課程設計軸套

『壹』 跪求一級蝸輪蝸桿減速器的課程設計

機械設計課程設計說明書

前言
課程設計是考察學生全面在掌握基本理論知識的重要環節。根據學院的教學環節，在2006年6月12日-2006年6月30日為期三周的機械設計課程設計。本次是設計一個蝸輪蝸桿減速器，減速器是用於電動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。本減速器屬單級蝸桿減速器（電機——聯軸器——減速器——聯軸器——帶式運輸機），本人是在周知進老師指導下獨立完成的。該課程設計內容包括：任務設計書，參數選擇，傳動裝置總體設計，電動機的選擇，運動參數計算，蝸輪蝸桿傳動設計，蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計，蝸輪軸的尺寸設計與校核，減速器箱體的結構設計，減速器其他零件的選擇，減速器的潤滑等和A0圖紙一張、A3圖紙三張。設計參數的確定和方案的選擇通過查詢有關資料所得。
該減速器的設計基本上符合生產設計要求，限於作者初學水平，錯誤及不妥之處望老師批評指正。

設計者：殷其中
2006年6月30日

參數選擇：
總傳動比：I=35 Z1=1 Z2=35
捲筒直徑：D=350mm
運輸帶有效拉力：F=6000N
運輸帶速度：V=0.5m/s
工作環境：三相交流電源
有粉塵
常溫連續工作
一、 傳動裝置總體設計：
根據要求設計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機——連軸器——減速器——連軸器——帶式運輸機。(如圖2.1所示) 根據生產設計要求可知，該蝸桿的圓周速度V≤4——5m/s，所以該蝸桿減速器採用蝸桿下置式見（如圖2.2所示），採用此布置結構，由於蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均採用圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷的復合作用，為防止軸外伸段箱內潤滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱內，在軸承蓋中裝有密封元件。 圖2.1
該減速器的結構包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷等附件、以及其他標准件等。

二、 電動機的選擇：
由於該生產單位採用三相交流電源，可考慮採用Y系列三相非同步電動機。三相非同步電動機的結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，啟動性能好等優點。一般電動機的額定電壓為380V
根據生產設計要求，該減速器捲筒直徑D=350mm。運輸帶的有效拉力F=6000N，帶速V=0.5m/s，載荷平穩，常溫下連續工作，工作環境多塵，電源為三相交流電，電壓為380V。
1、 按工作要求及工作條件選用三相非同步電動機，封閉扇冷式結構，電壓為380V，Y系列
2、 傳動滾筒所需功率
3、 傳動裝置效率：（根據參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社 第133-134頁表12-8得各級效率如下）其中：
蝸桿傳動效率η1=0.70
攪油效率η2=0.95
滾動軸承效率（一對）η3=0.98
聯軸器效率ηc=0.99
傳動滾筒效率ηcy=0.96
所以：
η=η1•η2•η33•ηc2•ηcy =0.7×0.99×0.983×0.992×0.96 =0.633
電動機所需功率： Pr= Pw/η =3.0/0.633=4.7KW
傳動滾筒工作轉速： nw＝60×1000×v / ×350
＝27.9r/min
根據容量和轉速，根據參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社 第339-340頁表附表15-1可查得所需的電動機Y系列三相非同步電動機技術數據，查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如表3-1:
表3-1
方案 電動機型號 額定功率
Ped kw 電動機轉速 r/min 額定轉矩
同步轉速 滿載轉速
1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 2.0
2 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2
3 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0
4 Y160M-8 5.5 750 720 2.0

綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，可見第3方案比較適合。因此選定電動機機型號為Y132M2-6其主要性能如下表3-2：
表3-2
中心高H 外形尺寸
L×（AC/2＋AD）×HD 底角安裝尺寸
A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸身尺寸
D×E 裝鍵部位尺寸
F×G×D
132 515×（270/2＋210）×315 216×178 12 38×80 10×33×38
四、運動參數計算：
4.1蝸桿軸的輸入功率、轉速與轉矩
P0 = Pr=4.7kw
n0=960r/min
T0=9.55 P0 / n0=4.7×103=46.7N .m
4.2蝸輪軸的輸入功率、轉速與轉矩
P1 = P0•η01 = 4.7×0.99×0.99×0.7×0.992 =3.19 kw
nⅠ= = = 27.4 r/min
T1= 9550 = 9550× = 1111.84N•m
4.3傳動滾筒軸的輸入功率、轉速與轉矩
P2 = P1•ηc•ηcy=3.19×0.99×0.99=3.13kw
n2= = = 27.4 r/min
T2= 9550 = 9550× = 1089.24N•m
運動和動力參數計算結果整理於下表4-1：
表4-1
類型 功率P（kw） 轉速n（r/min） 轉矩T（N•m） 傳動比i 效率η
蝸桿軸 4.7 960 46.75 1 0.679
蝸輪軸 3.19 27.4 1111.84 35
傳動滾筒軸 3.13 27.4 1089.24

