題目3-分級變速主傳動系統(tǒng)的設計 Nmin=63rmin；Nmax=500rmin；Z=7級；公比為1.41；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440rmin

題目3-分級變速主傳動系統(tǒng)的設計 Nmin=63rmin；Nmax=500rmin；Z=7級；公比為1.41；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440rmin,題目3-分級變速主傳動系統(tǒng)的設計,Nmin=63rmin,Nmax=500rmin,Z=7級,公比為1.41,電動機功率P=4kW,電機轉(zhuǎn)速n=1440rmin,題目,分級,變速,傳動系統(tǒng),設計,nmin 哈爾濱理工大學 課 程 設 計 題 目：機械系統(tǒng)設計課程設計 院 、 系：機械動力工程學院 班 級：機械 姓 名： 學 號： 指導教師： 摘 要 《機械系統(tǒng)設計》課程設計內(nèi)容有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、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(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。 （3）根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算與校核。 2、圖樣技術設計： （1）選擇系統(tǒng)中的主要組件。 （2）圖樣的設計與繪制。 3、編制技術文件： （1）對于課程設計內(nèi)容進行自我技術經(jīng)濟評價。 （2）編制設計計算說明書。 關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網(wǎng)，結構式，齒輪模數(shù)，傳動比，計算轉(zhuǎn)速 目錄 摘 要 2 目錄 3 一、課程設計目的 4 二、課程設計題目，主要技術參數(shù)和技術要求分級、 4 三、運動設計 4 1.確定極限轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)速數(shù)列，結構網(wǎng)和結構式 4 2.主傳動轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 6 3.計算齒輪齒數(shù) 7 四、動力計算 9 1.傳動件的計算轉(zhuǎn)速 9 2.傳動軸和主軸的軸徑設計 9 3.計算齒輪模數(shù)及尺寬，分度圓直徑 10 4.帶輪設計 11 五、主要零部件選擇 13 1.軸承的選取 13 2.鍵的選取 13 六、校核 14 1.齒輪校核 14 2 .主軸彎曲剛度校核 16 3.軸承校核 16 4.潤滑與密封 16 七、結束語 17 八、參考文獻 17 一、課程設計目的 《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(chǎn)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)中的某些典型結構，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)主轉(zhuǎn)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。 二、課程設計題目，主要技術參數(shù)和技術要求分級、 分級變速主傳動系統(tǒng)的設計題目3：技術參數(shù)：Nmin=63r/min，Nmax=500r/min, Z=7級，公比為1.41；電動機功率P=4KW，電機轉(zhuǎn)速n=1440r/min 三、運動設計 1.確定極限轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)速數(shù)列，結構網(wǎng)和結構式 （1）確定極限轉(zhuǎn)速,公比、變速級數(shù) Nmin=63r/min ,Nmax=500r/min; =1.41; z=7 (2) 轉(zhuǎn)速數(shù)列： 63r/min,90r/min,125r/min,180r/min,250r/min,355r/min, 500r/min 共7級 （3）確定極限轉(zhuǎn)速： Rn=Nmax/Nmin=500/63=7.94 （4）確定結構網(wǎng)和結構式 （1）寫傳動結構式：主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=7. 結構式7=21×22×23 （2）畫結構網(wǎng)： 1 Z=21×22×23 2.主傳動轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機繪制轉(zhuǎn)速圖。 7=21×22×23 傳動系統(tǒng)圖 3.計算齒輪齒數(shù) (1)、齒數(shù)計算 基本組傳動比分別為1/1.41 1/2 Sz= 72 75 84 93 96 …… 取Sz=72,小齒輪齒數(shù)分別為:31、24 Z1 / Z1’ =31/41, Z2 / Z2’ =24/48 第二擴大組傳動比分別為1/1.41、1/2.8 取Sz=87,小齒輪齒數(shù):36、23 Z4/Z4’=36/51，Z5/Z5’=23/64 第三擴大組傳動比分別為1.41：1、1/2 取Sz=96,小齒輪齒數(shù):40、32 Z4/Z4’=40/56，Z5/Z5’=32/64 (2)校核各級轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)速誤差 實際傳動比所造成主軸轉(zhuǎn)速誤差 ，其中為實際轉(zhuǎn)速，n為標準轉(zhuǎn)速。 N 500 355 250 180 125 90 63 n 510.6 360 255.3 180 127.7 91.1 64.2 誤差值 2.1% 1.4% 2.1% 0 2.1% 1.2% 1.9% 以上誤差值均小于4.1% 故合格. 四、動力計算 1.傳動件的計算轉(zhuǎn)速 軸 序 號 電動機(0) I軸 II軸 III軸 IV軸 計算轉(zhuǎn)速r/min 1440 710 355 125 99.6 最小齒輪的計算轉(zhuǎn)速如下: Z1 Z1’ Z2 Z2’ Z3 Z3’ Z4 Z4’ Z5 Z5’ Z6 Z6’ 710 355 710 355 355 125 355 125 125 100 125 100 2.傳動軸和主軸的軸徑設計 （1）傳動軸軸徑初定 Ⅰ軸：p=4kw,n=710r/min,=0.5帶入公式： =29.6mm,圓整取d=30mm Ⅱ軸：p=4kw,n=355r/min,=0.5 =35.3mm,圓整取d=36mm III軸：p=4kw,n=125r/min,=0.5帶入公式： =45.8mm,圓整取d=46mm （2）主（IV）軸軸頸直徑確定： 查表4-9選擇主軸前端直徑D1=80mm,后端直徑D2=64mm 軸承內(nèi)徑d/D小于0.7 則取d=50mm 材料：45鋼。熱處理：調(diào)質(zhì)Hre22-28 主軸懸伸量：a/D1=1.25--2.5 a=(1.25—2.5)D1=(1.25—2.5)x(80+64/2)=90—180 取a=120mm 最佳跨距 3.計算齒輪模數(shù)及尺寬，分度圓直徑 （1）計算齒輪模數(shù) 40Gr整體淬火 []=650mpa mj=16338 3 Nd—驅(qū)動電動機功率 u---大齒輪與小齒輪齒數(shù)比 Z1--小齒輪齒數(shù) m----齒寬系數(shù)m=B/m=6-10 取m=8 nj----計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速 []---許用接觸應力 a).u=z1/z1’=24/48,nj =710r/min mj=16338 3=1.85 取m1=2 b).u=z2/z2’=23/64,nj =355r/min mj=16338 3=2.6 取m2=3 c).u=z3/z3’=32/64,nj =125r/min mj=16338 3=2.72取m3=3 （2）計算齒輪分度圓及尺寬 d1=m1z1=231=62mm d1′=m1z1′=241=82mm d2=m2z2=224=48mm d2′=m2z2′=248=96mm d3=m3z3=336=108mm d3′=m3z3′=351=153mm d4=m4z4=323=69mm d4′=m4z4′=364=192mm d5=m5z5=340=120mm d5′=m5z5′=356=168mm d6=m6z6=332=96mm d6′=m6z6′=364=192mm B12=m=82=16mm B34=m=83=24mm B56=m=83=24mm 4.