无极变速主传动系统课程设计.doc

1、 摘要本计算说明书主要对主传动系统的轴、齿轮进行了详细的计算以及校核，其余零件根据其他参数以及国家标准进行了选择，均符合设计的理论要求。主传动系统的传动公比、转速级数、结构网、转速图和传动系统的系统图说明书中都有计算、绘制。轴承选择最危险的做了校核，其他与设计有关的也作了说明。关键词：无级变速、公比、校核、转速图目录一、课程设计的目的11.1 课程设计的目的11.2 课程设计的内容及基本要求11、设计内容12、基本要求1二、设计内容12.1 设计题目12.2 技术参数22.3 技术要求22.4 展开图及其布置2三、运动设计23.1 确定极限转速23.2 确定公比33.3 主轴转速级数33.4

2、确定结构网和结构式33.5 绘制转速图33.6 绘出传动系统图4四、动力计算54.1 传动轴轴径计算51、各传动轴的输出功率如下：52、各轴的扭矩：53、轴径计算54.2 齿轮模数计算61、参数62、模数计算64.3 齿轮齿数计算74.4主轴合理跨距的计算7五、主要零部件的选择95.1 轴承的选择91、轴092、轴I93、轴II95.2 0轴（输入轴）的设计95.3齿轮块设计95.4传动轴的设计105.5主轴组件设计115.6其他问题14六、校核146.1校核转速误差146.2齿轮校核146.3 主轴弯曲刚度校核161、主轴刚度符合要求的条件如下166.4中间轴的刚度验算166.5 轴承的校核

3、19七、设计总结19参考文献21一、课程设计的目的1.1 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，进行的一次综合性学习。通过课程设计，是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经典结构，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，掌握查阅相关设计手册、设计标注和资料的方法，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，是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

4、问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。1.2 课程设计的内容及基本要求1、设计内容 （1）、理论分析与设计计算（2）、图样技术设计（3）、编制技术文件2、基本要求(1)、每人完成展开图、截面图图样设计各一张，能够较清楚地表达各轴和传动件的空间位置及有关结构。(2)、根据设计任务书要求，合理的确定尺寸、运动及动力等有关参数。 (3)、完成典型零件工作图图样设计(展开图，横剖图以及零件图各1张)。二、设计内容2.1 设计题目无级变速主传动系统设计2.2 技术参数 nmin=78r/min; nmax=2700r/min; nj=225r/min; 电动机功率Pmax=2.8kw; nma

5、x=3000r/min; nr=1300r/min2.3 技术要求（1）利用电动机完成换向和制动。（2）各滑移齿轮快采用单独操纵机构。（3）进给传动系统采用单独电动机驱动。2.4 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。0轴上装的摩擦离合器和齿轮。有两种布置方案，一是将齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，否则齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到一级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向

6、尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。三、运动设计3.1 确定极限转速nmin=78r/min；nmax=2700r/min；nj=225r/min；无级变速传动系统的恒功率调速范围Rnp: =nmax/nj=2700/225=12交流调速电动机的恒功率调速范围rnp: rnp=nwmax/nr=3000/1300=2.33.2 确定公比公比=rnp

7、=2.33.3 主轴转速级数分级变速传动的转速级数Z： Z=lgRnp/lgrnp2.98 取Z=33.4 确定结构网和结构式结构网：3.5 绘制转速图转速图拟定：3.6 绘出传动系统图系统图：四、动力计算4.1 传动轴轴径计算1、各传动轴的输出功率如下：2、各轴的扭矩：3、轴径计算轴I: =2.66KW; =857r/min;取代入公式得轴II: =2.55KW; =225r/min;取代入公式得25.5mm圆整取30mm35.38圆整取=40mm根据电机功率P=2.8KW,选取主轴前轴D1=(60-90)mm,取D1=90mm，则后轴D2=（0.7-0.9）D1取D2=60mm.4.2 齿

8、轮模数计算1、参数同一变速组中齿轮取同一模数，选择负荷最小的齿轮按接触疲劳计算齿轮模数m。材料45号钢，整体淬火，=551MPa;按接触疲劳计算齿轮模数m驱动电机的功率（KW）；齿轮计算转速（r/min）u大小齿轮齿数比；小齿轮齿数2、模数计算I-II轴：=22; u=3.48; 取m=3mmO-I轴：；=36 ; u=1.5; =1300r/min; =54=1.95mm取m=3mm4.3 齿轮齿数计算齿数的计算：在同一传动组内各传动副齿数和相同 I-II轴 齿数和=0.28 取=24 查表验证=24合适，即此时 则=92同理： 查表=50则=66查表=43 则=730-I轴：取= =36

9、=90查表得：=544.4主轴合理跨距的计算设该车床的最大加工直径为400mm，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240mm，故半径约为1.2m。执行轴所传递的转矩切削力背向力总作用力此力作用于工件上，主轴端受力为。1.求轴承刚度。设,则前后支承的支反力和： 前、后轴承的径向静刚度分别为2.求最佳跨距。前、后轴承的静刚度之比为执行轴的当量外径故惯性距为查机械系统设计书第4张执行系统设计图4-23线图。与原假定值不符。根据再算出 。则最佳跨距。五、主要零部件的选择5.1 轴承的选择1、轴0由于大轮不受轴向力，故选用深沟球轴承6006额定负荷13.