五、蝸輪蝸桿的傳動設計：
蝸桿的材料採用45鋼，表面硬度>45HRC，蝸輪材料採用ZCuA110Fe3,砂型鑄造。
以下設計參數與公式除特殊說明外均以參考由《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年 第13章蝸桿傳動為主要依據。
具體如表3—1：

表5—1蝸輪蝸桿的傳動設計表
項 目 計算內容 計算結果
中心距的計算
蝸桿副的相對滑動速度
參考文獻5第37頁（23式） 4m/s<Vs<7m/s
當量摩擦
系數 4m/s<Vs<7m/s
由表13.6取最大值

選[ ]值
在圖13.11的i=35的線上，查得[ ]=0.45
[ ]=0.45

蝸輪轉矩

使用系數 按要求查表12.9

轉速系數

彈性系數 根據蝸輪副材料查表13.2

壽命系數

接觸系數 按圖13.12I線查出

接觸疲勞極限 查表13.2

接觸疲勞最小安全系數 自定

中心距

傳動基本尺寸
蝸桿頭數
Z1=1
蝸輪齒數模數

m=10
蝸桿分度圓 直徑
或

蝸輪分度圓
直徑
mm

蝸桿導程角
表13.5

變位系數 x=（225-220）/10=0.5 x=0.5
蝸桿齒頂圓 直徑 表13.5
mm

蝸桿齒根圓 直徑 表13.5
mm

蝸桿齒寬
mm

蝸輪齒根圓直徑
mm

蝸輪齒頂圓直徑（吼圓直徑）
mm

蝸輪外徑
mm

蝸輪咽喉母圓半徑

蝸輪齒寬 B =82.5

B=82mm
mm

蝸桿圓周速度
=4.52 m/s

相對滑動速度
m/s

當量摩擦系數 由表13.6查得

輪齒彎曲疲勞強度驗算
許用接觸應力

最大接觸應力

合格
齒根彎曲疲勞強度 由表13.2查出

彎曲疲勞最小安全系數 自取

許用彎曲疲勞應力

輪齒最大彎曲應力

合格
蝸桿軸擾度驗算
蝸桿軸慣性矩

允許蝸桿擾度

蝸桿軸擾度

合格
溫度計算
傳動嚙合效率

攪油效率 自定

軸承效率 自定

總效率

散熱面積估算

箱體工作溫度
此處取 =15w/（m²c）

合格
潤滑油粘度和潤滑方式
潤滑油粘度 根據 m/s由表13.7選取

潤滑方法 由表13.7採用浸油潤滑

六、蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計
6.1蝸桿基本尺寸設計
根據電動機的功率P=5.5kw，滿載轉速為960r/min，電動機軸徑 ，軸伸長E=80mm
軸上鍵槽為10x5。
1、 初步估計蝸桿軸外伸段的直徑
d=（0.8——10） =30.4——38mm
2、 計算轉矩
Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×5.5/960=82.1N.M
由Tc、d根據《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第334頁表14-13可查得選用HL3號彈性柱銷聯軸器（38×83）。
3、 確定蝸桿軸外伸端直徑為38mm。
4、 根據HL3號彈性柱銷聯軸器的結構尺寸確定蝸桿軸外伸端直徑為38mm的長度為80mm。
5、 由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的第305頁表10-1可查得普通平鍵GB1096—90A型鍵10×70，蝸桿軸上的鍵槽寬 mm，槽深為 mm，聯軸器上槽深 ，鍵槽長L=70mm。
6、 初步估計d=64mm。
7、 由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第189頁圖7-19，以及蝸桿上軸承、擋油盤，軸承蓋，密封圈等組合設計，蝸桿的尺寸如零件圖1（蝸桿零件圖）
6.2蝸輪基本尺寸表（由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第96頁表4-32及第190頁圖7-20及表5—1蝸輪蝸桿的傳動設計表可計算得）
表6—1蝸輪結構及基本尺寸
蝸輪採用裝配式結構，用六角頭螺栓聯接（ 100mm）,輪芯選用灰鑄鐵 HT200 ，輪緣選用鑄錫青銅ZcuSn10P1+* 單位：mm

