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分级 变速 传动 题目 39 参数 Nmin 110 rmin Nmax 2200 nj 275 无级 车床 主轴 设计 CAD 说明书

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分级变速主传动题目39-参数(Nmin=110rmin；Nmax=2200rmin；nj=275rmin)无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,39,参数,Nmin,110,rmin,Nmax,2200,nj,275,无级,车床,主轴,设计,CAD,说明书

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宁XX大学课程设计(论文)无级变速主传动系统设计（题目39）所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日5摘 要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82.1.4确定结构网82.1.5绘制转速图和传动系统图82.2 确定各变速组此传动副齿数9第3章 动力计算113.1 计算转速的计算113.2 齿轮模数计算及验算113.3 主轴合理跨距的计算16第4章 主要零部件的选择174.1电动机的选择174.2 轴承的选择174.3变速操纵机构的选择17第5章 校核185.1 轴的校核185.2 轴承寿命校核20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236.3输入轴的设计236.4齿轮块设计246.5传动轴的设计256.6主轴组件设计26结 论30参考文献31致 谢32 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=3kW；nmax=2000r/min；nr=1000r/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。29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技术参数：Nmin=110r/min；Nmax=2200r/min；nj=275r/min；电动机功率：Pmax=3kW；nmax=2000r/min；nr=1000r/min (1)无级变速传动系统的恒功率调速范围Rnp:Rnp=8(2)交流调速电动机的恒功率调速范围rnp:rnp=(3)分级变速传动的转速级数Z： Z=lgRnp/lgrnp3 取Z=32.1.4确定结构网主轴的计算转速为145r/min由转速得,选用齿轮精度为8级精度图2-1结构网 2.1.5绘制转速图和传动系统图（1）绘制转速图：转速图（2）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数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。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin17, 根据齿数不宜过大原则一般推荐齿数和在100120之间，变速组内由机械系统设计表3-1，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： 表 3-1传动比与各齿轮齿数传动比1:1.411.41:11:1.411:2.8代号ZZZZZZZZ齿数5644694949693187第3章 动力计算3.1 计算转速的计算（1）.主轴的计算转速 , 轴 序 号电动机(0)I轴II轴计算转速r/min10007852783.2 齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率(4)轴径的计算传动轴直径按扭矩刚度由公式进行计算式中 传动轴直径； 该轴传递的额定扭矩；该轴每米长度允许的扭转角，一般传动轴取，该处取轴：执行轴轴颈直径的确定如下，执行轴的前轴劲D1尺寸由教材4-9表得到：D1=70后轴劲D2=（0.70.9）D1 所以取D2=0.8D1=55初步计算，取当量外径D=0.5（D1+D2）=63执行轴选用阶梯状中空结构，内径直径d=0.5D=0.5*63=31.54、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。(1)45号钢，整体淬火，；(2)一般同一变速组中按接齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的触疲劳强度公式进行计算： 式中 按接触疲劳强度计算的齿轮模数； 驱动电动机功率； 计算齿轮的计算转速； 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”号，内啮合取“-”号； 小齿轮齿数； 齿宽系数，（为齿宽，为模数）， ； 许用接触应力，由上面各轴的输出功率计算可知，在电动机功率为P=2.2KW，转速n=1420r/min时，传动系统受力最大，则由此数据计算。0I轴：III轴：=2.83；取=3.0取整后模数为：0I轴：2.5mm；III轴：3mm。（2）基本组齿轮计算。表 各齿轮基本参数轴序号0IIIIIIIIII齿轮齿数5644694931496987模数2.52.5333333分度圆14011020714793147207261齿顶圆14511521315399153213267齿根圆133.75103.75199.5139.585.5139.5199.5253.5齿宽2020303030303030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; -计算转速（r/min）. m-初算的齿轮模数（mm）, B-齿宽（mm）; z-小齿轮齿数； u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比; -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：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：3.3 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Pmax=3kW；nmax=2000r/min选用调速电动机 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 轴的校核轴I的校核对于传动轴，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）I轴 式中d花键轴的小径（mm）；D花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=（Nmm） （3.52）式中该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算最小转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力 式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。 齿轮的径向力： 式中 为齿轮的啮合角，20；齿面摩擦角，；齿轮的螺旋角；0 花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：(MPa) 式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8；(MPa)故此花键轴校核合格5.2 轴承寿命校核轴选用的是深沟球轴承轴承6006,其基本额定负荷为13.0KN齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的轴承进行校核。查机械设计手册得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命 为工作期限（h）,对于一般机床取值为1500020000小时。式中额定寿命，额定负载，当量动载荷，对于球轴承，对于滚子轴承。由机械设计手册得 （3.55）式中速度因数， 温度因数， 寿命因数， 力矩载荷因数，力矩载荷较小时，力矩载荷较大时，冲击载荷因数将代入中得：轴I上的深沟球轴承的校核：(h) 故该轴承符合要求。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。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。6.3输入轴的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。I轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好I轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现政反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留0.20.4的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：1） 摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度，起了定位作用。2） 摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。3） 结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。I轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。6.4齿轮块设计1.齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1)是固定齿轮还是滑移齿轮；2)移动滑移齿轮的方法；3)齿轮精度和加工方法；变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用766，圆周速度很低的，才选877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选655。当精度从766提高到655时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于7，或者淬火后在衍齿。6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。2.其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。6.5传动轴的设计 机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为6585。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于510，以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用级精度。传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1） 轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2） 轴承的间隙是否需要调整。3） 整个轴的轴向位置是否需要调整。4） 在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。加工和装配的工艺性等6.6主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。1.各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1)内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。2)轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。3）前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。4）支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距，一般推荐取：=35，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，应选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。2主轴轴承1）轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型：双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种：600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。2）轴承的配置大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.030.07），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点： 每个支撑点都要能承受经向力。 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。3）轴承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承的选或级，后轴承选或级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。1） 轴承间隙的调整为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。3 .主轴与齿轮的连接 齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔180度布置），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。4.润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）堵加密封装置防止油外流。 主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。 2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。5.其他问题 主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。 当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。 主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为5055。其他部分处理后，调整硬度为220250。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。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。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。参考文献【1】.机械设计 科学出版社【2】.机械课程设计 科学出版社【3】.机床设计手册 机械工业出版社【4】.机床设计图册 上海科学技术出版社 【5】.机械设计（第四版） 高等教育出版社【6】.机械制图 高等教育出版社【7】、郑文经 主编 机械原理 高等教育出版社 第七版【8】、于惠力 主编 机械设计课程设计 科学出版社 致 谢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