【正文】 ； 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=； 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=； 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=2021r/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= kW； nmax=2021r/min； nr=1000r/min； 哈爾濱理工大學 《機械系統(tǒng)設計》課程設計指導 6 技術要求： （ 1）利用電動機完成換向和制動。 ：根據(jù)給定的有關參數(shù)，確定各傳動件的計算轉速；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。 編寫設計計算說明書（約 8000 字左右）。 . 運 動 設計 確定（或按給定的） 執(zhí)行軸（或主軸）的 極限轉速 nmax和 nmin，求 出 執(zhí)行軸（或 主軸 ）的 轉速調整范圍 Rn。 利用計算式： nr =? xn (pn1) 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）的調整范圍 nr ， 是否符 合 條件： 8nr? （主 運動傳動 鏈 ） 。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 。 (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。 (1)因為 各 零件的參數(shù)尚未確定， 因此一般應根據(jù)轉速圖，先按各傳動副的傳動比擬訂出 主傳動系統(tǒng) 的草圖。 (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 21）， I 軸最好設計 成組件裝配 形式 。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。 可采用計算法或 查表法（ 參見教材表 ）確定各傳動副 齒輪的齒數(shù) 。 (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) minz 應為 min m?? 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） 。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 maxZ 的齒頂圓與 (k+1)軸的外徑 1kd? 相碰，或 (k+1)軸上的后一個變速組中的最大主動齒輪 maxZ 的齒頂圓與 k 軸外徑 kd 相碰，應按 式 （ 2）檢查 maxzS 的確定，式中 D 應為相應得 kd 或 1kd? 。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。 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)行軸一般應選用階梯狀中空結構，內孔直徑 d與當量外徑 D之比以不大于 為宜，以保證執(zhí)行軸的慣性矩。各個傳動件的基本尺寸確定后，便可繪制部件裝配圖。 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 433） ，避免滑移干涉 。 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。 設計所涉及的各構件相關結構參見附錄中各圖。計算應 按已知條件 ：傳遞的功哈爾濱理工大學 《機械系統(tǒng)設計》課程設計指導 13 率、（主、被動）帶輪的轉速和工作情況 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。 接觸應力驗算公式為 1212 ( 1 ) []H E H HKT uZ Z Z b d u?????? （ 9） 彎曲應力驗算公式為 13212 []F F a s a FdKT Y Y Ymz ?????? （ 10） 式中 T1 —— 主動軸傳遞 的 轉矩 （ Nmm） ； K —— 載荷系數(shù)， K= KA Kv K? K?； u —— 傳動比， u≥ 1， “＋ ”用于外嚙合， “－ ”用于內嚙合； d 1—— 齒輪分度圓直徑（ mm）； b —— 齒寬（ mm） ； m —— 齒輪模數(shù) （ mm） ； ?d—— 齒寬系數(shù)， ?d=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)； Z?—— 接觸強度 重合度系數(shù)； YFa —— 齒形系數(shù)； Ysa —— 應力修正系數(shù)； Y?—— 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）。對 于 漸開線圓柱齒輪的精度等級應按GB1009588 和 GB1136589新標準選定，齒輪副最小側隙采用基中心距制，中心距極限偏差按 7 級精度 確定。 ，則 7( ) 2 . 1 2 1 0 ( )ab NQ Q Nm z n??或 （ 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速 。 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。其額定壽命 Lh的計算公式為 ? ?610 10 ()60 th fCLTnP ??? 或按計算動負荷 Cj的計算公式 ? ?1/1066010jhtPnC L Cf ????????? 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） ； 哈爾濱理工大學 《機械系統(tǒng)設計》課程設計指導 16 n—— 軸承的轉速（ r/min）； C 或 [C]—— 滾動軸