a=b C x B
160 128 12 36 20 15 2 82
e n

10 3 35 380 90º 214 390 306

七、蝸輪軸的尺寸設計與校核
蝸輪軸的材料為45鋼並調質，且蝸輪軸上裝有滾動軸承，蝸輪，軸套，密封圈、鍵，軸的大致結構如圖7.1：

圖7.1 蝸輪軸的基本尺寸結構圖

7.1 軸的直徑與長度的確定
1.初步估算軸的最小直徑（外伸段的直徑）
經計算D6>51.7>100mm
又因軸上有鍵槽所以D6增大3%，則D6=67mm
計算轉矩
Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×3.19/27.4=1667.76N.M<2000 N.M
所以蝸輪軸與傳動滾筒之間選用HL5彈性柱銷聯軸器65×142，
因此 =65m m
2.由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的第305頁表10-1可查得普通平鍵GB1096—90A型鍵20×110，普通平鍵GB1096—90A型鍵20×70，聯軸器上鍵槽深度 ，蝸輪軸鍵槽深度 ，寬度為 由參考文獻《機械設計基礎》（下冊） 張瑩 主編 機械工業出版社 1997年的第316頁—321頁計算得：如下表：
圖中表注 計算內容 計算結果
L1 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） L1=25
L2 自定 L2=20
L3 根據蝸輪 L3=128
L4 自定 L4=25
L5 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） L5=25
L6 自定 L6=40
L7 選用HL5彈性柱銷聯軸器65×142 L7=80
D1 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） D1=80
D2 便於軸承的拆卸 D2=84
D3 根據蝸輪 D3=100
D4 便於軸承的拆卸 D4=84
D5 自定 D5=72
D6 D6>51.7>100mm
又因軸上有鍵槽所以D6增大3%，則D6=67mm D6=67
7.2軸的校核
7.2.1軸的受力分析圖

圖7.1
X-Y平面受力分析

圖7.2
X-Z平面受力圖：

圖7.3

水平面彎矩
1102123.7

521607

97 97 119

圖7.4
垂直面彎矩 714000

圖7.5
436150.8
合成彎矩

1184736.3
714000
681175.5

圖7.6
當量彎矩T與aT
T=1111840Nmm
aT=655985.6Nmm

圖7.7

7.2.2軸的校核計算如表5.1
軸材料為45鋼， ， ，
表7.1
計算項目 計算內容 計算結果
轉矩

Nmm

圓周力 =20707.6N

=24707.6N

徑向力
=2745.3N

軸向力 =24707.6×tan 20º
Fr =8992.8N
計算支承反力
=1136.2N

=19345.5N

垂直面反力
=4496.4N
水平面X-Y受力圖 圖7.2
垂直面X-Z受力 圖7.3
畫軸的彎矩圖
水平面X-Y彎矩圖 圖7.4

垂直面X-Z彎矩圖 圖7.5

合成彎矩 圖7.6

軸受轉矩T T= =1111840Nmm
T=1111840Nmm
許用應力值 表16.3，查得

應力校正系數a a=

a=0.59
當量彎矩圖
當量彎矩 蝸輪段軸中間截面
=947628.6Nmm
軸承段軸中間截面處
=969381.2Nmm

947628.6Nmm
=969381.2Nmm

當量彎矩圖 圖7.7
軸徑校核

驗算結果在設計范圍之內，設計合格
軸的結果設計採用階梯狀，階梯之間有圓弧過度，減少應力集中，具體尺寸和要求見零件圖2（蝸輪中間軸）。
7.3裝蝸輪處軸的鍵槽設計及鍵的選擇
當軸上裝有平鍵時，鍵的長度應略小於零件軸的接觸長度，一般平鍵長度比輪轂長度短5—10mm，由參考文獻1表2.4—30圓整，可知該處選擇鍵2.5×110，高h=14mm，軸上鍵槽深度為 ，輪轂上鍵槽深度為 ，軸上鍵槽寬度為 輪轂上鍵槽深度為
八、減速器箱體的結構設計
參照參考文獻〈〈機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年第19頁表1.5-1可計算得，箱體的結構尺寸如表8.1：

表8.1箱體的結構尺寸
減速器箱體採用HT200鑄造，必須進行去應力處理。
設計內容 計 算 公 式 計算結果
箱座壁厚度δ =0.04×225+3=12mm
a為蝸輪蝸桿中心距 取δ=12mm
箱蓋壁厚度δ1 =0.85×12=10mm
取δ1=10mm
機座凸緣厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm
機蓋凸緣厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm
機蓋凸緣厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm
地腳螺釘直徑dØ dØ==20mm dØ=20mm
地腳螺釘直徑d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm
地腳沉頭座直徑D0 D0==48mm D0==48mm
地腳螺釘數目n 取n=4個 取n=4
底腳凸緣尺寸（扳手空間） L1=32mm L1=32mm
L2=30mm L2=30mm
軸承旁連接螺栓直徑d1 d1= 16mm d1=16mm
軸承旁連接螺栓通孔直徑d`1 d`1=17.5 d`1=17.5
軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D0 D0=32mm D0=32mm
剖分面凸緣尺寸（扳手空間） C1=24mm C1=24mm
C2=20mm C2=20mm
上下箱連接螺栓直徑d2 d2 =12mm d2=12mm
上下箱連接螺栓通孔直徑d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm
上下箱連接螺栓沉頭座直徑 D0=26mm D0=26mm
箱緣尺寸（扳手空間） C1=20mm C1=20mm
C2=16mm C2=16mm
軸承蓋螺釘直徑和數目n,d3 n=4, d3=10mm n=4
d3=10mm
檢查孔蓋螺釘直徑d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm
圓錐定位銷直徑d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm
減速器中心高H H=340mm H=340mm
軸承旁凸台半徑R R=C2=16mm R1=16mm
軸承旁凸台高度h 由低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。 取50mm
軸承端蓋外徑D2 D2=軸承孔直徑+(5~5.5) d3 取D2=180mm
箱體外壁至軸承座端面距離K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm
軸承旁連接螺栓的距離S 以Md1螺栓和Md3螺釘互不幹涉為准盡量靠近一般取S=D2 S=180
蝸輪軸承座長度（箱體內壁至軸承座外端面的距離） L1=K+δ=56mm L1=56mm
蝸輪外圓與箱體內壁之間的距離 =15mm
取 =15mm

