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题目10-分级变速主传动系统课程设计(3kw,40-450r,公比1.41,8级)车床主轴箱主传动设计
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题目
10
分级
变速
传动系统
课程设计
kw40
公比
车床
主轴
传动
设计
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题目10-分级变速主传动系统课程设计(3kw,40-450r,公比1.41,8级)车床主轴箱主传动设计,题目,10,分级,变速,传动系统,课程设计,kw40,公比,车床,主轴,传动,设计
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课程设计题，目:分级变速主传动系统院，系:机械设计制造及其自动化，姓，名:指 导 教 师:目，录，摘要，.I第，1，章，课程设计的目的，.1第，2，章，课程设计题目主要设计参数和技术要求.22.1，课程设计题目和主要技术参数，.22.2技术要求，.2第，3，章，运动设计，.33.1，运动参数及转速图的确定，.33.2，核算主轴转速误差，.5第，4，章，动力计算，.64.1，带传动设计，. .64.2，计算转速的计算，.74.3，齿轮模数计算及验算，.84.4，传动轴最小轴径的初定，.114.5，执行轴轴颈直径的确定，.124.6，轴承的选择:，.124.7，花键的选择，.12第，5，章，主要零部件的选择，.135.1，摆杆式操作机构的设计，.135.2，电动机的选择，.13第，6，章，校核，.146.1，轴刚度校核，.146.2，轴承寿命校核，.15第，7，章，润滑与密封，.16第，8，章，设计结论，.17参考文献，.18摘 要设计机床得主传动变速系统时,首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求,分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案,计算和校核相关运动参数和动力参数。这次说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，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。I，第1章，课程设计的目的(1)、课程设计属于机械系统设计课的延续通过设计实践进一步学习掌握机械系统设计的一般方法。(2)、培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识进行工程设计的能力。(3)、培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。(4)、提高技术总结及编制技术文件的能力。(5)、是毕业设计教学环节实施的技术准备。第2章 课程设计题目主要设计参数和技术要求2.1课程设计题目和主要技术参数题目10：分级变速主传动系统设计，技术参数：Nmin=40r/min，Nmax=450r/min，Z=8，级，公比为，1.41，电动机功率，P=3KW，电机转速，n=1430r/min，2.2，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。2，哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计，第3，章运动设计3.1运动参数及转速图的确定3.1.1转速范围Rn=3.1.2转速数列转速数列。查机械系统设计表，2-9标准数列表，首先找到40r/min、然后每隔5个数取一个值（1.41=1.066），得出主轴的转速数列为40r/min、56r/min、80r/min、112r/min、160r/min、224，r/min，315，r/min，450，r/min共8级。3.1.3，确定传动组数和传动副数。，因为，Z=8，可分解为Z=212224。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。，3.1.4写传动结构式,画结构图。根据“前多后少”，“先降后升”，“前密后疏”,“升，2，降，4”的原则,选取传动方案，Z=212224，,易知第一扩大组的变速范围，r=1.41，=3.958，符合“升，2，降，4”原则，其结，构，网，如，图，结构网，Z=2122243.1.5画转速图。转速图如下图，系统转速图3.1.6画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计，3.1.7齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等据设计要求，Zmin17,齿数和Sz100120,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， 齿轮齿数传基本组第一扩大组第二扩大组1:1.411:21:1.411:2.81:11:4代Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6Z6齿3042244835492262454518723.2，核算主轴转速误差，实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(-1),即10(-1)对Nmax=450r/min，实际转速Nmax=1430=462.1r/min，则有=2.684.1因此满足要求。各级转速误差n450315224160112805640n462.02323.45229.55160.68115.5280.8657.3940.17误差2.68%2.68%2.48%0.43%3.14%1.08%2.48%0.43%各级转速误差都都小于，4.1%,因此不需要修改齿数。第4，章 动力计算4.1带传动设计(1)，直径计算，计算功率，Pd=Ka*P=1.1*3=3.3KW，查普通，V，带选型图,可得，d=80100mm，初取小带轮直径，d:，取，d=100mm，A，型，V，带，大带轮直径，D=n1d/n2=1430X100/900=158.9mm取d=160mm，根据，V，带带轮基准直径系列,取，D=160mm， (2)计算带长求，Dm，Dm=(D，1，+D，2，)/2=(95+150)/2=122.5mm， 求，=(D，1-D，2，)/2=(160-100)/2=30mm根据，0.7(D1+D2)a2(D1+D2)，即,182a0520mm取中心距,a0=450mmLd02a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0=1286.84mm，由机械设计表，3.2，选取标准，Ld，得.,Ld=1250mm，(3)求实际中心距和包角，实际中心距，aa0+(Ld-L)/2=450-18.42=431.58mm，中心距调整范围，amax=a+0.03Ld=469.08mm，amin=a-0.015Ld=412.83mm，小轮包角，1=1800-（d1-d2）/aX57.30=17201200(4)求带根数，计算传动比，i，并验算传动比相对误差:，理论传动比，i0=3.575，实际传动比，i=n1，/n，2，=160/100=1.60，6，哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计，确定，V，带根数，Z,，由机械设计表，3.6,PK，=0.98;，=1.30KW;由表，3.8,由表，3.9,KL=0.95;由表，3.7,P0=0.15KW 所以，ZPC/(P0+P0)KKL， =3.3/(1.30+0.15)0.980.95=2.44，取，Z=3，根，4.2，计算转速的计算，(1)主轴的计算转速，nj,由公式得，主轴的计算转速nj=70.92r/min，取主轴的计算转速，nj=80，r/min。