帶輪設計 （1）確定計算功率: P=4kw,K為工作情況系數(shù)，查表取K=1.1，pd=kAP=1.14=4.4kw （2）選擇V帶的型號: 根據(jù)pd,n1=1440r/min查表選擇A型V帶 d1=90mm （3）確定帶輪直徑d1,d2 小帶輪直徑d1=90mm 驗算帶速v=d1n1/(601000)= 901440/(601000)=6.78m/s 從動輪直徑d2=n1d1/n2=144090/710=182.5mm取d2=190mm 計算實際傳動比i=d2/d1=190/90=2.11 相對誤差: ︱i0-i/i0︱=︱(1440/710-2.11)/(1440/710)︱=4.0%<5% 合格 （4）定中心矩a和基準帶長Ld [1]初定中心距a0 0.7(d1d2)a02(d1+d2)) 196a0560取ao=300mm [2]帶的計算基準長度 Ld0≈2a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0 ≈2300+/2(90+190)+(190-90)2 /4300 ≈1047.93mm 查[1]表3.2取Ld0=1000mm [3]計算實際中心距 a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(1047.93-1000)/2=323.97mm [4]確定中心距調(diào)整范圍 amax=a+0.03Ld=323.97+0.031000=353.97mm amin=a-0.015Ld=323.97-0.0151000=308.97mm （5）驗算包角: 1=180°（d2-d1）/a57.3°=180-(200-90)/332.557.3°=163.4°>120° （6）確定V帶根數(shù)： 確定額定功率：P0 由查表并用線性插值得P0=0.16kw 查表得功率增量P0=0.17kw 查表得包角系數(shù)K=0.95 查表得長度系數(shù)Kl=0.89 確定帶根數(shù)：ZPd/(P0+P0)KKl=4.4/(1.06+0.17) 0.950.89=3.02取Z=4 五、主要零部件選擇 1.軸承的選取 （1）帶輪：選用深溝球軸承，型號：6205 （2）一軸：選用深溝球軸承，型號：6205 （3）二軸：采用深溝球軸承，型號：6206 （4）三軸：采用深溝球軸承，型號：6208 （5）主軸：主軸是傳動系統(tǒng)之中最為關鍵的部分，因此應該合理的選擇軸承。 從主軸末端到前端依次選擇軸承為角接觸軸承，型號：7012C; 深溝球軸承，型號：6210 雙列圓柱滾子軸承，型號：NN3000K， 2.鍵的選取 （1）帶輪：選平鍵：87 （2）1軸：選平鍵：87 花鍵：626606 （3）2軸：選平鍵：108 花鍵：832366 （4）3軸：選平鍵：108 花鍵：842468 （5）4軸：選花鍵：8626812 六、校核 1.齒輪校核 直角圓柱齒輪的應力驗算公式： 軸序號 I I II II II II III III III III IV IV 齒輪齒數(shù)Z 31 24 41 48 36 23 51 64 56 32 40 64 模數(shù)M 2 2 2 2 3 3 3 3 3 3 3 3 分度圓d 62 48 82 96 108 69 153 192 168 96 120 192 齒根圓直徑df 57 43 77 91 100.5 61.5 145.5 184.5 160.5 88.5 112.5 184.5 齒頂圓直徑da 66 52 86 100 114 75 159 198 174 102 126 198 （1）一軸到二軸的小齒輪從上表可知為齒數(shù)為29 查設計手冊可得以下數(shù)據(jù)： 接觸應力： ， [為傳遞的額定功率（KW）] 將以上數(shù)據(jù)代入公式可得 彎曲應力： ，， 將以上數(shù)據(jù)代入公式可得 （2）二軸到三軸的小齒輪從上表可知為齒數(shù)為20 查設計手冊可得以下數(shù)據(jù)： 接觸應力： ， [為傳遞的額定功率（KW）] 將以上數(shù)據(jù)代入公式可得 彎曲應力： ， 將以上數(shù)據(jù)代入公式可得 2 .主軸彎曲剛度校核 （1）主軸剛度符合要求的條件如下： a主軸的前端部撓度 b主軸在前軸承處的傾角 c在安裝齒輪處的傾角 (2)計算如下： 前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm. 當量外徑 de== 主軸剛度： 因為di/de=25/285=0.088<0.7,所以孔對剛度的影響可忽略； ks==2kN/mm 剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定 3.軸承校核 4.潤滑與密封 主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）密封圈——加密封裝置防止油外流。。 2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱? 第七章 結構設計 7.1結構設計的內(nèi)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(lián)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，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： (2) 布置傳動件及選擇結構方案。 (3) 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時 改正。 (4) 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確 定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。 7.2展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。 總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。 7.3 I軸（輸入軸）的設計 將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置）。I軸上裝有摩擦離合器，由于組成離合器的零件很多，裝配很不方便，一般都是在箱外組裝好I軸在整體裝入箱內(nèi)。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。 車床上的反轉(zhuǎn)一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現(xiàn)政反轉(zhuǎn)的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉(zhuǎn)換在不停車的狀態(tài)下進行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內(nèi)，一般采用濕式。 在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有0.2～0.4的間隙，間隙應能調(diào)整。 離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意： 1） 摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝 在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向德兩個自由度，起了定位作用。 2） 摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn)，在軸系上形成了彈性力的封閉 系統(tǒng)，不增加軸承軸向復合。 3） 結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤 消后，有自鎖作用。 I軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉(zhuǎn)動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉(zhuǎn)方向是相反的，二者的相對轉(zhuǎn)速很高（約為兩倍左右）。結構設計時應考慮這點。 