无级变速主传动系统说明书

哈尔滨理工大学

课程设计

题目：分级变速主传动系统设计

院、系：机械动力工程学院

姓名：兰健

指导教师：戴野

系主任：段铁群

2016年9月1日

分级变速主传动系统设计

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。分级变速是指传动链执行件的输出速度（或转速）在一定的范围内分级变化，即在变速范围内输出一组速度值。本设计中分级变速传动系统采用滑移齿轮实现传动变速。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，通过查询有关工程手册，确定最佳机床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。本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数并且以主轴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，所用齿轮齿数的设计方法是查表法，计算法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，绘制主要零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。

关键词主传动系统；分级变速；工程手册；展开图；剖视图

目录

摘要 (Ⅰ)

一．课程设计的目的 (1)

二. 课程设计的题目、主要技术参数和技术要求 (2)

三.运动设计 (3)

四.动力计算 (7)

五. 主要零部件的选择 (16)

六.校核 (17)

结束语 (22)

参考文献 (23)

一．课程设计的目的

《机械系统课程设计》课程设计是在学完本课程后，进行的一次综合性练习。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。

二．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26：分级变速主传动系统设计

技术参数：

Nmin=35.5r/min；Nmax=560r/min；

Z=9级；公比为1.41；电动机功率P=3KW；电机转速n=1430r/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。

三．运动设计

3.1 运动参数及转速图的确定

（1）执行轴的转速范围。 Rn=

min max N N =5

.35560

=15.77 （2）确定转速数列。

首先找到35.5r/min 、然后每隔5个数取一个值（1.41=1.066），故得出主轴的转速数列为：

35.5 r/min 、50 r/min 、71 r/min 、100 r/min 、140 r/min 、200 r/min ，280 r/min ，400 r/min ，560r/min 共9级。

（3）确定结构式。

因为Z=9级，根据“前多后少” , “前慢后快” , “前密后疏”,“升2降4”的原则，可分解为：Z=31×33。这种结构式可以使传动组结构紧凑，再设计时不至于使整体结构过大。

（4）确定结构网。

根据“前多后少” , “前慢后快” , “前密后疏”,“升2降4”的原则,选取传动方案Z=31×33,对极限变速范围进行验算，易知第一扩大组的变速范围r 1?

=X 1 (P 1-1)

=1.416

=7.85〈8，符合“升2降4”原则，其 结 构 网 如

图所示。

图1 9=31×33结构网

（5）绘制转速图。

根据“抓两端、连中间”的原则，先从输出轴向前设计，再从输入轴向后设计，最后设计和安排中间部分传动件的传动比，绘制转速图。

①由后向前设计，在第一扩大组中，根据“升2降4”原则有，降速传

动副的传动比i b1=41=441.11=4

1

?,升速传动副的传动比i b2=12=2

1

41.1=2?，即第一扩大组的变速范围r b =12b b i i =4

2/1??=6

?。因此Ⅲ轴的3级转速为固定值，分别为140r/min ，200r/min ，280r/min 。

②由前向后设计。先考虑选择电动机。在无特殊性能要求时，多采用Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。根据所需功率选定电动机型号，由手册查得，电动机型号为Y100L 2-4，额定功率3KW ，同步转速n d =1500r/min 。电动机至轴Ⅰ采用皮带传动，由于电动机至轴Ⅰ之间的皮带传动副降速传动比i ≧1/2，如直接从电动机传至轴Ⅰ速度从1430r/min 降至400r/min ，降速传动比i ＞1/2，导致大带轮尺寸过大，不利于机械系统运动与动力的传递。故在轴Ⅰ与轴Ⅱ之间增加一级定比降速传动。故传动轴数为5根轴。

③连接中间环节。并且补充缺少的传动线，标注各传动副的传动比，检查轴号，转速值和单位，绘出完整的转速图。

图2 系统转速图

（6）绘制传动系统图。

根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图：

图3 主传动系统图

（7）齿轮齿数的确定。

变速组内取模数相等，据设计要求Zmi n≥17,以防产生根切现象，并且考虑到套装在轴上的小齿轮齿根圆到其轮毂键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防止轮毂断裂。齿数和Sz≤100～120，通常选用S

