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分级 变速 传动 题目 12 参数 kw40 315 公比 1.417 车床 主轴 设计 CAD 说明书

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分级变速主传动题目12-参数(3kw,40-315r,公比1.41,7级)分级变速车床主轴箱主传动设计(带CAD和说明书）,分级,变速,传动,题目,12,参数,kw40,315,公比,1.417,车床,主轴,设计,CAD,说明书

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宁XX大学课程设计(论文)分级变速主传动系统设计（题目12）所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日5摘 要本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。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82.1.1 转速范围82.1.2 转速数列82.1.3确定结构式82.1.4确定结构网82.1.5绘制转速图和传动系统图92.2 确定各变速组此论传动副齿数92.3 核算主轴转速误差10第3章 动力计算123.1 带传动设计123.2 计算转速的计算133.3 齿轮模数计算及验算143.4 传动轴最小轴径的初定173.5 主轴合理跨距的计算17第4章 主要零部件的选择194.1电动机的选择194.2 轴承的选择194.3 键的规格194.4变速操纵机构的选择19第5章 校核205.1 刚度校核205.2 轴承寿命校核21第6章 结构设计及说明226.1 结构设计的内容、技术要求和方案226.2 展开图及其布置22结 论23参考文献24致 谢24 分级变速主传动系统设计论文第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。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/min1.3.2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。31分级变速主传动系统设计论文第2章 运动设计2.1运动参数及转速图的确定2.1.1 转速范围Rn=7.8752.1.2 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、224r/min，315r/min共7级。2.1.3确定结构式对于Z=7可以按照Z=8分解为：Z=212224。2.1.4确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=212224,易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)x=1.414=3.958，满足要求满足要求，其结构网如图2-1。图2-1， Z=212224结构网 2.1.5绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图：转速图（3）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2-3：1-2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 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20 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。 表2-2 齿轮齿数传动比基本组第1扩大组第2扩大组1:1.411:21:1.411：2.81：11:2.8代号ZZZZZZZZZZZZ齿数30422448 35492262454524662.3 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=315r/min，实际转速Nmax=1430=325.7r/min 则有=3.44.1因此满足要求。同理，根据计算得出其他各组的数据如下表：因此满足要求。各级转速误差n315224160112805640n323.45229.55160.68115.5280.8657.3940.17误差2.68%2.48%0.43%3.14%1.08%2.48%0.43%所有计算结果都小于4.1，因此不需要修改齿数。第3章 动力计算3.1 带传动设计输出功率P=3kW,转速n1=1430r/min,n2=630r/min3.1.1计算设计功率Pd表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。根据算出的Pd3.3kW及小带轮转速n11430r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=224mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0121.95N，上面已得到=166.88o，z=3，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图7-6d。（a） （b） （c） （d）图7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）3.2 计算转速的计算（1）.主轴的计算转速 由机械系统设计表3-2中的公式 4063.24r/min 取计算转速为56r/min(2). 传动轴的计算转速 在转速图上，轴IV在最低转速56r/min时经过传动组传动副，得到主轴转速为160r/min。这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴的最低转速为该轴的计算转速即nj=160/min,同理可求得轴的计算转速为=450r/min、轴计算转速为=450 r/min（2）确定各传动轴的计算转速。 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，因此只需求出危险小齿轮的计算转速。可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即 =160r/min，=160r/min各计算转速入表3-1。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴IV 轴计算转速 r/min 63045016056（3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上转速，其中只有90r/min传递全功率，故Zj=90 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。 表3-2 齿轮副计算转速序号ZZZZZZ6n63063045016056563.3 齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率2.85(kw)2.71(kw)2.60(kw)2.50(kw)3、轴径设计及键的选取轴一：，取带入公式： 有，,圆整取选花键：轴二：，取带入公式： 有，,圆整取 选花键：轴三：，取带入公式： 有，,圆整取选花键：主轴：选择主轴前端直径，后端直径取，则平均直径。