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承?；瑒虞S承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。 空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。 7.4 齒輪塊設計 7.4.1齒輪塊設計 齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。 齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素： 1） 是固定齒輪還是滑移齒輪； 2） 移動滑移齒輪的方法； 3） 齒輪精度和加工方法； 變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據(jù)實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6dB。 工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。 為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6，圓周速度很低的，才選8—7—7。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將顯著提高。 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。 8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。 7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。 6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6級。 機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。 7.4.2 其他問題 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質(zhì)不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。 選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。 齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。 要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調(diào)整確定。 7.5傳動軸的設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。 首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。 花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。 軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。 機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。 同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產(chǎn)中，廣泛采用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀，設計時應盡可能避免。 既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求。 兩孔間的最小壁厚，不得小于5～10，以免加工時孔變形。 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內(nèi)徑。 一般傳動軸上軸承選用級精度。 傳動軸必須在箱體內(nèi)保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉(zhuǎn)動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。 回轉(zhuǎn)的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意： 5. 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。 6. 軸承的間隙是否需要調(diào)整。 7. 整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整。 8. 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。 9. 加工和裝配的工藝性等。 7.6 主軸組件設計 主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度和表面粗糙度），設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。 7.6.1 各部分尺寸的選擇 主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。 1） 內(nèi)孔直徑 車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內(nèi)孔直徑有增大的趨勢。 2） 軸頸直徑 前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。 3） 前錐孔直徑 前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。 4） 支撐跨距及懸伸長度 為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當?shù)闹慰缇啵话阃扑]?。?=3～5，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。 跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時力求接近上述要求。 7.6.2 主軸軸承 1）軸承類型選擇 主軸前軸承有兩種常用的類型： 雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉(zhuǎn)速低一些。 與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種： 600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產(chǎn)的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉(zhuǎn)速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。 推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉(zhuǎn)速低，容易發(fā)熱。 向心推力球軸承。允許的極限轉(zhuǎn)速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。 2）軸承的配置 大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.03～0.07），只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。 軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據(jù)機床的實際要求確定。 在配置軸承時，應注意以下幾點： （2） 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力。 （3） 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 （4） 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。 3）軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。 普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經(jīng)濟性。 軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內(nèi)外環(huán)都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉(zhuǎn)精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。 1） 軸承間隙的調(diào)整 為了提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。 軸承間隙的調(diào)整量，應該能方便而且能準確地控制，但調(diào)整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動，當內(nèi)圈向大端軸向移動時，由于1：12的內(nèi)錐孔，內(nèi)圈將脹大消除間隙。 其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調(diào)整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調(diào)整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。 螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。 7.6.3 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取1：15左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個（相隔180度布置），兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。 7.6.4 潤滑與密封 主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵——加密封裝置防止油外流。 主軸轉(zhuǎn)速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.1～0.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。 2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐罚褂湍茼樌亓骰氐接拖洹? 7.6.5 其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。 當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內(nèi)端面，所以，內(nèi)端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉(zhuǎn)精度。支承孔如果直接開在箱體上，內(nèi)端面加工有一定難度。為此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為50～55。其他部分處理后，調(diào)整硬度為220～250。 結束語 1、本次課程設計是針對《機械系統(tǒng)設計》專業(yè)課程基礎知識的一次綜合性應 用設計，設計過程應用了《機械制圖》、《機械原理》、《工程力學》等。 2、本次課程設計充分應用了以前所學習的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題。 3、本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點，同時對機械部件的傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動手的能力。 4、本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設計的基本技能。 5、本次課程設計由于學習知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設計經(jīng)驗，使得設計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導。 參考文獻 【1】、段鐵群 主編 《機械系統(tǒng)設計》 科學出版社 第一版 【2】、于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版 【3】、戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社 【4】、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版 【4】、趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版 【6】、鄭文經(jīng) 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版 【7】、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社 23 哈爾濱理工大學《機械系統(tǒng)設計》課程設計指導 一、《機械系統(tǒng)設計》課程設計任務書 1.1 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(chǎn)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。 1.2 課程設計的內(nèi)容 《機械系統(tǒng)設計》課程設計內(nèi)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。 1.2.1 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(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。 （3）根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。 1.2.2 圖樣技術設計： （1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。 （2）工程技術圖樣的設計與繪制。 1.2.3編制技術文件： （1）對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術評價。 （2）編制設計計算說明書。 1.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求 1.3.1課程設計題目和主要技術參數(shù) 題目01：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=53r/min；Nmax=600r/min； Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440r/min 題目02：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=45r/min；Nmax=710r/min； Z=9級；公比為1.41；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440r/min 題目03：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=63r/min；Nmax=500r/min； Z=7級；公比為1.41；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440r/min 題目04：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=45r/min；Nmax=500r/min； Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=1430r/min 題目05：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=40r/min；Nmax=630r/min； Z=9級；公比為1.41；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=1430r/min 