无级变速主传动系统说明书解读Word文档下载推荐.docx

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（3）.进给传动系统采用单独电动机驱动

3.1运动参数及转速图的确定

（1）执行轴的转速范围。

Rn=

Nmax=560

Nmin35.5

（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=1.063），故得出主轴的转速数列为：

35.5r/min、50r/min、71r/min、100r/min、140r/min、200r/min,280r/min，400r/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=31X33。

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=31X33,对极限变速范围进行验算，易知第一扩大组的变

X,（片-1）6

速范围r1=「=1.41=7.85〈8,符合“升2降4”原则，其结构网如

图所示。

图19=31X33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。

21.41

ib2==—

=「2，即

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ibi=-=^^4=2,升速传动副的传动比

41.41X

第一扩大组的变速范围

i：

rb=ib2=4

ib11/4

因此川轴的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，多采用丫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^4，额定功率3KV，同步转速nd=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三1/2，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U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。

abr/min

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:

0200

0100

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Zmin》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Szw100〜120,通常选用9=70〜100齿根据各变速组公比，查表可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表：

传动比

基本组

第一扩大组

定比组

1.41

2.79

1.8

齿数

30-

481

334

表1齿轮齿数

143Or/min

ar/min

图4配齿后的转速图

（8）验算执行轴的转速误差。

实际转速n-标准转速n

标准转速n

卜：

10（「-1）%

10（;

：

-1）%，即

实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过土

对Nmax=560r/min,Nmax'

=1430X100/200>

26/46X30/42>

66/33=567r/min则有

567-560=仁25%〈4.1%

560

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Pd

查得工况系数Ka=1.1

计算功率Pd=KaXP=1.1X3=3.3KW

2.选取V带型号

根据Pd,m查普通V带选型图，可得d=80~100mm

初取小带轮直径d1：

取d1=100mmA型V带

3.确定带轮直径d1、d2

d2=

=100汉1430

715

=200mm

（1）验算带速v

JTd1n1

v二

=1001430=7.49m/s,满足要求。

601000601000

（2）确定大带轮基准直径d2

（3）计算实际传动比i

当忽略滑动率时：

i二d2/d1=2

（4）验算传动比相对误差

题目的理论传动比：

i°

二nJn?

传动比相对误差：

3=0%<

5%，合格i°

4.定中心距a和基准带长Ld

（1）初定中心距a。

0.7（d1d2pia^2（d1d2）

即21^3^600,取a0=500mm

（2）计算带的基准长度Ld0

Ld0

2a°

3©

d2）

.©

-dj2

4a0

Ld°

=1476mm查《机械设计》表3.2取标准值Ld=1600mm

（3）计算实际中心距a

实际中心距a~ao+（Ld-Ldo）/2=612mm

（4）确定中心距调整范围

amax=a+0.03Ld=650mm

amin=a-0.015Ld=588mm

5.验算包角

1=180-（d2-di）/a花7.3=170>

120，合格。

6.确定V带根数Z

（1）确定额定功率P0

由《机械设计》表3.6,并用线性插值法求得P°

=1.30KW

（2）确定各修正系数

由表3.8,得包角系数K..=0.98;

由表3.9,得长度系数Kl=0.99;

由表3.7,得功率增量△R=0.17KW

（3）确定V带根数Z

zPd=2.3根

（P^F0）k-.kL

取Z=3根

7.确定单根V带初拉力F0

查表3.1得单位长度质量q=-0.10kg/m

F°

=500旦（空-1）qv2=120N

vzk«

8.计算压轴力

Fq=2zF0sin—=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,由公式nj=nmin需4得，主轴的计算转速

nj=71r/min。

2.确定各传动轴的计算转速。

川轴共有3级转速：

140r/min、200r/min、280r/min。

轴川在最低转速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叽

在恒功率区间内，因此轴川的最低转速为该轴的计算转速，即njm=140r/min。

同理，可以求得轴I和轴U的计算转速分别为njn=400r/min；

轴1有1级转

速，且都传递全功率，所以其计算转速nji=715r/min。

将各轴计算转速入表。

表2各轴计算转速

轴号

I轴

n轴

川轴

W轴

计算转速

r/min

400

140

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中的危险齿轮为乙9,传动组b中的危险齿轮为Z20,定比组中的危险齿轮为乙6。

Z20装在轴川上并具有140、200、280r/min共3级转速，其中只

有280r/min传递最大功率，故Zjz20=280r/min。

乙9装在轴n上,只有400r/min传递最大功率，故Zjz19=400r/min。

依次可以得出齿轮乙6的计算转速，如表所示。

表3齿轮副计算转速

序号

Z19

Z20

Z26

280

4.4传动轴直径的初定

1•传动轴输出功率的计算。

1二v带"

2=齿轮7级=°

.98

3=球轴承=0.99

R-Pov^-2.88kw

Pu=P0123=2.79kw

Pm=Pu23=2.71kw

2.各传动轴扭矩。

42.88

Ti=95510438467.13N*mm

Tu二95510466611.25N*mm

271

Tm=955104184860.71N・mm

3.传动轴的直径初定。

传动轴直径按扭转刚度用下式计算:

（mm）

式中d传动轴直径（mm）

N――该轴传递的功率（KW）

nj该轴的计算转速（r/min）

■I该轴每米长度的允许扭转角（deg/m），—般传动轴取

丄0.5

0〜10

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

U轴

最小轴径mm

4.5执行轴轴颈直径的确定：

执行轴的前轴颈Di尺寸由教材4-9表得到：

Di=90mm后轴颈D2=（0.7~0.9）Di确定。

所以取D2=60mm

初步计算，取当量外径D=0.5（D1+D2）=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

mj=163383电一丫

\咋乙U[<

j]nj

式中mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；

Nd――驱动电动机功率（kW）；

nj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“+”；

乙小齿轮的齿数（齿）；

m――齿宽系数，;

m=B（B为齿宽，m为模数），:

m=4〜10；

Cj――材料的许用接触应力（MPa）。

得：

基本组的模数mj=4第一扩大组的模数mj=4定比组的模数

为mj=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

齿轮

Z1'