=70～100齿。

Z

根据各变速组公比，查表可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表：

表1 齿轮齿数

图4 配齿后的转速图

(8)验算执行轴的转速误差。

实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过±10(?-1)％,即

'||10(1)%n n n

?-<-实际转速标准转速标准转速

对Nmax=560r/min ，Nmax`=1430×100/200×26/46×30/42×66/33=567r/min 则有 560

560

567-=1.25％〈4.1％ 因此满足要求。

四．动力计算

4.1带传动设计

1.确定计算功率P d

查得工况系数Ka=1.1

计算功率Pd=Ka ×P=1.1×3=3.3KW 2.选取V 带型号

根据P d ，n 1查普通V 带选型图，可得d=80~100mm 初取小带轮直径d 1： 取 d 1=100mm A 型V 带 3.确定带轮直径d 1、d 2 (1)验算带速v

10006011?=n d v π=1000

601430

100???π=7.49m/s ，满足要求。

(2)确定大带轮基准直径d 2 d 2=

2

11n n d =7151430

100?=200mm

(3)计算实际传动比i

当忽略滑动率时：1/2d d i ==2 (4)验算传动比相对误差

题目的理论传动比：210/n n i ==2 传动比相对误差：

00

0=-i i

i %<5%，合格。 4.定中心距a 和基准带长L d (1)初定中心距0a

)(2)(7.021021d d a d d +≤≤+ 即210≤≤0a 600，取0a =500mm

(2)计算带的基准长度L d0

2

1221004)()(22a d d d d a L d -+++

≈π

L d0=1476mm ，查《机械设计》表3.2取标准值L d =1600mm (3)计算实际中心距a

实际中心距a ≈a 0+(L d -L d0)/2=612mm

(4)确定中心距调整范围 a max =a+0.03L d =650mm

a min =a-0.015L d =588mm 5.验算包角

1α=180 -（d 2-d 1）/a×57.3 =170 >120 ，合格。 6.确定V 带根数Z (1)确定额定功率P 0

由《机械设计》表3.6，并用线性插值法求得P 0=1.30KW (2)确定各修正系数

由表3.8，得包角系数K α=0.98； 由表3.9，得长度系数K L =0.99； 由表3.7，得功率增量△P 0=0.17KW ； (3)确定V 带根数Z L

d

k k P P P z α)(00?+≥

=2.3根

取Z=3根

7.确定单根V 带初拉力F 0

查表3.1得单位长度质量q=-0.10kg/m F 0=500

2)15.2(qv k vz P d +-α

=120N 8.计算压轴力

F Q 2

sin 210αzF ==717N 9.带轮材料

灰铸铁，牌号HT200

4.2计算转速的计算

1.确定主轴的计算转速n j，由公式n

j =n

min

)1

3

(-

z

?得，主轴的计算转速

n j=71r/min。

2.确定各传动轴的计算转速。Ⅲ轴共有3级转速：140 r/min、200r/min、280 r/min。轴Ⅲ在最低转速140r/min时，经传动组b中的66/33齿轮副传动至主轴，得到主轴转速为280r/min。这个转速高于主轴的计算转速n

jⅣ，

在恒功率区间内，因此轴Ⅲ的最低转速为该轴的计算转速，即n

jⅢ

=140r/min。

同理，可以求得轴Ⅰ和轴Ⅱ的计算转速分别为n j

Ⅱ=400r/min；轴Ⅰ有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速n j

Ⅰ=715r/min。将各轴计算转速入表。

表2 各轴计算转速

3.确定传动齿轮的计算转速。由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮,因此只需求取每个传动组内，危险小齿轮的计算转速。

传动组a中的危险齿轮为Z

19,传动组b中的危险齿轮为Z

20

,定比组中的危险

齿轮为Z

26。Z

20

装在轴Ⅲ上并具有140、200、280r/min共3级转速，其中只

有280r/min传递最大功率，故Z

20

z j =280 r/min。Z

19

装在轴Ⅱ上，只有400r/min

传递最大功率，故Z

19

jz =400r/min。依次可以得出齿轮Z

26

的计算转速，如表

所示。

表3 齿轮副计算转速

4.4传动轴直径的初定

1.传动轴输出功率的计算。

kw P P kw P P kw

P P v v 71.279.288.299

.098.096.03232100 3721=??