題目06：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=50r/min；Nmax=400r/min； Z=7級；公比為1.41；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=1430r/min 題目07：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=63r/min；Nmax=710r/min； Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440r/min 題目08：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=50r/min；Nmax=800r/min； Z=9級；公比為1.41；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440r/min 題目09：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=75r/min；Nmax=600r/min； Z=7級；公比為1.41；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440r/min 題目10：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=40r/min；Nmax=450r/min； Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=1430r/min 題目11：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=35.5r/min；Nmax=560r/min； Z=9級；公比為1.41；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=1430r/min 題目12：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=40r/min；Nmax=315r/min； Z=7級；公比為1.41；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=1430r/min 題目13：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=71r/min；Nmax=710r/min； Z=6級；公比為1.58；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440r/min 題目14：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=40r/min；Nmax=400r/min； Z=6級；公比為1.58；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=1430r/min 題目15：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=63r/min；Nmax=630r/min； Z=6級；公比為1.58；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440r/min 題目16：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=45r/min；Nmax=450r/min； Z=6級；公比為1.58；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=1430r/min 題目17：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=80r/min；Nmax=450r/min； Z=4級；公比為1.78；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440r/min 題目18：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=63r/min；Nmax=355r/min； Z=4級；公比為1.78；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=1430r/min 題目19：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=50r/min；Nmax=280r/min； Z=4級；公比為1.78；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440r/min 題目20：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=40r/min；Nmax=224r/min； Z=4級；公比為1.78；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=1430r/min 題目21：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=80r/min；Nmax=1000r/min； Z=12級；公比為1.26；電動機功率P=2.5/3.5kW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min 題目22：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=71r/min；Nmax=900r/min； Z=12級；公比為1.26；電動機功率P=3.5/5kW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min 題目23：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=90r/min；Nmax=900r/min； Z=11級；公比為1.26；電動機功率P=2.5/3.5kW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min 題目24：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=75r/min；Nmax=750r/min； Z=11級；公比為1.26；電動機功率P=3.5/5kW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min 題目25：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=100r/min；(95 r/min無法計算) Nmax=800r/min； Z=10級；公比為1.26；電動機功率P=3.5/5kW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min 題目26：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=80r/min；Nmax=630r/min； Z=10級；公比為1.26；電動機功率P=2.5/3.5kW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min // 題目27：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=40r/min；Nmax=900r/min； Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=2.5/3.5kW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min 題目28：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=45r/min；Nmax=1000r/min； Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=3.5/5kW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min 題目29：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=35.5r/min；Nmax=800r/min； Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=3kW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min 