蝸輪端面與箱體內壁之間的距離 =12mm
取 =12mm

機蓋、機座肋厚m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm m1=8.5mm, m=10mm
以下尺寸以參考文獻《機械設計、機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社 1995年表6-1為依據
蝸桿頂圓與箱座內壁的距離 =40mm
軸承端面至箱體內壁的距離 =4mm
箱底的厚度 20mm
軸承蓋凸緣厚度 e=1.2 d3=12mm 箱蓋高度 220mm 箱蓋長度
（不包括凸台） 440mm
蝸桿中心線與箱底的距離 115mm 箱座的長度
（不包括凸台） 444mm 裝蝸桿軸部分的長度 460mm
箱體寬度
（不包括凸台） 180mm 箱底座寬度 304mm 蝸桿軸承座孔外伸長度 8mm
蝸桿軸承座長度 81mm 蝸桿軸承座內端面與箱體內壁距離 61mm

九、減速器其他零件的選擇
經箱體、蝸桿與蝸輪、蝸輪軸以及標准鍵、軸承、密封圈、擋油盤、聯軸器、定位銷的組合設計，經校核確定以下零件：
表9-1鍵 單位：mm
安裝位置 類型 b（h9） h（h11） L9（h14）
蝸桿軸、聯軸器以及電動機聯接處 GB1096-90
鍵10×70 10 8 70
蝸輪與蝸輪軸聯接處 GB1096-90
鍵25×110 25 14 110
蝸輪軸、聯軸器及傳動滾筒聯接處 GB1096-90
鍵20×110 20 12 110
表9-2圓錐滾動軸承 單位：mm
安裝位置 軸承型號 外 形 尺 寸
d D T B C
蝸 桿 GB297-84
7312（30312） 60 130 33.5 31 26
蝸輪軸 GB/T297-94
30216 80 140 28.25 26 22

表9-3密封圈（GB9877.1-88） 單位：mm
安裝位置 類型 軸徑d 基本外徑D 基本寬度
蝸桿 B55×80×8 55 80 8
蝸輪軸 B75×100×10 75 100 10

表9-4彈簧墊圈（GB93-87）
安裝位置 類型 內徑d 寬度（厚度） 材料為65Mn，表面氧化的標准彈簧墊圈
軸承旁連接螺栓 GB93-87-16 16 4
上下箱聯接螺栓 GB93-87-12 12 3

表9-5擋油盤
參考文獻《機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年第132頁表2.8-7
安裝位置 外徑 厚度 邊緣厚度 材料
蝸桿 129mm 12mm 9mm Q235

定位銷為GB117-86 銷8×38 材料為45鋼

十、減速器附件的選擇
以下數據均以參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的P106-P118
表10-1視孔蓋（Q235） 單位mm
A A1 A。 B1 B B0 d4 h
150 190 170 150 100 125 M 8 1.5

表10-2吊耳 單位mm
箱蓋吊耳 d R e b
42 42 42 20
箱座吊耳 B H h
b
36 19.2 9..6 9 24

表10-3起重螺栓 單位mm
d D L S d1

C d2 h
M16 35 62 27 16 32 8 4 2 2 22 6

表10-4通氣器 單位mm
D d1 d2 d3 d 4 D a b s
M18×1.5 M33×1.5 8 3 16 40 12 7 22
C h h1 D1 R k e f
16 40 8 25.4 40 6 2 2

表10-5軸承蓋（HT150） 單位mm
安 裝
位 置 d3 D d 0 D0 D2 e e1 m D4 D5 D6 b1 d1
蝸桿 10 130 11 155 180 12 13 35.5 120 125 127 8 80
蝸輪軸 10 140 11 165 190 12 13 20 130 135 137 10 100
表10-6油標尺 單位mm

d1 d2 d3 h a b c D D1
M16 4 16 6 35 12 8 5 26 22
表10-7油塞（工業用革） 單位mm
d D e L l a s d1 H
M1×1.5 26 19.6 23 12 3 17 17 2