==???==?=======ηηηηηηηηηηηηⅡⅢⅡ带Ⅰ球轴承级齿轮带

2.各传动轴扭矩。

mm

N T mm

N T mm N T ?=??=?=??=?=??=71.184860140

71

.21095525.66611400

79

.21095513.3846771588

.210955444

ⅢⅡⅠ 3.传动轴的直径初定。

传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=91[]4

nj

N

?（mm ） 式中 d ——传动轴直径（mm ）

N ——该轴传递的功率（KW ） j n ——该轴的计算转速(r/min)

[]?——该轴每米长度的允许扭转角(deg/m),一般传动轴取 []?=0.50~01。 代入公式，求得各传动轴最小轴径如表：

表4 各传动轴的直径

4.5执行轴轴颈直径的确定：

执行轴的前轴颈D 1尺寸由教材4-9表得到：D 1=90mm 后轴颈D 2=（0.7~0.9）D 1确定。所以取D 2=60mm 初步计算，取当量外径D=0.5（D 1+D 2）=75mm

执行轴选用阶梯状中空结构，内孔直径d 与当量外径D 之比以不大于 0.7为宜。取d=35mm 。

4.6齿轮模数的初步计算

（1）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

m j =163383

2

21][)1(j

j m n u z P

u σ?±

式中 m j ——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm ）； d N ——驱动电动机功率（kW ）； j n ——被计算齿轮的计算转速（r/min ）；

u ——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”； 1z ——小齿轮的齿数（齿）；

m ? ——齿宽系数，B

m m

?=（B 为齿宽，m 为模数），4~10m ?=； j σ????——材料的许用接触应力（MPa ）。

得：基本组的模数m j =4 第一扩大组的模数m j =4 定比组的模数

为m j =2.5 选用齿轮精度等级为7级精度。

（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表

表5 基本组齿轮几何尺寸

按基本组最小

齿轮计算。小齿轮用40Cr ，调质处理，硬度241H B ～286HB ，平均取260HB ，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229H B ～286HB ，平均取240HB 。计算如下：

① 齿面接触疲劳强度计算：在验算变速箱中的齿轮应力时。选相同模数中承受载荷最大的，齿轮最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力验算。 接触应力验算公式为 []H H E H u

bd u KT Z Z Z σσε

≤±=2

11)

1(2 弯曲应力验算公式为： []F sa Fa d F Y Y Y z m KT σψσε

≤=

21

31

2 式中 T 1—主动轴传递的转矩(mm N ?); K ——载荷系数，K=βαK K K K V A ; u ——传动比，u ≥1，“+”用于外啮合; d 1——齿轮分度圆直径(mm); b ——齿宽(mm); m ——齿轮模数(mm);

d ψ——齿宽系数，d ψ=b/d 1； Z 1——齿轮齿数；

E Z ——弹性系数； H Z ——节点区域系数；

ε

Z ——接触强度重合度系数；

Fa Y ——齿形系数； sa Y ——应力修正系数； εY ——弯曲强度重合度系数；

[]H σ——许用接触应力（MPa ）,取[]H σ=650 Mpa ；

[]F σ——许用弯曲应力（MPa ），取[]F σ=275 Mpa ； 可求得及查取值得：

Z=19，u=2.79，m=4mm ，b=28mm ，n j =400r/min ，K t =1.3， T=66611.25N ?mm ，1=d ψ，Z ε=

89.03

4=-r

ε，d 1t =76mm ， s m s m n d v t /10/59.11000

60400

761000

601

1?=???=

?=

ππ，Z E =189.8，Z H =2.5，

K A =1,K v =1.1，K α=1，K β=1， K=K A K v K αK β=1.1 d==3

1t

t K K

d 71.9mm<76mm, 65.1)531191(2.388.1=?????

?

+-=αε,7.075.025.0=+=αεεY ,

Y Fa =2.81,Y sa =1.55

将上述数据代入公式可求得

F σ=19.34 Mpa ≤[]F σ 弯曲强度满足要求。

（3）扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表

表6 扩大组齿轮几何尺寸

B ～286HB ，平均取260HB ，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229H B ～286HB ，平均取240HB 。

可求得及查取值得：

Z=20，u=3.95，m=4mm ，b=28mm ，n j =140r/min ，K t =1.3， T=184860.71N ?mm ，1=d ψ，Z ε=88.03

4=-r

ε，Z E =189.8 Z H =2.5，d 1t =80mm ，s m s m n d v t /10/59.01000

60140

801000

601

1?=???=

?=

ππ，

K A =1,K v =1.1，K α=1，K β=1， K=K A K v K αK β=1.1， d==3

1t

t K K

d 75.67mm<80mm, 68.1)791201(2.388.1=?????