題目30：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=50r/min；Nmax=1120r/min； Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=710/1420r/min 題目31：無級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=120r/min；Nmax=2400r/min；nj=300r/min； 電動機功率：Pmax=3.0kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min； 題目32：無級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=35r/min；Nmax=4000r/min；nj=145r/min； 電動機功率：Pmax=3kW；nmax=4500r/min；nr=1500r/min； http://www.doc88.com/p-314741032410.html 題目33：無級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=100r/min；Nmax=2000r/min；nj=250r/min； 電動機功率Pmax=3.0kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min； 題目34：無級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=75r/min；Nmax=4000r/min；nj=250r/min； 電動機功率Pmax=2.8kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min； 題目35：無級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=67r/min；Nmax=3500r/min；nj=220r/min； 電動機功率Pmax=2.2kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min； http://www.doc88.com/p-975357092788.html 題目36：無級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=86r/min；Nmax=3000r/min；nj=250r/min； 電動機功率Pmax=3kW；nmax=3000r/min；nr=1300r/min； http://www.doc88.com/p-908280258068.html 題目37：無級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=78r/min；Nmax=2700r/min；nj=225r/min； 電動機功率Pmax=2.8kW；nmax=3000r/min；nr=1300r/min； 題目38：無級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=86r/min；Nmax=3000r/min；nj=250r/min； 電動機功率Pmax=2.2kW；nmax=3000r/min；nr=1300r/min； 題目39：無級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=110r/min；Nmax=2200r/min；nj=275r/min； 電動機功率Pmax=3 kW；nmax=2000r/min；nr=1000r/min； 題目40：無級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)： Nmin=46r/min；Nmax=2400r/min；nj=150r/min； 電動機功率Pmax=2.8 kW；nmax=2000r/min；nr=1000r/min； 1.3.2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(qū)動。 1.4 機械系統(tǒng)課程設計內(nèi)容： 1.4.1 運動設計：根據(jù)給定的極限轉(zhuǎn)速、變速級數(shù)、及公比值，確定其轉(zhuǎn)速范圍、轉(zhuǎn)速數(shù)列、結構式、結構網(wǎng)，繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖，確定齒輪齒數(shù)，計算轉(zhuǎn)速誤差。 1.4.2.動力計算：根據(jù)給定的有關參數(shù)，確定各傳動件的計算轉(zhuǎn)速；確定各傳動軸和主軸的軸徑，確定并驗算各傳動齒輪的模數(shù)，計算主軸的合理跨距；對靠近主軸的傳動軸進行剛度校核，并驗算該軸上軸承的壽命。 1.4.3繪制下列圖紙： （1）主軸箱展開圖1張（A1）。 （2）主軸箱橫剖面圖1張（A1），要求完整反映1套操縱機構。 （3）主軸零件工作圖（選作），附在設計計算說明書內(nèi)。 1.4.4編寫設計計算說明書（約8000字左右）。 注：設計計算說明書書寫格式梗概 摘要 目錄 課程設計的目的 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求 運動設計 動力計算 主要零部件的選擇 校核 結束語 參考資料  二、《機械系統(tǒng)設計》課程設計的步驟與方法 2.1 明確題目要求，查閱有關資料 學生在獲得課程設計的題目之后，首先應明確設計任務，并閱讀《機械系統(tǒng)設計》課程設計提綱，了解課程設計的目的、內(nèi)容、技術要求和設計步驟。然后在教師的指導下，擬訂工作進度計劃；查閱必要的圖書、雜志、手冊、產(chǎn)品圖紙、同類型機械系統(tǒng)（或機床）說明書和其它有關設計參考資料；熟悉專業(yè)標準，便于設計時采用。對機械系統(tǒng)（或機床）的用途、特點，主要參數(shù)、傳動結構、操縱機構、零部件的功用及結構進行分析研究，力求做到理解、消化并進而能有所改進。 2.2. 運動設計 1.確定極限轉(zhuǎn)速 確定（或按給定的）執(zhí)行軸（或主軸）的極限轉(zhuǎn)速nmax和nmin，求出執(zhí)行軸（或主軸）的轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍Rn。 2.確定公比 選定（或按給定的）執(zhí)行軸（或主軸）轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比值，并根據(jù)公比確定出標準的（或派生的）轉(zhuǎn)速數(shù)列（參見教材表2.12）。 3.求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z 由于，因兩軸間變速組的傳動副數(shù)多采用2或3，在設計簡單變速系統(tǒng)時，變速級數(shù)應選為的形式，式中m、n為正整數(shù)。 4.確定結構網(wǎng)或結構式 依據(jù)設計原則按傳動順序列寫出合適的結構式，并繪制出結構網(wǎng)。利用計算式：=xn (pn-1) 驗算結構網(wǎng)（或結構式）中最大傳動組（按擴大順序的最末，非傳動順序的最末）的調(diào)整范圍，是否符合條件：（主運動傳動鏈）。 最末擴大組的最大傳動比和最小傳動比在結構網(wǎng)或轉(zhuǎn)速圖上所跨的格數(shù)的最大允許值為。 淘汰超過極限值的方案，再根據(jù)變速的各傳動副數(shù)p應滿足“前多后少”，變速組的級比x 應“前密后疏”和“前密后疏”的原則，結合結構上的需要，安排各變速組的傳動順序。 5.繪制轉(zhuǎn)速圖 (1)選定電動機 一般機械系統(tǒng)（或機床）的驅(qū)動，在如無特殊性能要求時，多采用系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機，系列電動機高效、節(jié)能、起動轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。其型號、額定功率及其它技術數(shù)據(jù)和安裝尺寸參見有關設計手冊。根據(jù)所需功率選定電動機的型號及其同步轉(zhuǎn)速。 (2)分配總降速傳動比 總降速傳動比為un = nmin / nd，式中nmin為主軸最低轉(zhuǎn)速，考慮是否需要增加定比轉(zhuǎn)動副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標準或有利于減少齒數(shù)和徑向與軸向尺寸，并分擔總降速傳動比。然后，將總降速傳動比按“先緩后急”的遞減原則分配給串聯(lián)的變速組中的最小傳動比。 (3)確定傳動軸的軸數(shù) 傳動軸數(shù)=變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1。 (4)繪制轉(zhuǎn)速圖 先按傳動軸數(shù)及執(zhí)行軸（或主軸）轉(zhuǎn)速級數(shù)格距畫出網(wǎng)格，用以繪制轉(zhuǎn)速圖。在繪制轉(zhuǎn)速圖中，應先分配從電動機轉(zhuǎn)速到執(zhí)行軸（或主軸）最低轉(zhuǎn)速的總降速比，在串聯(lián)的兩軸之間畫。再按結構網(wǎng)（或結構式）的級比分配規(guī)律畫上各變速組的傳動比射線，從而確定了各傳動副的傳動比。 6.繪制傳動系統(tǒng)圖 (1)因為各零件的參數(shù)尚未確定，因此一般應根據(jù)轉(zhuǎn)速圖，先按各傳動副的傳動比擬訂出主傳動系統(tǒng)的草圖。待裝配圖完成后，再修改草圖成為正式的傳動系統(tǒng)圖。傳動系統(tǒng)圖應根據(jù)國家標準《機械制圖》中的機構運動簡圖符號（GB4460-84）進行繪制，按傳動順序畫出由電動機經(jīng)各傳動軸至執(zhí)行軸（或主軸）的傳動系統(tǒng)。傳動軸上的齒輪軸向位置大致與展開圖相對應，畫出軸承符號，標上軸號、齒輪的齒數(shù)及模數(shù)、皮帶輪直徑、電動機的型號、功率和轉(zhuǎn)速等。 (2)應注意的問題 (a)如果變速箱（如車床主軸變速箱）的I軸（輸入軸）上裝有摩擦片式離合器時（見圖2-1），I軸最好設計成組件裝配形式。為了縮小軸向尺寸，應減少I軸的齒輪個數(shù)，并使I軸上的零件外徑尺寸向右遞減排列（均小于箱體上的裝入孔徑），以便使I軸能以組件形式整體拆裝。同時為了減小I軸至II軸的中心距，其間的變速組可采用升速傳動。為保證II軸上的第二個變速組中最大主動齒輪的外徑（其齒數(shù)為模數(shù)為m）不碰I軸上的離合器外徑D，則最小中心距為 （1） 其最小齒數(shù)和為 （2） (b)要有利于降低齒輪變速箱的傳動噪聲 ①執(zhí)行軸（或主軸）高轉(zhuǎn)速范圍的轉(zhuǎn)動比排列，可采用先降速后升速的傳動，使總轉(zhuǎn)速和減小，以期降低噪聲。這種高速傳動采用先降后升，可使同一變速組的傳動比有升速有降速，有利于減小齒數(shù)和、齒輪線速度及中心距。 ②執(zhí)行軸（或主軸）高速傳動時，應縮短傳動鏈，盡量減少傳動副數(shù)。 圖2-1 帶摩擦片離合器的軸組件裝配 ③不采用噪聲大的錐齒輪傳動副（如立式銑床可全部采用垂直排列的傳動軸）。 (c)前級變速組的降速傳動比不宜采用極限值，以避免增加徑向尺寸；最末級變速組可采用最小傳動比（即極限值umin）、特別是對于銑床可以增加主軸的飛輪效應。 7.確定各變速組齒輪傳動副的齒數(shù) 可采用計算法或查表法（參見教材表4.1）確定各傳動副齒輪的齒數(shù)。 多軸變速傳動機構各變速組（即兩軸之間）的齒數(shù)和可表示為 （3） 式中 umin——同一變速組中的最小傳動比； zmin——同一變速組中最小齒輪齒數(shù)。 為了縮小徑向尺寸及降低齒輪的線速度，應小些。由式（3）可知受下列條件限制： (1)受齒輪最小齒數(shù)的限制，在主傳動系統(tǒng)中一般取18-20齒，以避免產(chǎn)生根切現(xiàn)象。 (2)套裝在軸上的小齒輪還應考慮到齒根圓到其輪轂鍵槽深處的最小尺寸應大于基圓齒厚（或不小于2m，m為齒輪模數(shù)），以防止輪轂斷裂，則其最小齒數(shù)應為 式中 D ——齒輪花鍵孔的外徑（mm），單鍵槽的取其孔中心至鍵槽槽底尺寸的兩倍； m ——齒輪模數(shù)（mm）。 (3)還受最小傳動比和允許的最大齒數(shù)和的約束，主傳動系統(tǒng)的最小極限傳動比取。一般在機械系統(tǒng)中取=70~100齒，取=120齒。 (4)選取時，不要使兩軸中心距過小，否則可能導致兩軸軸承過近，甚至發(fā)生軸承安裝干涉。在多軸變速系統(tǒng)中，還可能使相鄰變速組的齒頂圓與軸相碰，即k軸 上前一個變速組中的最大被動齒輪的齒頂圓與(k+1)軸的外徑相碰，或(k+1)軸上的后一個變速組中的最大主動齒輪的齒頂圓與k軸外徑相碰，應按式（2）檢查的確定，式中D應為相應得或。 8.驗算執(zhí)行軸的轉(zhuǎn)速誤差 實際傳動比所造成的執(zhí)行軸（或主軸）轉(zhuǎn)速誤差，一般不應超過10（-1）%，即 （5） 2.3.傳動零件的初步計算 初步計算是為了大致確定各傳動零件的主要尺寸（如傳動軸的直徑和齒輪的模數(shù)等），以便繪制傳動系統(tǒng)變速箱的軸系展開草圖。在繪制草圖布置各零件的過程中，同時應考慮零件結構的工藝性，進一步確定各零件的其他結構參數(shù)，一些數(shù)據(jù)要按有關標準選取。由于結構的某些參數(shù)未定以及方案可能修改，所以應按簡化公式進行初步計算以加快計算速度。 零件在計算時，首先需要知道其計算轉(zhuǎn)速值nj（即參與傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速，或傳遞全扭矩的最高轉(zhuǎn)速）。各零件的計算轉(zhuǎn)速可根據(jù)已確定的轉(zhuǎn)速圖，可按執(zhí)行軸的計算轉(zhuǎn)速、傳動齒輪的計算轉(zhuǎn)速和傳動軸的計算轉(zhuǎn)速分別進行確定（參見教材第四章4.2）。 1.傳動軸的直徑初定 傳動軸的直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用式（6）或式（7）計算 （6） （7） 式中 d ——傳動軸的直徑（mm）； ——該軸傳遞的額定扭矩（MPa）； N ——該軸傳遞的功率（kW）； ——該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）； []——該軸每米長度允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m），一般傳動軸取[]=0.5o~1 o。 2.執(zhí)行軸軸頸直徑的確定 對于機械系統(tǒng)執(zhí)行軸的尺寸參數(shù)，多根據(jù)其結構上的需要而定。執(zhí)行軸的前軸頸D1尺寸可參考教材表3.20所列出的統(tǒng)計數(shù)據(jù)確定。后軸頸D2可按D2=（0.7~0.85）D1確定。設計時應盡量使執(zhí)行軸的截面變化量小，即執(zhí)行軸的外徑尺寸在滿足要求的條件下變化要小。執(zhí)行軸一般應選用階梯狀中空結構，內(nèi)孔直徑d與當量外徑D之比以不大于0.7為宜，以保證執(zhí)行軸的慣性矩。執(zhí)行軸的端部結構參見教材表3.5。 3.齒輪模數(shù)的初步計算 一般在同一變速組中的齒輪取相同模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算 （8） 式中 mj——按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（mm）； ——驅(qū)動電動機功率（kW）； ——被計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min）； ——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“+”，內(nèi)嚙合取“-”； ——小齒輪的齒數(shù)（齒）； ——齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)），； ——材料的許用接觸應力（）。 其它傳動件按《機械零件》或有關資料進行選擇或計算。各個傳動件的基本尺寸確定后，便可繪制部件裝配圖。 為了節(jié)約合金鋼材，對大多數(shù)鋼質(zhì)傳動零件均可采用優(yōu)質(zhì)中碳鋼（常用45或50鋼）進行適當?shù)臒崽幚恚ㄕ?，調(diào)質(zhì)或表面淬火等）。對個別工作條件較重的傳動零件，當驗算時發(fā)現(xiàn)其應力超過許用值時，可采用較好的合金鋼（參見教材表3.6）。 2.4. 繪制部件裝配草圖 零件的初步計算為繪制草圖提供了必要的尺寸。手工繪制裝配草圖時，可用較輕的細線條繪制，以便于修改。在繪制軸系展開圖時，首先根據(jù)各傳動軸的軸間距離，按傳動順序依次畫出各軸線位置，按計算的軸頸尺寸和工作要求選擇合適的軸承。參考同類機械系統(tǒng)的裝配圖，布置各齒輪的軸向位置，研究齒輪的排列方式。