十一、減速器的潤滑
減速器內部的傳動零件和軸承都需要有良好的潤滑，這樣不僅可以減小摩擦損失，提高傳動效率，還可以防止銹蝕、降低雜訊。
本減速器採用蝸桿下置式，所以蝸桿採用浸油潤滑，蝸桿浸油深度h大於等於1個螺牙高，但不高於蝸桿軸軸承最低滾動中心。
蝸輪軸承採用刮板潤滑。
蝸桿軸承採用脂潤滑，為防止箱內的潤滑油進入軸承而使潤滑脂稀釋而流走，常在軸承內側加擋油盤。
1、《機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年
2、《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年
3、《機械設計、機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社 1995年
4、《機械設計課程設計圖冊》（第三版） 龔桂義主編 高等教育出版社 1987年
5、《機械設計課程設計指導書》（第二版） 龔桂義主編 高等教育出版社 1989年
6、簡明機械設計手冊（第二版） 唐金松主編 上海科學技術出版社 2000年
《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社 1993年
《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社1989
《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年

『貳』 一個擠壓件模具設計課程設計的說明書，裝配圖和模具零件圖

已經完畢了。謝謝····

『叄』 一級蝸輪蝸桿課程設計

機械設計課程設計說明書

前言
課程設計是考察學生全面在掌握基本理論知識的重要環節。根據學院的教學環節，在2006年6月12日-2006年6月30日為期三周的機械設計課程設計。本次是設計一個蝸輪蝸桿減速器，減速器是用於電動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。本減速器屬單級蝸桿減速器（電機——聯軸器——減速器——聯軸器——帶式運輸機），本人是在周知進老師指導下獨立完成的。該課程設計內容包括：任務設計書，參數選擇，傳動裝置總體設計，電動機的選擇，運動參數計算，蝸輪蝸桿傳動設計，蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計，蝸輪軸的尺寸設計與校核，減速器箱體的結構設計，減速器其他零件的選擇，減速器的潤滑等和A0圖紙一張、A3圖紙三張。設計參數的確定和方案的選擇通過查詢有關資料所得。
該減速器的設計基本上符合生產設計要求，限於作者初學水平，錯誤及不妥之處望老師批評指正。

設計者：殷其中
2006年6月30日

參數選擇：
總傳動比：I=35 Z1=1 Z2=35
捲筒直徑：D=350mm
運輸帶有效拉力：F=6000N
運輸帶速度：V=0.5m/s
工作環境：三相交流電源
有粉塵
常溫連續工作
一、 傳動裝置總體設計：
根據要求設計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機——連軸器——減速器——連軸器——帶式運輸機。(如圖2.1所示) 根據生產設計要求可知，該蝸桿的圓周速度V≤4——5m/s，所以該蝸桿減速器採用蝸桿下置式見（如圖2.2所示），採用此布置結構，由於蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均採用圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷的復合作用，為防止軸外伸段箱內潤滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱內，在軸承蓋中裝有密封元件。 圖2.1
該減速器的結構包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷等附件、以及其他標准件等。

二、 電動機的選擇：
由於該生產單位採用三相交流電源，可考慮採用Y系列三相非同步電動機。三相非同步電動機的結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，啟動性能好等優點。一般電動機的額定電壓為380V
根據生產設計要求，該減速器捲筒直徑D=350mm。運輸帶的有效拉力F=6000N，帶速V=0.5m/s，載荷平穩，常溫下連續工作，工作環境多塵，電源為三相交流電，電壓為380V。
1、 按工作要求及工作條件選用三相非同步電動機，封閉扇冷式結構，電壓為380V，Y系列
2、 傳動滾筒所需功率
3、 傳動裝置效率：（根據參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社 第133-134頁表12-8得各級效率如下）其中：
蝸桿傳動效率η1=0.70
攪油效率η2=0.95
滾動軸承效率（一對）η3=0.98
聯軸器效率ηc=0.99
傳動滾筒效率ηcy=0.96
所以：
η=η1•η2•η33•ηc2•ηcy =0.7×0.99×0.983×0.992×0.96 =0.633
電動機所需功率： Pr= Pw/η =3.0/0.633=4.7KW
傳動滾筒工作轉速： nw＝60×1000×v / ×350
＝27.9r/min
根據容量和轉速，根據參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社 第339-340頁表附表15-1可查得所需的電動機Y系列三相非同步電動機技術數據，查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如表3-1:
表3-1
方案 電動機型號 額定功率
Ped kw 電動機轉速 r/min 額定轉矩
同步轉速 滿載轉速
1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 2.0
2 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2
3 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0
4 Y160M-8 5.5 750 720 2.0

綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，可見第3方案比較適合。因此選定電動機機型號為Y132M2-6其主要性能如下表3-2：
表3-2
中心高H 外形尺寸
L×（AC/2＋AD）×HD 底角安裝尺寸
A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸身尺寸
D×E 裝鍵部位尺寸
F×G×D
132 515×（270/2＋210）×315 216×178 12 38×80 10×33×38
四、運動參數計算：
4.1蝸桿軸的輸入功率、轉速與轉矩
P0 = Pr=4.7kw
n0=960r/min
T0=9.55 P0 / n0=4.7×103=46.7N .m
4.2蝸輪軸的輸入功率、轉速與轉矩
P1 = P0•η01 = 4.7×0.99×0.99×0.7×0.992 =3.19 kw
nⅠ= = = 27.4 r/min
T1= 9550 = 9550× = 1111.84N•m
4.3傳動滾筒軸的輸入功率、轉速與轉矩
P2 = P1•ηc•ηcy=3.19×0.99×0.99=3.13kw
n2= = = 27.4 r/min
T2= 9550 = 9550× = 1089.24N•m
運動和動力參數計算結果整理於下表4-1：
表4-1
類型 功率P（kw） 轉速n（r/min） 轉矩T（N•m） 傳動比i 效率η
蝸桿軸 4.7 960 46.75 1 0.679
蝸輪軸 3.19 27.4 1111.84 35
傳動滾筒軸 3.13 27.4 1089.24

五、蝸輪蝸桿的傳動設計：
蝸桿的材料採用45鋼，表面硬度>45HRC，蝸輪材料採用ZCuA110Fe3,砂型鑄造。
以下設計參數與公式除特殊說明外均以參考由《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年 第13章蝸桿傳動為主要依據。
具體如表3—1：

表5—1蝸輪蝸桿的傳動設計表
項 目 計算內容 計算結果
中心距的計算
蝸桿副的相對滑動速度
參考文獻5第37頁（23式） 4m/s<Vs<7m/s
當量摩擦
系數 4m/s<Vs<7m/s
由表13.6取最大值

選[ ]值
在圖13.11的i=35的線上，查得[ ]=0.45
[ ]=0.45

蝸輪轉矩

使用系數 按要求查表12.9

轉速系數

彈性系數 根據蝸輪副材料查表13.2

壽命系數

接觸系數 按圖13.12I線查出

接觸疲勞極限 查表13.2

接觸疲勞最小安全系數 自定

中心距

傳動基本尺寸
蝸桿頭數
Z1=1
蝸輪齒數模數

m=10
蝸桿分度圓 直徑
或

蝸輪分度圓
直徑
mm

蝸桿導程角
表13.5

變位系數 x=（225-220）/10=0.5 x=0.5
蝸桿齒頂圓 直徑 表13.5
mm

蝸桿齒根圓 直徑 表13.5
mm

蝸桿齒寬
mm

蝸輪齒根圓直徑
mm

蝸輪齒頂圓直徑（吼圓直徑）
mm

蝸輪外徑
mm

蝸輪咽喉母圓半徑

蝸輪齒寬 B =82.5

B=82mm
mm

蝸桿圓周速度
=4.52 m/s

相對滑動速度
m/s

當量摩擦系數 由表13.6查得

輪齒彎曲疲勞強度驗算
許用接觸應力

最大接觸應力

合格
齒根彎曲疲勞強度 由表13.2查出

彎曲疲勞最小安全系數 自取

許用彎曲疲勞應力

輪齒最大彎曲應力

合格
蝸桿軸擾度驗算
蝸桿軸慣性矩

允許蝸桿擾度

蝸桿軸擾度

合格
溫度計算
傳動嚙合效率

攪油效率 自定

軸承效率 自定

總效率

散熱面積估算

箱體工作溫度
此處取 =15w/（m²c）

合格
潤滑油粘度和潤滑方式
潤滑油粘度 根據 m/s由表13.7選取

潤滑方法 由表13.7採用浸油潤滑

六、蝸桿、蝸輪的基本尺寸設計
6.1蝸桿基本尺寸設計
根據電動機的功率P=5.5kw，滿載轉速為960r/min，電動機軸徑 ，軸伸長E=80mm
軸上鍵槽為10x5。
1、 初步估計蝸桿軸外伸段的直徑
d=（0.8——10） =30.4——38mm
2、 計算轉矩
Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×5.5/960=82.1N.M
由Tc、d根據《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第334頁表14-13可查得選用HL3號彈性柱銷聯軸器（38×83）。
3、 確定蝸桿軸外伸端直徑為38mm。
4、 根據HL3號彈性柱銷聯軸器的結構尺寸確定蝸桿軸外伸端直徑為38mm的長度為80mm。
5、 由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的第305頁表10-1可查得普通平鍵GB1096—90A型鍵10×70，蝸桿軸上的鍵槽寬 mm，槽深為 mm，聯軸器上槽深 ，鍵槽長L=70mm。
6、 初步估計d=64mm。
7、 由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第189頁圖7-19，以及蝸桿上軸承、擋油盤，軸承蓋，密封圈等組合設計，蝸桿的尺寸如零件圖1（蝸桿零件圖）
6.2蝸輪基本尺寸表（由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社第96頁表4-32及第190頁圖7-20及表5—1蝸輪蝸桿的傳動設計表可計算得）
表6—1蝸輪結構及基本尺寸
蝸輪採用裝配式結構，用六角頭螺栓聯接（ 100mm）,輪芯選用灰鑄鐵 HT200 ，輪緣選用鑄錫青銅ZcuSn10P1+* 單位：mm