?

+-=αε,7.075.025.0=+=αεεY ,

Y Fa =2.8,Y sa =1.56

同理根据基本组的计算，将上述数据代入公式可求得

F σ=48.5Mpa ≤[]F σ

（4）定比组齿轮计算。定比组齿轮几何尺寸见下表

表7 定比组齿轮几何尺寸

按小齿轮计算。小齿轮用40Cr ，调质处理，硬度241H B ～286HB ，平均取260HB ，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229H B ～286HB ，平均取240HB 。

可求得及查取值得：

Z=26，u=1.77，m=2.5mm ，b=18mm ，n j =715r/min ，K t =1.3， T=38467.13N ?mm ，1=d ψ，Z ε=

88.03

4=-r

ε，d 1t =65mm ， s m s m n d v t /10/43.21000

60715

651000

601

1?=???=

?=

ππ，Z E =189.8，Z H =2.5，

K A =1,K v =1.1，K α=1，K β=1， K=K A K v K αK β=1.1 d==3

1t

t K K

d 61.48mm<65mm,合格。 69.1)461261(2.388.1=??

????

+-=αε,69.075.025.0=+=αεεY ,

Y Fa =2.6,Y sa =1.58

将上述数据代入公式可求得

σ=22.7 Mpa≤[]Fσ

F

弯曲强度满足要求。

五、主要零部件的选择

5.1轴承的选择

轴Ⅰ：根据轴Ⅰ的受力情况，在带轮运动的过程中，大带轮的轴端承受压轴力，产生对轴的弯矩，故大带轮的轴端部分采用卸荷带轮及相关结构。则选用结构简单，主要受径向载荷，也可承受一定的双向轴向载荷，摩擦系数小，普通的深沟球轴承。选用2个代号为6005和2个代号为6006的深沟球轴承。

轴Ⅱ：代号为6006深沟球轴承

轴Ⅲ：前后支承选用深沟球轴承，代号为6206,中间支承处选用代号为6207的深沟球轴承。

轴Ⅳ：主轴是传动系统中最关键的部分，既受到径向力又受到轴向力的作用。为了提高承载能力，执行轴机构的前、后支承多用双列圆柱滚子轴承或圆锥滚子轴承。执行轴承受的轴向载荷，前支承轴承用双列圆柱滚子轴承，后支承轴承用圆锥滚子轴承和推力球轴承。选用的圆锥滚子轴承，代号为32015，选用的双列圆柱滚子轴承，代号为N218E，选用的推力球轴承，代号为51016。

5.2键连接的选择

轴Ⅰ：由于键联结是可拆刚性联结，用于轴和轴上传动件（如齿轮、带轮、联轴器等）之间的联结，用以传递扭矩和运动。所以选择普通平键，代号为键 8×12GB/T 1096-2003

轴Ⅱ：由于花键轴装配较方便，并具有较高的承载能力，因此在设计中，不论是安装滑移齿轮，还是安装固定齿轮，多选用花键轴结构。所选用的花键规格为6×26×30×6

轴Ⅲ：轴Ⅲ与轴Ⅱ相似，所选花键规格为8×42×46×8

轴Ⅳ：轴Ⅳ采用平键联结，代号为键25×180GB/T 1096-2003

5.3电动机的选择

选择Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。

由机械设计课程设计附录2查得：电动机型号为Y100L 2-4，额定功率3KW 。由附录3得：安装尺寸A=160mm ，AB=205mm ，HD=245mm 。

六、校核

6.1 传动轴弯曲刚度验算

传动轴的材料：45钢

1.计算齿轮的轴向力和圆周力

根据第四章，mm N T ?=I I 25.66611，mm N T ?=I I I 71.184860 计算出齿轮啮合时的圆周力和轴向力

N F F N

d T F N

F F N d T F t r t t r t 10.168220tan 52.462180

71.1848602263820tan 93.17527625

.666112222221111=?

==?===?==?==

I I I I I

2.求两端支撑处的力

（1）水平面内，对轴进行受力分析

轴的结构如下图所示，

将轴进行简化，A B C 点为支撑点，D 和E 点为齿轮与轴接触点 并受力分析，如下图