10、0kw.2、轴I轴I两侧选用圆锥滚子轴承30206，中间的辅助支撑选用深沟球轴承60083、轴II主轴是传动系统中最关键的部分，应合理的选择轴承。从主轴末端到前段依次选用圆锥滚子轴承，型号：30212；圆锥滚子轴承，型号：30212；止推轴承；双列圆柱滚子轴承，型号NN3000K.5.2 0轴（输入轴）的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。我们采用联轴器结构直接将电动机的动力输入变速系统。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承和深沟球轴承，也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。 空套

11、齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。5.3齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1） 是固定齿轮还是滑移齿轮；2） 移动滑移齿轮的方法；3） 齿轮精度和加工方法；变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大6dB。工作平

12、稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于7，或者淬火后在衍齿。6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由

13、锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。5.4传动轴的设计 机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两

14、轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为6585。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙

15、容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径

16、的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于510，以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用级精度。传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1） 轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2） 轴承的间隙是否需要调整。3） 整个轴的轴向位置是否需要调整。4） 在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。加工和装配的工艺性等。5.5主轴组件设计主轴组件结构复杂，技

17、术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。1、各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1） 内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。2） 轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。3） 前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥

18、柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。4） 支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距，一般推荐取： =35，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，应选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。2、主轴轴承1）轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型：双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种：600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有

19、承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。2）轴承的配置大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.030.07），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时

20、，辅助支撑轴承才起作用。轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点： 每个支撑点都要能承受经向力。 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件受力。 3）轴承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承的选或级，后轴承选或级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求

21、，也要考虑经济性。轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。3、轴承间隙的调整为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈

22、可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。4、主轴与齿轮的连接 齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔180度布置），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问

23、题。5、润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）堵加密封装置防止油外流。 主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。 2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺

24、利地流回到油箱。5.6其他问题 主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。 当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。 主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为5

25、055。其他部分处理后，调整硬度为220250。六、校核6.1校核转速误差实际传动比造成主轴转速误差13%其中为实际转速，n为标准转速。n=225r/min； =130048/7224/92=226/min26-225)225|=0.44%13%全部满足要求6.2齿轮校核轴序号0IIIIIIIIII齿轮齿数3654735024436692模数33333333分度圆10816221915072129198276齿顶园11116522515678135204282齿根圆106.5158.5211.5142.564.5121.5190.5268.5齿宽3026364040403636计算如下：接触载

26、荷m=3;弯曲载荷m=6;-转速弯曲系数；-功率利用系数；-材料强化系数I轴II轴小齿轮的强度校核接触应力校核：合格弯曲应力校核：合格6.3 主轴弯曲刚度校核1、主轴刚度符合要求的条件如下a主轴的前端部挠度b主轴在前轴承处的倾角c在安装齿轮处的倾角6.4中间轴的刚度验算中间轴轴径变化不大，且中间轴上安装有两对滑移齿轮块，用花键进行链接，故中间轴当量直径按花键最小直径计算。因此，可得轴的转动惯量：查阅材料力学第7章表7-1 梁在简单载荷作用下的变形，中间轴受力如图5-1：图5-1 中间轴受力简图根据中间轴的受力情况，得出：因此，处挠度：（1） 作用力在处产生的挠度（2） 作用力在处产生的挠度（3

27、） 作用力对轴的总挠度处挠度：（1） 作用力在处产生的挠度（2） 作用力在处产生的挠度（3）作用力对轴的总挠度轴承处端截面转角计算（1） 作用力对轴两端产生的最大转角（2） 作用力对轴两端产生的最大转角前后支承最大的转角：综上，挠度和转角都满足要求。6.5 轴承的校核0轴选用的是深沟球轴承轴承6006 其基本额定负荷为13.0KN 由于该轴的计算转速n=1300r/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0轴未端的轴承进行校核。 0轴传递的转矩 T=9550X2.8/1300=20.57 N.m齿轮受力 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 因轴承在运转中有

28、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：;查表取=60000h；额定动载荷C=13.2KN代入数据计算的Lh=118275h故该轴承能满足要求。七、设计总结1、本次课程设计是针对机械系统设计专业课程基础知识的一次综合性应用设计，设计过程应用了机械制图、机械原理、工程力学等2、本次课程设计充分应用了以前所学习的知识，并应用这些知识来分析和解决实际问题。3、本次课程设计进一步掌握了一般设计的设计思路和设计切入点，同时对机械部件的传动设计和动力计算也提高了应用各种资料和实际动手的能力。4、本次课程设计进一步规范了制图要求，掌握了机械设计的基本技能。5、本次课程设计由于学习知识面的狭窄和对一些概念的理解不够深刻，以及缺乏实际设计经验，使得设计当中出现了许多不妥和错误之处，诚请老师给予指正和教导。参考文献【1】.机械设计 科学出版社【2】.机械课程设计 科学出版社【3】.机床设计手册 机械工业出版社【4】.机床设计图册 上海科学技术出版社 【5】.机械设计（第四版） 高等教育出版社【6】.机械制图 高等教育出版社21