a=b C x B
160 128 12 36 20 15 2 82
e n

10 3 35 380 90º 214 390 306

七、蝸輪軸的尺寸設計與校核
蝸輪軸的材料為45鋼並調質，且蝸輪軸上裝有滾動軸承，蝸輪，軸套，密封圈、鍵，軸的大致結構如圖7.1：

圖7.1 蝸輪軸的基本尺寸結構圖

7.1 軸的直徑與長度的確定
1.初步估算軸的最小直徑（外伸段的直徑）
經計算D6>51.7>100mm
又因軸上有鍵槽所以D6增大3%，則D6=67mm
計算轉矩
Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×3.19/27.4=1667.76N.M<2000 N.M
所以蝸輪軸與傳動滾筒之間選用HL5彈性柱銷聯軸器65×142，
因此 =65m m
2.由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的第305頁表10-1可查得普通平鍵GB1096—90A型鍵20×110，普通平鍵GB1096—90A型鍵20×70，聯軸器上鍵槽深度 ，蝸輪軸鍵槽深度 ，寬度為 由參考文獻《機械設計基礎》（下冊） 張瑩 主編 機械工業出版社 1997年的第316頁—321頁計算得：如下表：
圖中表注 計算內容 計算結果
L1 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） L1=25
L2 自定 L2=20
L3 根據蝸輪 L3=128
L4 自定 L4=25
L5 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） L5=25
L6 自定 L6=40
L7 選用HL5彈性柱銷聯軸器65×142 L7=80
D1 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） D1=80
D2 便於軸承的拆卸 D2=84
D3 根據蝸輪 D3=100
D4 便於軸承的拆卸 D4=84
D5 自定 D5=72
D6 D6>51.7>100mm
又因軸上有鍵槽所以D6增大3%，則D6=67mm D6=67
7.2軸的校核
7.2.1軸的受力分析圖

圖7.1
X-Y平面受力分析

圖7.2
X-Z平面受力圖：

圖7.3

水平面彎矩
1102123.7

521607

97 97 119

圖7.4
垂直面彎矩 714000

圖7.5
436150.8
合成彎矩

1184736.3
714000
681175.5

圖7.6
當量彎矩T與aT
T=1111840Nmm
aT=655985.6Nmm

圖7.7

7.2.2軸的校核計算如表5.1
軸材料為45鋼， ， ，
表7.1
計算項目 計算內容 計算結果
轉矩

Nmm

圓周力 =20707.6N

=24707.6N

徑向力
=2745.3N

軸向力 =24707.6×tan 20º
Fr =8992.8N
計算支承反力
=1136.2N

=19345.5N

垂直面反力
=4496.4N
水平面X-Y受力圖 圖7.2
垂直面X-Z受力 圖7.3
畫軸的彎矩圖
水平面X-Y彎矩圖 圖7.4

垂直面X-Z彎矩圖 圖7.5

合成彎矩 圖7.6

軸受轉矩T T= =1111840Nmm
T=1111840Nmm
許用應力值 表16.3，查得

應力校正系數a a=

a=0.59
當量彎矩圖
當量彎矩 蝸輪段軸中間截面
=947628.6Nmm
軸承段軸中間截面處
=969381.2Nmm

947628.6Nmm
=969381.2Nmm

當量彎矩圖 圖7.7
軸徑校核

驗算結果在設計范圍之內，設計合格
軸的結果設計採用階梯狀，階梯之間有圓弧過度，減少應力集中，具體尺寸和要求見零件圖2（蝸輪中間軸）。
7.3裝蝸輪處軸的鍵槽設計及鍵的選擇
當軸上裝有平鍵時，鍵的長度應略小於零件軸的接觸長度，一般平鍵長度比輪轂長度短5—10mm，由參考文獻1表2.4—30圓整，可知該處選擇鍵2.5×110，高h=14mm，軸上鍵槽深度為 ，輪轂上鍵槽深度為 ，軸上鍵槽寬度為 輪轂上鍵槽深度為
八、減速器箱體的結構設計
參照參考文獻〈〈機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年第19頁表1.5-1可計算得，箱體的結構尺寸如表8.1：