(2)确定各传动轴的计算转速。轴共有，4，级转速：160，r/min、224r/min、315，r/min、450r/min。若经传动副传动主轴全部传递全功率，其中，160/min是传递全功率的最低转速，故其计算转速，nj=160，r/min，轴共有，2，级转速：450，r/min、630，r/min。若经转动副转动主轴，全部传递全功率，其中，450/min，是传递全功率的最低转速，故其计算转速，nj=450，r/min；，轴有，1，级转速，且都传递全功率，所以其计算转速，nj=900，r/min。各计算转速入表。，各轴计算转速轴号轴轴轴轴计算转速，r/min90045016080(3)确定齿轮副的计算转速。齿轮Z6装在主轴上并具有40、56、80、112r/min，共，4，级转速，其中有，80、112r/min，传递全功率，故，Z6j=80，r/min。，齿轮，ZZ，6，/，Z，66装在轴上，有，160、224、315、450r/min，共，4，级转速，经齿轮副传动主轴，则，4，个转速都传递全功率故，Z6，j=160r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表：齿轮副计算转速序号Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z4Z5Z5Z6Z6n，j9006309004504503154501601601603158024.3齿轮模数计算及验算（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=16338，可得各组的模数式中mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；驱动电动机功率（kW）；被计算齿轮的计算转速（r/min）； 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”，内啮合取“-”； 小齿轮的齿数（齿）； 齿宽系数，（B为齿宽，m为模数），；=8 材料的许用接触应力（）。取=650 Mpamj=16338得：基本组的模数，mj=3，第一扩大组的模数，mj=3，第二扩大组的模数mj=4（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表， 齿轮Z1Z1Z2Z2齿数30422448分度圆直径9012692144齿顶圆直径9613298150齿根圆直径82.5118.584.5136.5齿宽151515158哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计， 8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，弯曲应力验算公式为式中， N-传递的额定功率（kW），这里取，N，为电动机功率，N=3kW;，m-初算的齿轮模数（mm）,，m=3.5(mm);，B-齿宽(mm);B=24.5（mm）;，z-小齿轮齿数，z=19;，u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.79;，K，s，-寿命系数；，=K，T，-工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min），=500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表，齿轮Z3Z3Z4Z4齿数35492262分度圆直径10514766186齿顶圆直径11115372192齿根圆直径97.5139.558.5178.5齿宽30303030第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z5Z5Z6Z6齿数45451872分度圆直径18018072288齿顶圆直径18818880296齿根圆直径17017062278齿宽40404040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可得=0.62，=0.77，=0.60，=1.1=1，=1，m=3.5，=280；可求得：=620.73Mpa，=136.24Mpa4.4，传动轴最小轴径的初定，由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表3-3。 表3-3 最小轴径轴 号 轴 轴III 轴最小轴径mm 354045 4.5，执行轴轴颈直径的确定，执行轴的前轴劲，D1，尺寸由教材，4-9，表得到,D1=75mm，后轴劲，D2=(0.70.9)D1，所以取，D2=0.8D1=60mm，初步计算,取当量外径，D=0.5(D1+D2)=67.5mm，执行轴选用阶梯状中空结构,内径直径，d=0.4D=0.4*67.5=27mm，4.6，轴承的选择:I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C轴承布置见展开4.7，花键的选择:I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N dDB =8X36X40X7III轴选择键规格：BXL=14X90 第5，章 主要零部件的选择5.1，摆杆式操作机构的设计，(1)几何条件;，(2)不自锁条件。，具体结构见，CAD，图，5.2，电动机的选择，选择，Y，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，K，得：电动机型号为，Y100L2-4，额定功率，3KW。由表，K3，得：安装尺寸，A=160mm，AB=205mm，HD=245mm。第6章 校核6.1 轴刚度校核1、轴挠度校核单一载荷下轴中心处的挠度采用如下的公式计算:，L-两支承的跨距;，D-轴的平均直径;，X=，a，i，/L:，a，i，-齿轮工作位置处距较近支承点的距离;，N-轴传递的全功率;，-被演算轴与前后轴连心线夹角;，=144，啮合角，=20齿面摩擦角，=5.72。，查文献，6,带齿轮轴的许用挠度y，=5/10000*L，即y，=0.268。因合成挠度小于许用挠度,故轴的挠度满足要求。传动轴在支承点A，B处的倾角可按下式近似计算： 将上式计算的结果代入得： 由文献【6】，查得支承处的=0.001因0.001，故轴的转角也满足要求。哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计，轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为7008c角接触球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承的径向力Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。第7章，润滑与密封润滑与密封，减摩抗磨，降低摩擦阻力以节约能源，减少磨损以延长机械寿命提高经济效益，冷却，要求随时将摩擦热排出机外，密封，要求防泄漏、防尘、防窜气，清净冲洗，要求把摩擦面积垢清洗排除，应力分散缓冲，分散负荷和缓和冲击及减震，动能传递，液压系统和遥控马达及摩擦无级变速等。