【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內(nèi)文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內(nèi)的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦--有疑問可咨詢QQ:1304139763 或 414951605
《目錄》
摘要--------------------------------------1
第1章 緒論…………………………………………….3
第2章 運動設計…………………………………………4
第3章 動力計算…………………………………………9
第4章 主要零部件的選擇………………………………18
第5章 校核………………………………….. ………19
結(jié)束語………………………………………………….21
參考文獻…………………………………………………21.
摘 要
設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。
第一章 緒論
（一） 課程設計的目的
《機械系統(tǒng)課程設計》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(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)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。
（二） 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求
1 課程設計題目和主要技術參數(shù)
題目：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
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(gòu)。
3. 進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。
第二章 運動設計
1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定
（1） 轉(zhuǎn)速范圍。Rn== 400/40=10
（2） 轉(zhuǎn)速數(shù)列。查《機械系統(tǒng)設計》表 2-9標準數(shù)列表，然后每隔7個數(shù)取一個值（1.58=1.068）首先找到40r/min，得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為40 r/min、63 r/min、100r/min、160 r/min、250 r/min、400 r/min共6級。
（3） 定傳動組數(shù)，選出結(jié)構(gòu)式。對于Z=6可按z=6寫出結(jié)構(gòu)式，并且有一級速度重復。即：Z=6=31×23。
（4）根據(jù)傳動結(jié)構(gòu)式,畫結(jié)構(gòu)圖。
根據(jù)“前多后少”,“ 前密后疏”，“升2降4”,“前滿后快”的原則,選取傳動方案 Z=31×23,可知第二擴大組的變速范圍r2=1.583×（2-1）3.95＜8 滿足“升2降4”要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖。
圖2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=6=31×23
（5） 畫轉(zhuǎn)速圖。轉(zhuǎn)速圖如下圖2-2。
圖2-2 系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖
（6）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：
圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖
（7）齒輪齒數(shù)的確定。根據(jù)齒數(shù)和不宜過大原則一般推薦齒數(shù)和在100～120之間，和據(jù)設計要求Zmin≥17,原則。并且變速組內(nèi)取模數(shù)相等，變速組內(nèi)由《機械系統(tǒng)設計》表3-1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。
表2-2 齒輪齒數(shù)
傳動比
基本組
第一擴大組
1:1.6
1:2.5
1:4
1：1
1:4
代號
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
齒數(shù)
33
52
24
61
17
68
45
45
18
72
2 主軸.傳動件計算
2.1 計算轉(zhuǎn)速
（1）.主軸的計算轉(zhuǎn)速
由《機械系統(tǒng)設計》表3-2中的公式
＝401.586/3-1 ＝63.2r/min 取63 r/min
(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速
軸2=250 r/min，軸3=630 r/min。
（3）確定各齒輪計算轉(zhuǎn)速
由機械設計知識可知，一對嚙合齒輪只需要校核危險的小齒輪，因此只需求出危險小齒輪的計算轉(zhuǎn)速。在傳動組b中Z45在軸Ⅲ上具有的轉(zhuǎn)速分別為 160r/min,250r/min,400r/min這三種轉(zhuǎn)速都在恒功率區(qū)間內(nèi)，即都要求傳遞最大功率所以齒輪Z46的計算轉(zhuǎn)速為這三種轉(zhuǎn)速的最小值即njz45=160r/min
同理可求得其余兩對嚙合齒輪中危險齒輪的計算轉(zhuǎn)速即
, njz17=630r/min njz18=250r/min
2驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差
實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即
|實際轉(zhuǎn)速n`-標準轉(zhuǎn)速n|
------------------------------- 〈 10(-1)％
標準轉(zhuǎn)速n
對于標準轉(zhuǎn)速n=40r/min時，其實際轉(zhuǎn)速n`=630×17/68×18/72=39.375r/min
(40-39.375)/40=1.56％〈10(1.58-1)％=5.8%
因此滿足要求。
同理可得各級轉(zhuǎn)速誤差如表
各級轉(zhuǎn)速誤差
n
40
63
100
160
250
400
630
1000
n`
39.375
61.97
99.9
157.5
247.9
399.8
630
1000
誤差
1.56％
1.64％
0.05％
1.56％
0.85％
0.05％
0
0