Z2'

Z3'

齿数

P53

分度圆直径

120

168

192

212

齿顶圆直径

128

176

104

200

220

齿根圆直径

110

158

182

202

齿宽

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241HB〜286HB,平均取260HB,大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB〜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

_ZZZ2K「（u-1）

一EH珥bdi2U

弯曲应力验算公式为:

6二竿^YFaYsaY;

辽-F1-dmzi

式中Ti—主动轴传递的转矩（N・mm）;

K――载荷系数，K=KAKVK.K-：

；

u传动比，u》1，“+”用于外啮合；

d1齿轮分度圆直径（mm）;

b齿宽（mm）;

m齿轮模数（mm）

d齿宽系数，*d=b/d1；

Z1齿轮齿数;

Ze——弹性系数；

Zh节点区域系数；

Z；

——接触强度重合度系数;

YFa齿形系数；

Ysa――应力修正系数;

丫.――弯曲强度重合度系数；

L「h1――许用接触应力（MPa）,取Ah1=650Mpa；

^F1——许用弯曲应力（MPa），取Jf1=275Mpa；

可求得及查取值得：

Z=19，u=2.79，m=4mm，b=28mm，nj=400r/min，Kt=1.3，

T=66611.25N・mm，-d=1，Z；

=.,4一7-0.89，cht=76mm,

■j3

二①口二76400

v—1.59m/s10m/s，Ze=189.8，Zh=2.5,

601000601000

Ka=1,Kv=1.1，K.=1，K：

=1，

K=KaKvKK1=1.1

d=d1tJ—=71.9mm<

76mm,

一「“2（存£

VKt

=1.65，丫=0.25075=0.7,

6=19.34Mpa_tF1

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

Z4'

Z5'

Z6'

r79

264

132

164

232

316

254

122

154

222

306

272

172

240

P324

按扩大组最小齿轮计算。

小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB〜

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

Z=20，u=3.95，m=4mm，b=28mm，nj=140r/min，Kt=1.3，

T=184860.71N・mm,d=1，Z；

=、4—r=0.88，Ze=189.8

，d1tn-i:

80140

Zh=2.5，d1t=80mm，v--0.59m/s10m/s，

60100060X000

Ka=1,Kv=1.1，K一=1，K:

K=KaKvK-K=1.1,

d=d1tJ—=75.67mm<

80mm,

=1^-3<

79）

=1.68丫725亦

Ec（

=0.7,

「f=48.5Mpa_鸣1

（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

Z7'

115

58.75

108.75

按小齿轮计算。

小齿轮用40Cr,调质处理，硬度241HB〜286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB〜286HB，平均取240HB。

Z=26，u=1.77，m=2.5mm，b=18mm，nj=715r/min，Kt=1.3,

T=38467.13N*mm，

■■d-1

d1t=65mm，

~d1tni二65715

v—2.43m/s10m/s，Ze=189.8，Zh=2.5,

K=KaKvKK=1.1

d-d”Kt

61.48mm<

65mm,合格。

=1.69,Y；

=0.25

0.75

=0.69,

「f=22.7Mpa_!

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U:

代号为6006深沟球轴承

轴川：

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W:

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

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8X12GB/T1096-2003

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6X26X30X3

轴川与轴U相似，所选花键规格为8X42X46X8

轴W采用平键联结，代号为键25X180GB/T1096-2003

5.3电动机的选择

选择丫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Y100L2-4,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，T=66611.25Nmm，T=184860.71Nmm

计算出齿轮啮合时的圆周力和轴向力

=1752.93N

2T266611.25

Fti-

di76

Fn=Ftitan20=638N

=4621.52N

2Tm2"

84860.71

Ft2=

d280

Fr2=Ft2tan20^1682.10N

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，ABC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

.60.

Frl

—222

222J

-H■

B厂

FiZ

计算出支撑点A和BC处的受力大小为

Fa=1826.46N

FB二-2870.56NFc=0N

齿轮与轴配合处D，E点的弯矩如下

MD1=109587.6Nmm

Mbi=373426.2Nmm

因此，在水平方向上，B点所受的弯矩最大。

（2）竖直平面内，对轴进行受力分析

将轴进行简化，A和BC点为支撑点，D和E点为齿轮与轴接触点，在竖直平面内，D点和E点处的力即为齿轮啮合时所产生的圆周力在轴上的简化，同时产生转矩，而此处只需考虑轴的刚度，故只需进行轴的刚度校核。

受力分析如下图

■6（1.

珈s®

「

raw-

啊4■

根据上面受力图，计算出竖直平面内的支反力

Fa二—2258.25

Fb‘=8632.7N

Fc=0N

齿轮与轴配合处D,B点的弯矩如下

Md2=135480Nmm

因此，在竖直方向上，B点所受的弯矩最大。

（3）计算出B点的合力矩

B点处：

Mb合二..Mbi2Mb22二373426.221026032942=1091874.86Nmm

（4）刚度校核

通过上面计算可知，此轴在B点所受弯矩最大

\—

]

其中，a=60mm,b=222mm，l=282mm

1）.转角刚度校核

A处:

3EI

112

轴的材料：

选用45钢，E=2.1>

10N/m

轴的惯性矩Id40.05d4=1.2810^m4

带入公式进行计算

匚1097.87486汉0.282

32.110111.2810°

二0.0035rad

取许用转角円］=0.005rad

故有心［讨=0.005rad,B点处转角满足要

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