由于带轮转速为，450r/min，故采用油润滑可以减少摩擦阻力和减轻磨损。密封是为了阻止灰尘水分等杂物进入轴承防止润滑剂的流失。采用密封圈密封即可满足要求。第8章 结构设计及说明8.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一0般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1 布置传动件及选择结构方案。2 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。8.2 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。I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速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，负责齿轮无法加工。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，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。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。第9章 设计结论经过这次课程设计，使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解，并且对设计工作有了更深入的认识。懂得了.理论和实践同等重要。理论能指导实践，使你能事半功倍，实践能上升成为理论为以后的设计打下基础。从校门走出后,一定要重视实践经验的积累,要多学多问。把学校学习的专业知识综合的应用起来，这非常重要。体会到把技术搞好就必须安心的学习，虚心向别人请教，耐心的对待每一个问题不放过任何一个自己遇到的问题，要善于发现问题。在设计过程中，得到老师的精心指导和帮助，由于经验尚浅，知识把握不熟练，设计中定有许多地方处理不够妥当，有些部分甚至可能存在错误,望老师多提宝贵意见。参考文献1.段铁群.机械系统设计.科学出版社2.于惠力，向敬忠，张春宜.机械设计.科学出版社3.于惠力，张春宜，潘承怡.机械设计课程设计哈尔滨理工大学4.戴署.金属切削机床设计.机械工业出版社5.陈易新.金属切削机床课程设计指导书6.机床设计手册2，上册7.濮良贵.机械设计基础。 哈 尔 滨 理 工 大 学 题 目 分级变速主传动系统 院 系机械设计制造及其自动化 姓 名 指导教师 年 月 日 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 目 录 摘要 . I 第 1 章 课程设计的目的 . 1 第 2 章 课程设计题目主要设计参数和技术要求 . 2 2.1 课程设计题目和主要技术参数 . 2 2.2 技术要求 . 2 第 3 章 运动设计 . 3 3.1 运动参数及转速图的确定 . 3 3.2 核算主轴转速误差 . 5 第 4 章 动力计算 . 6 4.1 带传动设计 . 6 4.2 计算转速的计算 . 7 4.3 齿轮模数计算及验算 . 8 4.4 传动轴最小轴径的初定 . 11 4.5 执行轴轴颈直径的确定 .12 4.6 轴承的选择: .12 4.7 花键的选择 .12 第 5 章 主要零部件的选择 .13 5.1 摆杆式操作机构的设计 .13 5.2 电动机的选择 .13 第 6 章 校核 .14 6.1 轴刚度校核 .14 6.2 轴承寿命校核 .15 第 7 章 润滑与密封 .16 第 8 章 设计结论 .17 参考文献 .18 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 I 摘要 设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案计算和校核相关运动参数和动力参数。 这次说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法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。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 - 1 - 第 1 章 课程设计的目的 (1)、课程设计属于机械系统设计课的延续通过设计实践进一步学习掌握机械系统设计的一般方法。 (2)、培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识进行工程设计的能力。 (3)、培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。 (4)、提高技术总结及编制技术文件的能力。 (5)、是毕业设计教学环节实施的技术准备。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 2 第 2 章 课程设计题目主要设计参数和技术要求 2.1 课程设计题目和主要技术参数 题目分级变速主传动系统设计 技术参数Nmin=40r/minNmax=450r/minZ=8 级公比为 1.41电动机功率 P=3KW电机转速 n=1430r/min 2.2 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。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 3 第 3 章 运动设计 3.1 运动参数及转速图的确定 1 转速范围。Rn=minmaxNN=40450=11.25 2 转速数列。首先找到 40r/min、然后每隔 5 个数取一个值1.41=1.066 故得出主轴的转速数列为 40 r/min、56r/min、80 r/min、112 r/min、160 r/min、224 r/min315 r/min450r/min共 9 级。 3 确定传动组数和传动副数。 因为 Z=8可分解为Z=212224。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写传动结构式,画结构图。 根据“前多后少” , “先降后升” , “前密后疏”,“升 2 降 4”的原则,选取传动方案 Z=212224 ,易知第一扩大组的变速范围 r=p1(x1-1)=1.414=3.958 符合“升 2 降 4”原则其结 构 网 如 图 结构网 Z=212224 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 4 5 画转速图。转速图如下图 系统转速图 6画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数画主传动系统图如图 主传动系统图 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 5 7齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等据设计要求 Zmin17,齿数和Sz100120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 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 第二扩大组 1:1.41 1:2 11.41 1:2.80 1:1 1:4 代号 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 Z5 Z5 Z6 Z6 齿数 30 42 24 48 35 49 22 62 45 45 18 72 3.2 核算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差一般不应超过10(-1),即 |10(1)%nnn实 际 转 速标 准 转 速标 准 转 速 对Nmax=450r/minNmax=1430*95/150*30/42*45/453=462.1r/min 则有 450450.1462=2.684.1 因此满足要求。 