对于普通车床，主轴内孔直径,故本例之中，主轴内孔直径取为支承形式选择两支撑，初取悬伸量，支撑跨距。 选择平键连接，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，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。45号钢整体淬火， 按接触疲劳计算齿轮模数m 1-2轴由公式mj=16338可得=2.6，取m=3mm2-3轴由公式mj=16338可得，m=3mm3-主轴由公式mj=16338可得，m=4mm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表3-3 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 334（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24242424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=4kW; -计算转速（r/min）. =500（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）; B-齿宽（mm）;B=24（mm）; z-小齿轮齿数；z=18; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2; -寿命系数； = -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 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z5Z5Z6Z6齿数45452466分度圆直径18018096264齿顶圆直径188188104272齿根圆直径17017086254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，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 3.5 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=9550=9550=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=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=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RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根据文献【1】式3.7得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第4章 主要零部件的选择 4.1电动机的选择转速n1430r/min，功率P3kW选用Y系列三相异步电动机 4.2 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7012C4.3变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。第5章 校核5.1 轴的校核（a） 主轴的前端部挠度（b） 主轴在前轴承处的倾角（c） 在安装齿轮处的倾角E取为，由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得主轴载荷图如下所示：由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算（在垂直平面）,，计算（在水平面）,，合成：5.2 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6章 结构设计及说明6.1 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。6.2 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。结 论分级变速主传动系统设计的结构及部分计算，到这里基本结束了，由于笔者水平有限，加之时间仓促，仅对分级变速主传动系统主要部分进行设计和校核，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。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。在设计过程中，得到XX老师的精心指导和帮助，在此表示衷心的感谢。参考文献【1】候珍秀.机械系统设计.哈尔滨工业大学出版社，修订版；【2】、于惠力 主编 机械设计 科学出版社 第一版【3】、戴 曙 主编 金属切削机床设计 机械工业出版社【4】、戴 曙 主编 金属切削机床 机械工业出版社 第一版【4】、赵九江 主编 材料力学 哈尔滨工业大学出版社 第一版【6】、郑文经 主编 机械原理 高等教育出版社 第七版【7】、于惠力 主编 机械设计课程设计 科学出版社 致 谢在设计成过程中，感谢很多人的帮助和指点，首先我要感谢我的母校的辛勤培育，感谢院系各位老师四年来的谆谆教诲，感谢他们默默的栽培我。本次设计是在我的导师XX教授的亲切关怀和悉心指导下完成的。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成，老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持，在此，谨向教师表示衷心的感谢和崇高的敬意！。此外，在毕业设计过程中，也得到了其他老师和同学的帮助，设计任务一直在很好的氛围中进行，在这里，也向他们表示真诚的感谢！再次向设计中所有提供过帮助的人表示感谢！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，决定是否需要修改草图。画装配图时要全面考虑所必需的各种机构、装置、原件（如离合器、制动器、润滑与密封装置等）的型式与安装位置。绘制变速系统（变速箱）横剖图时，应力求缩小变速箱的径向尺寸，除了要减小其齿数和外，一般不采用极限降速比（umin=1/4），可采用重合转速（增加传动组）的办法来增大降速的传动比，或增加定比传动副以分担总的降速比。画横剖图应先确定主轴的位置，然后考虑受力、拆卸和调整等方面情况，确定其它各轴的空间位置（为减小其径向尺寸，各传动轴中心之间多采用三角形布置形式）。要特别注意各零件，包括该剖面没有标示出来的径向尺寸和位置是否相互干涉、碰撞。设计所涉及的各构件相关结构参见附录中各图。2.5. 零件的验算在零件的尺寸和位置确定后，就具体地知道了它们的受力状态、力的大小、作用点和方向，从而可以对零件进行较精确的验算。为了节省时间应减少重复的计算工作量，可依据课程设计提纲要求（或由指导教师指定）验算的零件及验算的项目，应按着零件在重载工作条件下进行验算，校核零件的承载能力、应力、变形和寿命是否允许，材料选用是否恰当。1.三角胶带传动的计算和选定 在三角带的选用时，应保证有效地传递最大功率（不打滑），并有足够的使用寿命（一定的疲劳强度）。计算应按已知条件：传递的功率、（主、被动）带轮的转速和工作情况确定带轮直径、中心距、胶带型号、长度和根数及作用在