各級轉(zhuǎn)速都滿足要求，因此不需要修改齒數(shù)。
第三章 動力計算
1 主軸.傳動軸直徑初選
（1）主軸軸徑的確定
在設計初期，由于主軸的結(jié)構(gòu)尚未確定，所以只能根據(jù)現(xiàn)有的資料初步確定主軸直徑。由<<機械系統(tǒng)設計>>表4-9初選取前軸徑 ，后軸頸的軸徑為前軸徑，所以。
（2）傳動軸直徑初定
傳動軸直徑按文獻[5]公式（6）進行概算
式中 d---傳動軸直徑（mm）
Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----該軸傳遞的功率（KW）
----該軸的計算轉(zhuǎn)速
---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，=~。
取=
=3Kw。
N1=P1=P0×0.96=2.88Kw
N2=P2=P1×0.955×0.97=2.78Kw
N3=P3=P2×0.995×0.99=2.74Kw
軸Ⅰ： =955×104×(2.88/630)=43657(N.mm)
=1.64× =28.2mm 取29mm
軸Ⅱ： ＝955×104×(2.78/250)＝106196（N.mm）
=1.64× =35.2mm 取36mm
軸Ⅲ： ＝955×104×(2.74/63)＝415349（N.mm）
=1.64× =49.5mm 取50mm
2 齒輪參數(shù)確定、齒輪應力計算
（1） 齒輪模數(shù)的初步計算
一般同一組變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最小的齒輪，按簡化的接觸疲勞強度由文獻[5]公式（8）進行計算：
式中：
為了不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，并且考慮到軸的直徑，防止在裝配時干涉，對齒輪的模數(shù)作如下計算和選擇：
軸Ⅰ-軸Ⅱ：以最小齒輪齒數(shù)17為準
m=16338× =3.147 取m=3.5
軸Ⅱ-軸Ⅲ：以最小齒輪齒數(shù)18為準
m=16338×=4.12 取m=5
（2） 齒輪參數(shù)的確定
計算公式如下：
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒寬 =6
由已選定的齒數(shù)和計算確定的模數(shù)，將各個齒輪的參數(shù)計算如下表
（2）基本組齒輪計算。
基本組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
齒數(shù)
33
52
24
61
17
68
分度圓直徑
115
182
84
213.5
59.5
238
齒頂圓直徑
122.5
189
91
220.5
66.5
245
齒根圓直徑
106.75
173.25
75.25
204.75
50.75
229.25
齒寬
30
30
30
30
30
30
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下：
① 齒面接觸疲勞強度計算：
接觸應力驗算公式為
彎曲應力驗算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=3kW;
-----計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =63（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=5（mm）;
B----齒寬（mm）;B=30（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)；z=17;
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=4;
-----壽命系數(shù)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =160（r/min）
----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，取=0.60
----功率利用系數(shù)，取=0.78
-----材料強化系數(shù)， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動載荷系數(shù)，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，=1
Y------齒形系數(shù)，Y=0.386；
----許用接觸應力（MPa）,查表，取=650 Mpa；
---許用彎曲應力（MPa），查表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=135.2 Mpa
=236.5Mpa
（3）擴大組齒輪計算。
擴大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z4
Z4`
Z5
Z5`
齒數(shù)
45
45
18
72
分度圓直徑
225
225
90
360
齒頂圓直徑
235
235
100
370
齒根圓直徑
212.5
212.5
77.5
347.5
齒寬
30
30
30
30
按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計算，
查文獻，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=5，=63；
可求得：
=286.8Mpa
=111.4Mpa
3 帶傳動設計
定V帶型號和帶輪直徑
(1).工作情況系數(shù).
(2).計算功率.
(3).選帶型號
.
(4).小帶輪直徑.
(5).大帶輪直徑.
(6)驗算帶速
計算帶長
(1).初取中心距.
(2).計算帶.基準長度.
(3).計算實際中心距
(4)確定中心距調(diào)整范圍
(13)小輪包角.
求帶根數(shù)
(1).確定額定功率
(2)確定各修正系數(shù)
（3）確定V帶根數(shù)Z
求軸上載荷
(1)確定單根V帶初拉力
(2)計算壓軸力
（3）帶輪結(jié)構(gòu).
由機械設計表3.5查的
＝P＝1.13＝3.3Kw
根據(jù)參考圖3.16及表3.3選帶型及小帶輪直徑
＝（1－ε）＝（1－0.01）2.27132＝297mm 按表3.3取標準值
V==9.88m/s
0.7（D1+D2）≤a≤2（D1+D2）→302.4≤a≤864
=1692.4
按表3.2取標準值
=453.8mm
amax=a+0.03Ld=503
amin=a-0.015Ld=431
α＝-
=-（168/455）57.3=158.8o
由D1及n1查表3.6并用線性插值法求得=2.0Kw
由《機械設計》表 3.8 =0.95
由《機械設計》表 3.9 =0.99
由《機械設計》表 3.7△=0.17
=1.6
=146N
（《機械設計》表 3.1 ）
=2×2×sin
=574N
略.