各级转速误差 n 450 315 224 160 112 80 56 40 n 462.02 323.45 229.55 160.68 115.52 80.86 57.39 40.17 误差 2.68% 2.68 2.48 0.43 3.14 1.08 2.48 0.43 各级转速误差都都小于 4.1因此不需要修改齿数。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 6 第 4 章 动力计算 4.1 带传动设计 (1) 直径计算 计算功率 Pd=Ka*P=1.1*3=3.3KW 查普通 V 带选型图可得 d=80100mm 初取小带轮直径 d 取 d=100mm A 型 V 带 大带轮直径 D D=21ndn=9001430100 =158.9mm 根据 V 带带轮基准直径系列取 D=160mm 2计算带长 求 Dm Dm=(D1+D2)/2=(95+150)/2=122.5mm 求 =D1-D2/2=160-100/2=30mm 根据 0.7D1+D2a2D1+D2 即182a0520mm 初取中心距a0=450mm 带长 L=Dm+2a0+2/a0=1286.84 mm 由机械设计表 3.2 选取标准 Ld 得Ld=1250mm 3求实际中心距和包角 实际中心距 aa0+(Ld-L)/2=450-18.42=431.58mm 中心距调整范围 amax=a+0.03Ld=469.08mm amin=a-0.015Ld=412.83mm 小轮包角 1=180-D1-D2/a57.3=172120 4求带根数 验算带速 =D1n1/601000=3.141001430/(601000)= 7.49m/s 525合格 计算传动比 i 并验算传动比相对误差 理论传动比 i0=3.575 实际传动比 i=n1/n2=160/100=1.60 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 7 确定 V 带根数 Z 由机械设计表 3.6P0=1.30KW由表 3.8K=0.98 由表 3.9KL=0.95由表 3.7P0=0.15KW 所以 ZPC/ P0+P0KKL =3.3/(1.30+0.15)0.980.95=2.44 取 Z=3 根 4.2 计算转速的计算 1主轴的计算转速 nj由公式 nj=nmin)13/(z得主轴的计算转速nj=70.92r/min取主轴的计算转速 nj=80 r/min。 2确定各传动轴的计算转速。轴共有 4 级转速160 r/min、224r/min、315 r/min、 450r/min。 若经传动副传动主轴 全部传递全功率 其中 160/min是传递全功率的最低转速 故其计算转速 nj=160 r/min 轴共有 2 级转速450 r/min、630 r/min。若经转动副转动主轴全部传递全功率其中 450/min 是传递全功率的最低转速 故其计算转速 nj=450 r/min 轴有 1 级转速且都传递全功率所以其计算转速 nj=900 r/min。各计算转速入表。 各轴计算转速 轴号 轴 轴 轴 轴 计算转速 r/min 900 450 160 80 3 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z6装在主轴上并具有 40、56、80、112r/min 共 4 级转速 其中有 80、 112r/min 传递全功率 故 Z6j=80 r/min。 齿轮 Z6装在轴上有 160、224、315、450r/min 共 4 级转速经齿轮副Z6/ Z6传动主轴则 4 个转速都传递全功率故 Z6j=160r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速如表 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 8 齿轮副计算转速 序号 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 Z5 Z5 Z6 Z6 jn 900 630 900 450 450 315 450 160 160 160 315 80 4.3 齿轮模数计算及验算 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=163383221)1(jjmnuzPu可得各组的模数 式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数mm dN驱动电动机功率kW jn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“+” 内啮合取“-” 1z 小齿轮的齿数齿 m 齿宽系数BmmB 为齿宽m 为模数 4 10m j材料的许用接触应力M P a 。 得基本组的模数 mj=3 第一扩大组的模数 mj=3 第二扩大组的模数mj=4 2基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2 齿数 30 42 24 48 分度圆直径 90 126 92 144 齿顶圆直径 96 132 98 150 齿根圆直径 82.5 118.5 84.5 136.5 齿宽 15 15 15 15 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 9 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. jn=400r/min; m-初算的齿轮模数mm, m=3.5mm; B-齿宽mm;B=24.5mm; z-小齿轮齿数z=19; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.79; sK-寿命系数 sK=TKnKNKqK TK-工作期限系数 mTCTnK0160 T-齿轮工作期限这里取 T=15000h.; 1n-齿轮的最低转速r/min, 1n=400r/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; 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 10 nK-转速变化系数取nK=0.60 NK-功率利用系数取NK=0.78 qK-材料强化系数 qK=0.60 3K-工作状况系数取3K=1.1 2K-动载荷系数取2K=1 1K-齿向载荷分布系数 1K=1 Y-齿形系数 Y=0.386 j-许用接触应力MPa,取j=650 Mpa w-许用弯曲应力MPa 取w=275 Mpa 根据上述公式可求得及查取值可求得 j=639.47 Mpa j w=78.72 Mpaw 3扩大组齿轮计算。 