题目31-无级变速主传动系统设计：Nmin=120rmin；Nmax=2400rmin；nj=300rmin；电动机功率：Pmax=3.0kW；nmax=3000rmin；nr=1500rmin.zip

1宁XX 大学课程设计(论文)无级变速主传动系统设计（题目 31）所 在 学 院专 业班 级姓 名学 号指 导 老 师 年 月 日2摘 要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三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图。关键词 分级变速；传动系统设计,传动副，结构网，结构式，齿轮模数，传动比4目 录摘 要.2目 录.4第 1 章 绪论.61.1 课程设计的目的.61.2 课程设计的内容.61.2.1 理论分析与设计计算.61.2.2 图样技术设计.61.2.3 编制技术文件.61.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求.71.3.1 课程设计题目和主要技术参数.71.3.2 技术要求.7第 2 章 运动设计.82.1 运动参数及转速图的确定.82.1.4 确定结构网.82.1.5 绘制转速图和传动系统图.92.2 确定各变速组此传动副齿数.9第 3 章 动力计算.113.1 计算转速的计算.113.2 齿轮模数计算及验算.113.3 主轴合理跨距的计算.15第 4 章 主要零部件的选择.164.1 电动机的选择.164.2 轴承的选择.164.3 变速操纵机构的选择.16第 5 章 校核.175.1 轴的校核.175.2 轴承寿命校核.195第 6 章 结构设计及说明.206.1 结构设计的内容、技术要求和方案.206.2 展开图及其布置.21结 论.22参考文献.23致 谢.24 分级变速主传动系统设计论文6第 1 章 绪论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。1.2 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。1.2.1 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。1.2.2 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制。1.2.3 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。分级变速主传动系统设计论文71.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求1.3.1 课程设计题目和主要技术参数题目 31：无级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=120r/min；Nmax=2400r/min；nj=300r/min；电动机功率：Pmax=3.0kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；1.3.2 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。分级变速主传动系统设计论文8第 2 章 运动设计2.1 运动参数及转速图的确定技术参数：Nmin=120r/min；Nmax=2400r/min；nj=300r/min；电动机功率：Pmax=3.0kW；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=jNnmax=3002400=8(2)交流调速电动机的恒功率调速范围 rnp:rnp=rnnmax=15003000=2(3)分级变速传动的转速级数 Z：Z=lgRnp/lgrnp3 取 Z=32.1.4 确定结构网主轴的计算转速为 300r/min由转速得,选用齿轮精度为 8 级精度图 2-1 结构网 分级变速主传动系统设计论文92.1.5 绘制转速图和传动系统图（1）绘制转速图：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1-2 轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m)2.2 确定各变速组此传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20分级变速主传动系统设计论文10 图 2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。据设计要求 Zmin1820,由表 4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表 2-2。齿轮Z0Z0Z1Z1 Z2Z2Z3Z3齿数3763685248723090分级变速主传动系统设计论文11第 3 章 动力计算3.1 计算转速的计算（1）.主轴的计算转速 传动件的计算转速)1(min/300rn 主轴的计算转速,:各轴的计算转速如下3.2 齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率)(18000014510955)(3500077285.210955:)3(74.299.097.085.285.299.096.03:)2(44mmNTmmNTKWnnPPKWnnPPIIIgrIIIbrI计算各轴的扭矩率如下计算各传动轴的输出功电mmdmmdrnKWPIImmdmmdrnKWPIIIIIjIIIIjI35;78.335.08800064.11min;/300;03.2:.225;43.2212300064.11min;/900;2.1:.144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15.0;:(91)4(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jjnPnPd序 号电动机(0)I 轴II 轴计 算 转 速r/min1500900145分级变速主传动系统设计论文12的接触疲劳强度公式进行计算，即 mj=163383221)1(jjmnuzPu可得各组的模数，如表 3-3所示。45 号钢整体淬火，1100jMP按接触疲劳计算齿轮模数 m mmmmrnuZIIImmmmrnuZIZurnKWNmmnuZNujjjdjjmd.03m;98.214555173.144103)173.1(16338mmin/300;73.1;44;10:.03m;98.277255149.134103)194.1(16338mmin/900;49.1;34;10:0;104;min)/();()1(16338m322j1m322j1m1m31j取轴取轴小齿轮齿数大小齿轮齿数比齿轮计算转速驱动电机的功率（2）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3763模数22分度圆直径74126齿顶圆直径78130齿根圆直径69121 齿宽24241-2 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2Z3Z3分级变速主传动系统设计论文13齿数685248723090模数333333分度圆直径20415614421690270齿顶圆直径21016215022296276齿根圆直径196.5148.5136.5208.582.5262.5 齿宽242424242424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 240HB。计算如下：齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为 jfsjMPauBnNKKKKuzm)()1(1020883218 弯曲应力验算公式为：wswMPaBYnzmNKKKK)(1019123215式中 N-传递的额定功率（kW），这里取 N 为电动机功率，N=3kW;jn-计算转速（r/min）.m-初算的齿轮模数（mm）,B-齿宽（mm）;z-小齿轮齿数；u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2;sK-寿命系数；sK=TKnKNKqK TK-工作期限系数；分级变速主传动系统设计论文14 mTCTnK0160 T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.;1n-齿轮的最低转速（r/min），1n=500（r/min）0C-基准循环次数，接触载荷取0C=710，弯曲载荷取0C=6102 m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6;nK-转速变化系数，查【5】2 上，取nK=0.60 NK-功率利用系数，查【5】2 上，取NK=0.78 qK-材料强化系数，查【5】2 上,qK=0.60 3K-工作状况系数，取3K=1.1 2K-动载荷系数，查【5】2 上，取2K=1 1K-齿向载荷分布系数，查【5】2 上，1K=1 Y-齿形系数，查【5】2 上，Y=0.386；j-许用接触应力（MPa）,查【4】，表 4-7，取j=650 Mpa；w-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表 4-7，取w=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：合格；弯曲应力校核：合格接触应力校核：MPaMpaBYnZmNKKKKKKKKCTnKMPaMpauBnNKKKKuZmKKKKCTnKjSsqNnmTjSjsqNnmT32025.11410191395.0Y11.1;77.0;78.0;83.063.1602100025.544)1(10208889.0;64.0;58.0;83.063.160123215W01321301分级变速主传动系统设计论文15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，查文献【6】，可得:nK=0.62，NK=0.77，qK=0.60，3K=1.1，2K=1，1K=1，m=3.5，jn=355；可求得：合格；弯曲应力校核：合格接触应力校核：MPaMpaBYnZmNKKKKKKKKCTnKMPaMpauBnNKKKKuZmKKKKCTnKjSsqNnmTjSjsqNnmT32025.11410191395.0Y11.1;77.0;78.0;83.063.1602100025.544)1(10208889.0;64.0;58.0;83.063.160123215W013213013.3 主轴合理跨距的计算由于电动机功率 P=3KW，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=9550nP=95501453=318.3N.m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=09.03.318=4716N背向力（沿 x 轴）Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=22pCFF=5272.65N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分别为分级变速主传动系统设计论文16RA=Flal=5272.65240240120=7908.97NRB=Fla=5272.65240120=2636.325N根据文献【1】