如果軸向尺寸過長時，應采取必要的縮短軸向尺寸的措施（參見教材第四章4.2，齒輪的布置與排列），可采用公用齒輪，或采取相鄰兩變速組交錯排列布置的方式，或增加定比傳動副等形式。在設計時應注意軸上的滑移齒輪、齒爪式離合器等的移動性，要留有足夠的軸向滑移空間，以保證各移動件在完全脫開嚙合后才能進入新的嚙合（參考教材圖4-33），避免滑移干涉。傳動軸及軸上零件應軸向雙方向定位，避免欠定位和過定位，其定位方式既要簡單可靠又要便于拆裝和調(diào)整。 根據(jù)執(zhí)行軸組件的設計知識，參考結構圖冊選擇合理的執(zhí)行軸組件結構，包括軸承類型、配置與調(diào)整，軸端結構（參見教材表3.5），執(zhí)行軸的軸向定位方式等。對于各種執(zhí)行軸結構方案進行工作能力比較，并在概算后，決定是否需要修改草圖。 畫裝配圖時要全面考慮所必需的各種機構、裝置、原件（如離合器、制動器、潤滑與密封裝置等）的型式與安裝位置。繪制變速系統(tǒng)（變速箱）橫剖圖時，應力求縮小變速箱的徑向尺寸，除了要減小其齒數(shù)和外，一般不采用極限降速比（umin=1/4），可采用重合轉(zhuǎn)速（增加傳動組）的辦法來增大降速的傳動比，或增加定比傳動副以分擔總的降速比。畫橫剖圖應先確定主軸的位置，然后考慮受力、拆卸和調(diào)整等方面情況，確定其它各軸的空間位置（為減小其徑向尺寸，各傳動軸中心之間多采用三角形布置形式）。要特別注意各零件，包括該剖面沒有標示出來的徑向尺寸和位置是否相互干涉、碰撞。設計所涉及的各構件相關結構參見附錄中各圖。 2.5. 零件的驗算 在零件的尺寸和位置確定后，就具體地知道了它們的受力狀態(tài)、力的大小、作用點和方向，從而可以對零件進行較精確的驗算。 為了節(jié)省時間應減少重復的計算工作量，可依據(jù)課程設計提綱要求（或由指導教師指定）驗算的零件及驗算的項目，應按著零件在重載工作條件下進行驗算，校核零件的承載能力、應力、變形和壽命是否允許，材料選用是否恰當。 1.三角膠帶傳動的計算和選定 在三角帶的選用時，應保證有效地傳遞最大功率（不打滑），并有足夠的使用壽命（一定的疲勞強度）。計算應按已知條件：傳遞的功率、（主、被動）帶輪的轉(zhuǎn)速和工作情況確定帶輪直徑、中心距、膠帶型號、長度和根數(shù)及作用在支承軸上的徑向力。其計算公式與步驟參見《機械設計手冊》或有關教材進行計算。 2.直齒圓柱齒輪的應力驗算 在驗算變速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大的，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸應力，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲應力，對硬齒面軟齒芯的表面滲碳淬硬齒輪，一定要驗算彎曲應力。 接觸應力驗算公式為 （9） 彎曲應力驗算公式為 （10） 式中 T1 ——主動軸傳遞的轉(zhuǎn)矩（Nmm）； K ——載荷系數(shù)，K= KA Kv Ka Kb； u ——傳動比，u≥1，“＋”用于外嚙合，“－”用于內(nèi)嚙合； d 1——齒輪分度圓直徑（mm）； b ——齒寬（mm）； m ——齒輪模數(shù)（mm）； yd——齒寬系數(shù)，yd=b/ d 1； z1——齒輪齒數(shù)； ZE——彈性系數(shù)； ZH——節(jié)點區(qū)域系數(shù)； Ze——接觸強度重合度系數(shù)； YFa ——齒形系數(shù)； Ysa ——應力修正系數(shù)； Ye——彎曲強度重合度系數(shù)； [σH] ——許用接觸應力（MPa）； [σF]——許用彎曲應力（MPa）。 以上各系數(shù)，查《機械設計》教材。 如果驗算的應力σH、σF大于初算時選定的材料及熱處理方式之許用應力[σH]、[σF]，可增加齒寬b值，或改變熱處理方式，以及另選具有較大的許用應力值的材料。 表1 標準齒輪的齒形系數(shù)YFa 齒數(shù)z 系數(shù)Y 齒數(shù)z 系數(shù)Y 齒數(shù)z 系數(shù)Y 14 15 16 17 18 19 20 0.345 0.355 0.362 0.370 0.378 0.386 0.395 22 24 26 28 30 33 36 0.408 0.420 0.430 0.438 0.444 0.454 0.463 39 42 45 50 65 80 ＞100 0.470 0.475 0.481 0.488 0.502 0.510 0.513 3.齒輪精度的確定 齒輪精度等級的選擇應根據(jù)它的用途、圓周速度、載荷狀況和對振動、噪聲、使用壽命等方面的要求確定。對于漸開線圓柱齒輪的精度等級應按GB10095-88和GB11365-89新標準選定，齒輪副最小側(cè)隙采用基中心距制，中心距極限偏差按7級精度確定。 4.傳動軸的彎曲剛度驗算 (1)傳動軸上的彎曲載荷 齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力Qa和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力Qb的作用而產(chǎn)生彎曲變形。當齒輪為直齒圓柱齒輪時，其嚙合角α=20°，齒面摩擦角β≈5.72°，則 （11） 式中 N——該齒輪傳遞的全功率（kW）； m ——該齒輪的模數(shù)（mm）； z ——該齒輪的齒數(shù)（齒）； n ——該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速（r/min），n=naj≥nbj或n=nbj≥naj ，其中naj（或nbj）為該軸輸入扭矩齒輪的計算轉(zhuǎn)速。 (2)傳動軸的剛度驗算 等直徑軸的撓度y和轉(zhuǎn)角θ的計算公式見表3。對于階梯軸，如軸的各段直徑相差不大，可按平均（或當量）直徑計算。傳動軸彎曲剛度的允許值見表4。如驗算出的軸的彎曲剛度不合格，則應加粗軸的直徑或縮短軸的長度。由于各種鋼材的彈性模量幾乎相同，因此改變軸的材料不能夠提高軸的剛度。 表3 簡單載荷下簡支梁的變形 簡圖 傾角? 撓度y 表4 軸剛度的允許值 許用撓度 [y] / mm 許用轉(zhuǎn)角 [θ] / rad 一般傳動軸(0.0003~0.0005)l 裝齒輪處0.001 剛度要求較高的軸0.0002l 裝滑動軸承處0.001 安裝齒輪的軸(0.01~0.03)m 裝向心球軸承處0.0025 安裝蝸輪的軸(0.02~0.05)m 裝向心球面球軸承處0.005 注：l ——跨距（mm）； m ——模數(shù)（mm）。 裝單列短圓柱滾子軸承處0.001 裝單列圓錐滾子軸承處0.0006 5.軸承壽命的驗算 一般傳動軸用的滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞壽命驗算。其額定壽命Lh的計算公式為 或按計算動負荷Cj的計算公式 式中 L10h——軸承的基本額定壽命（h）； Cj——計算動負荷（N）； T——工作期限（h）； n——軸承的轉(zhuǎn)速（r/min）； C或[C]——滾動軸承的基本額定動負荷（N）； f t——溫度系數(shù)，低于100°C時，f t=1； e——壽命指數(shù)，對球軸承取e=3，對滾子軸承取e=10/3； P——軸承的當量動載荷（N）。 滾動軸承若同時承受徑向載荷和軸向載荷，為了計算軸承壽命時在相同條件下比較，需將實際工作載荷轉(zhuǎn)化為當量動載荷。在當量動載荷作用下，軸承壽命與實際聯(lián)合載荷下軸承壽命相同。 當量動載荷P的計算公式如下： 式中 fp ——載荷系數(shù)； Fr——徑向載荷（N）； Fa——軸向載荷（N）； X，Y——徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)，可參考《機械設計》教材的表9.8查取。 2.6附錄： 圖5 傳動系統(tǒng)圖與轉(zhuǎn)速圖 圖6 檢查齒輪的干涉 圖7 整體滑移齒輪 圖8 拼裝多聯(lián)齒輪 圖9 滑移齒輪的倒角 圖10 齒輪在軸上的定位 圖11 心軸在箱體上的固定方式 圖12 擺動式操縱機構 圖13 移動式操縱機構  目 錄 一、《機械系統(tǒng)設計》課程設計任務書 1 1.1 課程設計的目的 1 1.2 課程設計的內(nèi)容 1 1.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求 1 1.4 機械系統(tǒng)課程設計內(nèi)容： 6 二、《機械系統(tǒng)設計》課程設計的步驟與方法 7 2.1 明確題目要求，查閱有關資料 7 2.2. 運動設計 7 2.3.傳動零件的初步計算 10 2.4. 繪制部件裝配草圖 12 2.5. 零件的驗算 12 2.6附錄： 16 段鐵群 老頭子 嚴格一比 23