第一扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z3 Z3 Z4 Z4 齿数 35 49 22 62 分度圆直径 105 147 66 186 齿顶圆直径 111 153 72 192 齿根圆直径 97.5 139.5 58.5 178.5 齿宽 30 30 30 30 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 11 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z5 Z5 Z6 Z6 齿数 45 45 18 72 分度圆直径 180 180 72 288 齿顶圆直径 188 188 80 296 齿根圆直径 170 170 62 278 齿宽 40 40 40 40 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 可得 nK=0.62 NK=0.77qK=0.603K=1.1 2K=11K=1m=3.5jn=280 可求得 j=620.73 Mpa j w=136.24Mpaw 4.4 传动轴最小轴径的初定 传动轴直径按扭转刚度用下式计算 d=1.64 4Tnmm 或 d=91 4njNmm 式中 d-传动轴直径mm Tn-该轴传递的额定扭矩N*mm T=9550000JnN N-该轴传递的功率KW 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 12 jn-该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角 =0.5001。 各轴最小轴径如表 轴 号 轴 轴 轴 最小轴径 mm 30 35 40 4.5 执行轴轴颈直径的确定 执行轴的前轴劲 D1尺寸由教材 4-9 表得到D1=75mm 后轴劲 D2=0.70.9D1 所以取 D2=0.8D1=60mm 初步计算取当量外径 D=0.5D1+D2=67.5mm 执行轴选用阶梯状中空结构内径直径 d=0.4D=0.4*67.5=27mm 4.6 轴承的选择: 一轴深沟球轴承代号 6006,6007 二轴圆锥滚子轴承代号 30207 三轴圆锥滚子轴承代号 30208 四轴深沟球轴承代号 6015 圆锥滚轴承代号 30214 双列圆柱滚子轴承代号 N220E 轴承布置见展开图 4.7 花键的选择 一轴N*d*D*B=8*32*36*6 二轴N*d*D*B=8*36*40*7 三轴N*d*D*B=8*42*46*8 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 13 第 5 章 主要零部件的选择 5.1 摆杆式操作机构的设计 1几何条件 2不自锁条件。 具体结构见 CAD 图 5.2 电动机的选择 选择 Y 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 K 得电动机型号为 Y100L2-4额定功率 3KW。 由表 K.3 得安装尺寸 A=160mmAB=205mmHD=245mm。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 14 第 6 章 校核 6.1 轴刚度校核 1轴挠度校核 单一载荷下轴中心处的挠度采用如下的公式计算: YmZnDxxNLYYba43375.039.171 L-两支承的跨距 D-轴的平均直径 X=ia/Lia-齿轮工作位置处距较近支承点的距离 N-轴传递的全功率 校核合成挠度 YYYYYYbabahcos222 aY -输入扭距齿轮挠度 bY-输出扭距齿轮挠度 )(2 -被演算轴与前后轴连心线夹角=144 啮合角=20齿面摩擦角=5.72。 代入数据计算得2ay=0.0223ay=0.0811ay=0.120 5by=0.1984by=0.0936by=0.065。 合成挠度cos2512521babahyyyyY =0.202 查文献 6带齿轮轴的许用挠度 y=5/10000*L 即 y=0.268。 因合成挠度小于许用挠度故轴的挠度满足要求。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 15 2 轴扭转角的校核 传动轴在支承点 AB 处的倾角BA,可按下式近似计算 radlyhBA3 将上式计算的结果代入得 radBA00042.0 由文献 6查得支承处的 =0.001 因00042.0BA0.001故轴的转角也满足要求。 6.2 轴承寿命校核 由 轴最小轴径可取轴承为 6212 深沟球轴承,寿命指数 =3 P=XFr+YFa X=1Y=0。 对轴受力分析 得前支承的径向力 Fr=2541.33N。 由轴承寿命的计算公式预期的使用寿命 L10h=15000h L10h=n16670)PC(=280166703)2238.38100029.5(=93123.82h L10h=15000h 轴承寿命满足要求。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 16 第 7 章 润滑与密封 润滑与密封减摩抗磨降低摩擦阻力以节约能源减少磨损以延长机械寿命提高经济效益冷却要求随时将摩擦热排出机外密封要求防泄漏、防尘、防窜气 清净冲洗要求把摩擦面积垢清洗排除应力分散缓冲分散负荷和缓和冲击及减震动能传递液压系统和遥控马达及摩擦无级变速等。 由于带轮转速为 450r/min 故采用油润滑可以减少摩擦阻力和减轻磨损。密封是为了阻止灰尘水分等杂物进入轴承防止润滑剂的流失。采用密封圈密封即可满足要求。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 17 第 8 章 设计结论 经过这次课程设计使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解并且对设计工作有了更深入的认识。懂得了.理论和实践同等重要。理论能指导实践使你能事半功倍实践能上升成为理论为以后的设计打下基础。 从校门走出后,一定要重视实践经验的积累,要多学多问。把学校学习的专业知识综合的应用起来这非常重要。体会到把技术搞好就必须安心的学习 虚心向别人请教 耐心的对待每一个问题不放过任何一个自己遇到的问题要善于发现问题。 在设计过程中得到老师的精心指导和帮助由于经验尚浅知识把握不熟练 设计中定有许多地方处理不够妥当 有些部分甚至可能存在错误望老师多提宝贵意见。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计 18 参考文献 1.段铁群.机械系统设计.科学出版社 2.于惠力向敬忠张春宜.机械设计.科学出版社 3.于惠力张春宜潘承怡.机械设计课程设计 哈尔滨理工大学 4.戴署.金属切削机床设计.机械工业出版社 5.陈易新.金属切削机床课程设计指导书 6.机床设计手册2 上册 7.濮良贵.机械设计基础 。 哈尔滨理工大学机械系统设计课程设计指导一、机械系统设计课程设计任务书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。