＝1.1
＝3.3Kw
A型
取＝132mm
?。?00mm
滿足要求
＝500mm
=1600mm
a=455mm
158.8o＞120o
α＝合格
=2.0Kw
=0.95
=0.99
△=0.17
取z=2
=146N
=574N
4 主軸合理跨距的計算
設機床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?400mm,電動機功率P=3 kw，,主軸計算轉(zhuǎn)速為63r/min。
已選定的前后軸徑為 ：，
定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。
軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩
＝955×104×(2.74/63)＝415349（N.mm）設該車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m；
切削力（沿y軸） Fc=415.349/0.09=4615N
背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2307N
總作用力 F==5159.72N
此力作用于工件上，主軸端受力為F=2522.28N。
先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為
RA=F×=5159.72×=7739.58N
RB=F×=5159.72×=2579.86N
根據(jù)《機械系統(tǒng)設計》得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1815.06 N/ ；KB= 1626.2 N/；==1.12
主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為
I==113.8×10-8m4
η==0.13
查《機械系統(tǒng)設計》圖 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm
合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。
根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施
增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=62mm，后軸徑d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。
第四章 主要零部件的選擇
3.5 選擇電動機,軸承，鍵和操縱機構(gòu)
3.5.1電動機的選擇：
轉(zhuǎn)速n＝1430r/min，功率P＝3kW
選用Y100L2-4
3.5.2 軸承的選擇：（軸承代號均采用新軸承代號）
I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝端角接觸球軸承代號7008C
II軸：對稱布置角接觸球軸承代號7008C
中間布置角接觸球軸承代號7010C
III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C
另一安裝端角接觸球軸承代號7010C
中間布置角接觸球軸承代號7012C
3.5.3 單位（mm）
I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：
=8
安裝齒輪處選擇花鍵規(guī)格：
N d
II軸選擇花鍵規(guī)格：
N d
III軸選擇花鍵規(guī)格：
N d
3.5.4變速操縱機構(gòu)的選擇：選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。
第五章 校核
一 Ⅱ軸剛度校核
（1）П軸撓度校核
單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：:
L-----兩支承的跨距；
D-----軸的平均直徑；
X=/L；-----齒輪工作位置處距較近支承點的距離；
N-----軸傳遞的全功率；
校核合成撓度
-----輸入扭距齒輪撓度；
-------輸出扭距齒輪撓度
；
---被演算軸與前后軸連心線夾角；=144°
嚙合角=20°，齒面摩擦角=5.72°。
代入數(shù)據(jù)計算得：=0.026；=0.084；=0.160；
=0.205；=0.088；=0.025。
合成撓度 =0.238
查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L
即=0.268。
因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。
（2）П軸扭轉(zhuǎn)角的校核
傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算：
將上式計算的結(jié)果代入得：
由文獻【6】，查得支承處的=0.001
因〈0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。
二 軸承壽命校核。
由П軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFa
X=1，Y=0。
對Ⅱ軸受力分析
得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。
由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
結(jié)束語
經(jīng)過兩周的課程設計，在老師的耐心指導和自己的努力分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結(jié)構(gòu)及部分計算，到這里基本結(jié)束了，這次課程設計使我充分應用了以前所學的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題，進一步鞏固和深化了以前的所學的專業(yè)基礎知識， 同時也是對《機械系統(tǒng)設計》學習的一個深入認識和理解的過程。同時也鍛煉了自己獨立完成工作的能力，熟悉了一些設計思想懂得了一些設計中的注意事項.本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，學會應用標準，規(guī)范，和查閱相關資料的本領，掌握了機械設計的基本技能，對以后的工作有很大的幫助。
參考文獻
【1】 鍛鐵群.《機械系統(tǒng)設計》. 科學出版社，第一版；
【2】 孫全穎.《機械精度設計與質(zhì)量保證》哈爾濱工業(yè)大學出版社
【3】于惠力,向敬忠.《機械設計》.高等教育出版社，第四版；
【4】于惠力,張春宜. 《機械設計課程設計》，科學出版社；
【5】戴署.《金屬切削機床設計》.機械工業(yè)出版社；
【6】陳易新，《金屬切削機床課程設計指導書》；
【7】《金屬切削機床典型結(jié)構(gòu)圖集》主傳動部件
【8】《機床設計手冊》2 上冊。
20
一張主軸箱A0的 一張主軸箱剖面A1的 還有張主軸零件工作圖A1的
3張圖 +課程設計說明書一份
5號晚交貨
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(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)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=95r/min；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；
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；
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；
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(gòu)。
（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(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)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(gòu)。
（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(jié)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(jié)構(gòu)、操縱機構(gòu)、零部件的功用及結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式 依據(jù)設計原則按傳動順序列寫出合適的結(jié)構(gòu)式，并繪制出結(jié)構(gòu)網(wǎng)。利用計算式：=xn (pn-1) 驗算結(jié)構(gòu)網(wǎng)（或結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)合結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)網(wǎng)（或結(jié)構(gòu)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(gòu)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(gòu)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(jié)構(gòu)的工藝性，進一步確定各零件的其他結(jié)構(gòu)參數(shù)，一些數(shù)據(jù)要按有關標準選取。由于結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)，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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)圖冊選擇合理的執(zhí)行軸組件結(jié)構(gòu)，包括軸承類型、配置與調(diào)整，軸端結(jié)構(gòu)（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(jié)構(gòu)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(gòu)、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(gòu)件相關結(jié)構(gòu)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(gòu)
圖 移動式操縱機構(gòu)
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
22