9軸承y合成:=9 +9 +9軸承1 軸承2， =32.8x10-5軸承3、: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。根據設計要求，應該對I軸未端的軸承進行校核。PI軸傳遞的轉矩 T=9550-n 2.1一T=9550X—=23N-m880齒輪受力 F=多=土癸=1840Nd25根據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）31667015010hnP180 2238.3816670150x嚴3x'000=288142.94hN[L心]=15000h2642.32 10h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