1.3 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01：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=53r/min；Nmax=600r/min；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min题目02：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=45r/min；Nmax=710r/min；Z=9级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min题目03：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=63r/min；Nmax=500r/min；Z=7级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min题目04：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=45r/min；Nmax=500r/min；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min题目05：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=40r/min；Nmax=630r/min；Z=9级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min题目06：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=50r/min；Nmax=400r/min；Z=7级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min题目07：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=63r/min；Nmax=710r/min；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min题目08：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=50r/min；Nmax=800r/min；Z=9级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min题目09：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=75r/min；Nmax=600r/min；Z=7级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min题目10：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=40r/min；Nmax=450r/min；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min题目11：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=35.5r/min；Nmax=560r/min；Z=9级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min题目12：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=40r/min；Nmax=315r/min；Z=7级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min题目13：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=71r/min；Nmax=710r/min；Z=6级；公比为1.58；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min题目14：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=40r/min；Nmax=400r/min；Z=6级；公比为1.58；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min题目15：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=63r/min；Nmax=630r/min；Z=6级；公比为1.58；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min题目16：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=45r/min；Nmax=450r/min；Z=6级；公比为1.58；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min题目17：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=80r/min；Nmax=450r/min；Z=4级；公比为1.78；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min题目18：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=63r/min；Nmax=355r/min；Z=4级；公比为1.78；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min题目19：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=50r/min；Nmax=280r/min；Z=4级；公比为1.78；电动机功率P=4kW；电机转速n=1440r/min题目20：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=40r/min；Nmax=224r/min；Z=4级；公比为1.78；电动机功率P=3kW；电机转速n=1430r/min题目21：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=80r/min；Nmax=1000r/min；Z=12级；公比为1.26；电动机功率P=2.5/3.5kW；电机转速n=710/1420r/min题目22：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=71r/min；Nmax=900r/min；Z=12级；公比为1.26；电动机功率P=3.5/5kW；电机转速n=710/1420r/min题目23：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=90r/min；Nmax=900r/min；Z=11级；公比为1.26；电动机功率P=2.5/3.5kW；电机转速n=710/1420r/min题目24：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=75r/min；Nmax=750r/min；Z=11级；公比为1.26；电动机功率P=3.5/5kW；电机转速n=710/1420r/min题目25：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=95r/min；Nmax=800r/min；Z=10级；公比为1.26；电动机功率P=3.5/5kW；电机转速n=710/1420r/min题目26：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=80r/min；Nmax=630r/min；Z=10级；公比为1.26；电动机功率P=2.5/3.5kW；电机转速n=710/1420r/min题目27：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=40r/min；Nmax=900r/min；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=2.5/3.5kW；电机转速n=710/1420r/min题目28：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=45r/min；Nmax=1000r/min；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=3.5/5kW；电机转速n=710/1420r/min题目29：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=35.5r/min；Nmax=800r/min；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=3kW；电机转速n=710/1420r/min题目30：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=50r/min；Nmax=1120r/min；Z=8级；公比为1.41；电动机功率P=4kW；电机转速n=710/1420r/min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；题目32：无级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=35r/min；Nmax=4000r/min；nj=145r/min；电动机功率：Pmax=3kW；nmax=4500r/min；nr=1500r/min；题目33：无级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=100r/min；Nmax=2000r/min；nj=250r/min；电动机功率Pmax=3.0kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；题目34：无级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=75r/min；Nmax=4000r/min；nj=250r/min；电动机功率Pmax=2.8kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；题目35：无级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=67r/min；Nmax=3500r/min；nj=220r/min；电动机功率Pmax=2.2kW；nmax=3000r/min；nr=1500r/min；题目36：无级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=86r/min；Nmax=3000r/min；nj=250r/min；电动机功率Pmax=3kW；nmax=3000r/min；nr=1300r/min；题目37：无级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=78r/min；Nmax=2700r/min；nj=225r/min；电动机功率Pmax=2.8kW；nmax=3000r/min；nr=1300r/min；题目38：无级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=86r/min；Nmax=3000r/min；nj=250r/min；电动机功率Pmax=2.2kW；nmax=3000r/min；nr=1300r/min；题目39：无级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=110r/min；Nmax=2200r/min；nj=275r/min；电动机功率Pmax=3 kW；nmax=2000r/min；nr=1000r/min；题目40：无级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=46r/min；Nmax=2400r/min；nj=150r/min；电动机功率Pmax=2.8 kW；nmax=2000r/min；nr=1000r/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。1.4 机械系统课程设计内容： 1.4.1 运动设计：根据给定的极限转速、变速级数、及公比值，确定其转速范围、转速数列、结构式、结构网，绘制转速图和传动系统图，确定齿轮齿数，计算转速误差。1.4.2.动力计算：根据给定的有关参数，确定各传动件的计算转速；确定各传动轴和主轴的轴径，确定并验算各传动齿轮的模数，计算主轴的合理跨距；对靠近主轴的传动轴进行刚度校核，并验算该轴上轴承的寿命。1.4.3绘制下列图纸：（1）主轴箱展开图1张（A1）。（2）主轴箱横剖面图1张（A1），要求完整反映1套操纵机构。（3）主轴零件工作图（选作），附在设计计算说明书内。1.4.4编写设计计算说明书（约8000字左右）。注：设计计算说明书书写格式梗概 摘要 目录 课程设计的目的 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 运动设计 动力计算 主要零部件的选择 校核 结束语 参考资料二、机械系统设计课程设计的步骤与方法2.1 明确题目要求，查阅有关资料学生在获得课程设计的题目之后，首先应明确设计任务，并阅读机械系统设计课程设计提纲，了解课程设计的目的、内容、技术要求和设计步骤。然后在教师的指导下，拟订工作进度计划；查阅必要的图书、杂志、手册、产品图纸、同类型机械系统（或机床）说明书和其它有关设计参考资料；熟悉专业标准，便于设计时采用。对机械系统（或机床）的用途、特点，主要参数、传动结构、操纵机构、零部件的功用及结构进行分析研究，力求做到理解、消化并进而能有所改进。2.2. 运动设计1.确定极限转速 确定（或按给定的）执行轴（或主轴）的极限转速nmax和nmin，求出执行轴（或主轴）的转速调整范围Rn。2.确定公比 选定（或按给定的）执行轴（或主轴）转速数列的公比值，并根据公比确定出标准的（或派生的）转速数列（参见教材表2.12）。3.求出主轴转速级数Z 由于，因两轴间变速组的传动副数多采用2或3，在设计简单变速系统时，变速级数应选为的形式，式中m、n为正整数。4.确定结构网或结构式 依据设计原则按传动顺序列写出合适的结构式，并绘制出结构网。利用计算式：=xn (pn-1) 验算结构网（或结构式）中最大传动组（按扩大顺序的最末，非传动顺序的最末）的调整范围，是否符合条件：（主运动传动链）。最末扩大组的最大传动比和最小传动比在结构网或转速图上所跨的格数的最大允许值为。淘汰超过极限值的方案，再根据变速的各传动副数p应满足“前多后少”，变速组的级比x 应“前密后疏”和“前密后疏”的原则，结合结构上的需要，安排各变速组的传动顺序。5.绘制转速图(1)选定电动机 一般机械系统（或机床）的驱动，在如无特殊性能要求时，多采用系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。其型号、额定功率及其它技术数据和安装尺寸参见有关设计手册。根据所需功率选定电动机的型号及其同步转速。(2)分配总降速传动比 总降速传动比为un = nmin / nd，式中nmin为主轴最低转速，考虑是否需要增加定比转动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿数和径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的变速组中的最小传动比。(3)确定传动轴的轴数 传动轴数=变速组数+定比传动副数+1。(4)绘制转速图 先按传动轴数及执行轴（或主轴）转速级数格距画出网格，用以绘制转速图。在绘制转速图中，应先分配从电动机转速到执行轴（或主轴）最低转速的总降速比，在串联的两轴之间画。再按结构网（或结构式）的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。6.绘制传动系统图(1)因为各零件的参数尚未确定，因此一般应根据转速图，先按各传动副的传动比拟订出主传动系统的草图。待装配图完成后，再修改草图成为正式的传动系统图。传动系统图应根据国家标准机械制图中的机构运动简图符号（GB4460-84）进行绘制，按传动顺序画出由电动机经各传动轴至执行轴（或主轴）的传动系统。传动轴上的齿轮轴向位置大致与展开图相对应，画出轴承符号，标上轴号、齿轮的齿数及模数、皮带轮直径、电动机的型号、功率和转速等。(2)应注意的问题(a)如果变速箱（如车床主轴变速箱）的I轴（输入轴）上装有摩擦片式离合器时（见图2-1），I轴最好设计成组件装配形式。为了缩小轴向尺寸，应减少I轴的齿轮个数，并使I轴上的零件外径尺寸向右递减排列（均小于箱体上的装入孔径），以便使I轴能以组件形式整体拆装。同时为了减小I轴至II轴的中心距，其间的变速组可采用升速传动。为保证II轴上的第二个变速组中最大主动齿轮的外径（其齿数为模数为m）不碰I轴上的离合器外径D，则最小中心距为 （1）其最小齿数和为 （2）(b)要有利于降低齿轮变速箱的传动噪声执行轴（或主轴）高转速范围的转动比排列，可采用先降速后升速的传动，使总转速和减小，以期降低噪声。这种高速传动采用先降后升，可使同一变速组的传动比有升速有降速，有利于减小齿数和、齿轮线速度及中心距。执行轴（或主轴）高速传动时，应缩短传动链，尽量减少传动副数。图2-1 带摩擦片离合器的轴组件装配不采用噪声大的锥齿轮传动副（如立式铣床可全部采用垂直排列的传动轴）。(c)前级变速组的降速传动比不宜采用极限值，以避免增加径向尺寸；最末级变速组可采用最小传动比（即极限值umin）、特别是对于铣床可以增加主轴的飞轮效应。7.确定各变速组齿轮传动副的齿数 可采用计算法或查表法（参见教材表4.1）确定各传动副齿轮的齿数。多轴变速传动机构各变速组（即两轴之间）的齿数和可表示为 （3）式中 umin同一变速组中的最小传动比； zmin同一变速组中最小齿轮齿数。为了缩小径向尺寸及降低齿轮的线速度，应小些。由式（3）可知受下列条件限制：(1)受齿轮最小齿数的限制，在主传动系统中一般取18-20齿，以避免产生根切现象。(2)套装在轴上的小齿轮还应考虑到齿根圆到其轮毂键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚（或不小于2m，m为齿轮模数），以防止轮毂断裂，则其最小齿数应为式中 D 齿轮花键孔的外径（mm），单键槽的取其孔中心至键槽槽底尺寸的两倍；m 齿轮模数（mm）。(3)还受最小传动比和允许的最大齿数和的约束，主传动系统的最小极限传动比取。一般在机械系统中取=70100齿，取=120齿。(4)选取时，不要使两轴中心距过小，否则可能导致两轴轴承过近，甚至发生轴承安装干涉。在多轴变速系统中，还可能使相邻变速组的齿顶圆与轴相碰，即k轴 上前一个变速组中的最大被动齿轮的齿顶圆与(k+1)轴的外径相碰，或(k+1)轴上的后一个变速组中的最大主动齿轮的齿顶圆与k轴外径相碰，应按式（2）检查的确定，式中D应为相应得或。8.验算执行轴的转速误差 实际传动比所造成的执行轴（或主轴）转速误差，一般不应超过10（-1）%，即 （5）2.3.传动零件的初步计算初步计算是为了大致确定各传动零件的主要尺寸（如传动轴的直径和齿轮的模数等），以便绘制传动系统变速箱的轴系展开草图。在绘制草图布置各零件的过程中，同时应考虑零件结构的工艺性，进一步确定各零件的其他结构参数，一些数据要按有关标准选取。由于结构的某些参数未定以及方案可能修改，所以应按简化公式进行初步计算以加快计算速度。零件在计算时，首先需要知道其计算转速值nj（即参与传递全功率的最低转速，或传递全扭矩的最高转速）。各零件的计算转速可根据已确定的转速图，可按执行轴的计算转速、传动齿轮的计算转速和传动轴的计算转速分别进行确定（参见教材第四章4.2）。1.传动轴的直径初定 传动轴的直径按扭转刚度用式（6）或式（7）计算 （6） （7）式中 d 传动轴的直径（mm）； 该轴传递的额定扭矩（MPa）；N 该轴传递的功率（kW）；该轴的计算转速（r/min）；该轴每米长度允许的扭转角（deg/m），一般传动轴取=0.51 。2.执行轴轴颈直径的确定 对于机械系统执行轴的尺寸参数，多根据其结构上的需要而定。执行轴的前轴颈D1尺寸可参考教材表3.20所列出的统计数据确定。后轴颈D2可按D2=（0.70.85）D1确定。设计时应尽量使执行轴的截面变化量小，即执行轴的外径尺寸在满足要求的条件下变化要小。执行轴一般应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，以保证执行轴的惯性矩。执行轴的端部结构参见教材表3.5。3.齿轮模数的初步计算 一般在同一变速组中的齿轮取相同模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算 （8）式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；驱动电动机功率（kW）；被计算齿轮的计算转速（r/min）； 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”，内啮合取“-”； 小齿轮的齿数（齿）； 齿宽系数，（B为齿宽，m为模数），；材料的许用接触应力（）。其它传动件按机械零件或有关资料进行选择或计算。各个传动件的基本尺寸确定后，便可绘制部件装配图。为了节约合金钢材，对大多数钢质传动零件均可采用优质中碳钢（常用45或50钢）进行适当的热处理（正火，调质或表面淬火等）。对个别工作条件较重的传动零件，当验算时发现其应力超过许用值时，可采用较好的合金钢（参见教材表3.6）。2.4. 绘制部件装配草图零件的初步计算为绘制草图提供了必要的尺寸。手工绘制装配草图时，可用较轻的细线条绘制，以便于修改。在绘制轴系展开图时，首先根据各传动轴的轴间距离，按传动顺序依次画出各轴线位置，按计算的轴颈尺寸和工作要求选择合适的轴承。参考同类机械系统的装配图，布置各齿轮的轴向位置，研究齿轮的排列方式。如果轴向尺寸过长时，应采取必要的缩短轴向尺寸的措施（参见教材第四章4.2，齿轮的布置与排列），可采用公用齿轮，或采取相邻两变速组交错排列布置的方式，或增加定比传动副等形式。在设计时应注意轴上的滑移齿轮、齿爪式离合器等的移动性，要留有足够的轴向滑移空间，以保证各移动件在完全脱开啮合后才能进入新的啮合（参考教材图4-33），避免滑移干涉。传动轴及轴上零件应轴向双方向定位，避免欠定位和过定位，其定位方式既要简单可靠又要便于拆装和调整。根据执行轴组件的设计知识，参考结构图册选择合理的执行轴组件结构，包括轴承类型、配置与调整，轴端结构（参见教材表3.5），执行轴的轴向定位方式等。对于各种执行轴结构方案进行工作能力比较，并在概算后，决定是
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