表8.1箱體的結構尺寸
減速器箱體採用HT200鑄造，必須進行去應力處理。
設計內容 計 算 公 式 計算結果
箱座壁厚度δ =0.04×225+3=12mm
a為蝸輪蝸桿中心距 取δ=12mm
箱蓋壁厚度δ1 =0.85×12=10mm
取δ1=10mm
機座凸緣厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm
機蓋凸緣厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm
機蓋凸緣厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm
地腳螺釘直徑dØ dØ==20mm dØ=20mm
地腳螺釘直徑d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm
地腳沉頭座直徑D0 D0==48mm D0==48mm
地腳螺釘數目n 取n=4個 取n=4
底腳凸緣尺寸（扳手空間） L1=32mm L1=32mm
L2=30mm L2=30mm
軸承旁連接螺栓直徑d1 d1= 16mm d1=16mm
軸承旁連接螺栓通孔直徑d`1 d`1=17.5 d`1=17.5
軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D0 D0=32mm D0=32mm
剖分面凸緣尺寸（扳手空間） C1=24mm C1=24mm
C2=20mm C2=20mm
上下箱連接螺栓直徑d2 d2 =12mm d2=12mm
上下箱連接螺栓通孔直徑d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm
上下箱連接螺栓沉頭座直徑 D0=26mm D0=26mm
箱緣尺寸（扳手空間） C1=20mm C1=20mm
C2=16mm C2=16mm
軸承蓋螺釘直徑和數目n,d3 n=4, d3=10mm n=4
d3=10mm
檢查孔蓋螺釘直徑d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm
圓錐定位銷直徑d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm
減速器中心高H H=340mm H=340mm
軸承旁凸台半徑R R=C2=16mm R1=16mm
軸承旁凸台高度h 由低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。 取50mm
軸承端蓋外徑D2 D2=軸承孔直徑+(5~5.5) d3 取D2=180mm
箱體外壁至軸承座端面距離K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm
軸承旁連接螺栓的距離S 以Md1螺栓和Md3螺釘互不幹涉為准盡量靠近一般取S=D2 S=180
蝸輪軸承座長度（箱體內壁至軸承座外端面的距離） L1=K+δ=56mm L1=56mm
蝸輪外圓與箱體內壁之間的距離 =15mm
取 =15mm

蝸輪端面與箱體內壁之間的距離 =12mm
取 =12mm

機蓋、機座肋厚m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm m1=8.5mm, m=10mm
以下尺寸以參考文獻《機械設計、機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社 1995年表6-1為依據
蝸桿頂圓與箱座內壁的距離 =40mm
軸承端面至箱體內壁的距離 =4mm
箱底的厚度 20mm
軸承蓋凸緣厚度 e=1.2 d3=12mm 箱蓋高度 220mm 箱蓋長度
（不包括凸台） 440mm
蝸桿中心線與箱底的距離 115mm 箱座的長度
（不包括凸台） 444mm 裝蝸桿軸部分的長度 460mm
箱體寬度
（不包括凸台） 180mm 箱底座寬度 304mm 蝸桿軸承座孔外伸長度 8mm
蝸桿軸承座長度 81mm 蝸桿軸承座內端面與箱體內壁距離 61mm

九、減速器其他零件的選擇
經箱體、蝸桿與蝸輪、蝸輪軸以及標准鍵、軸承、密封圈、擋油盤、聯軸器、定位銷的組合設計，經校核確定以下零件：
表9-1鍵 單位：mm
安裝位置 類型 b（h9） h（h11） L9（h14）
蝸桿軸、聯軸器以及電動機聯接處 GB1096-90
鍵10×70 10 8 70
蝸輪與蝸輪軸聯接處 GB1096-90
鍵25×110 25 14 110
蝸輪軸、聯軸器及傳動滾筒聯接處 GB1096-90
鍵20×110 20 12 110
表9-2圓錐滾動軸承 單位：mm
安裝位置 軸承型號 外 形 尺 寸
d D T B C
蝸 桿 GB297-84
7312（30312） 60 130 33.5 31 26
蝸輪軸 GB/T297-94
30216 80 140 28.25 26 22

表9-3密封圈（GB9877.1-88） 單位：mm
安裝位置 類型 軸徑d 基本外徑D 基本寬度
蝸桿 B55×80×8 55 80 8
蝸輪軸 B75×100×10 75 100 10

表9-4彈簧墊圈（GB93-87）
安裝位置 類型 內徑d 寬度（厚度） 材料為65Mn，表面氧化的標准彈簧墊圈
軸承旁連接螺栓 GB93-87-16 16 4
上下箱聯接螺栓 GB93-87-12 12 3

表9-5擋油盤
參考文獻《機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年第132頁表2.8-7
安裝位置 外徑 厚度 邊緣厚度 材料
蝸桿 129mm 12mm 9mm Q235

定位銷為GB117-86 銷8×38 材料為45鋼

十、減速器附件的選擇
以下數據均以參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的P106-P118
表10-1視孔蓋（Q235） 單位mm
A A1 A。 B1 B B0 d4 h
150 190 170 150 100 125 M 8 1.5

表10-2吊耳 單位mm
箱蓋吊耳 d R e b
42 42 42 20
箱座吊耳 B H h
b
36 19.2 9..6 9 24

表10-3起重螺栓 單位mm
d D L S d1

C d2 h
M16 35 62 27 16 32 8 4 2 2 22 6

表10-4通氣器 單位mm
D d1 d2 d3 d 4 D a b s
M18×1.5 M33×1.5 8 3 16 40 12 7 22
C h h1 D1 R k e f
16 40 8 25.4 40 6 2 2

表10-5軸承蓋（HT150） 單位mm
安 裝
位 置 d3 D d 0 D0 D2 e e1 m D4 D5 D6 b1 d1
蝸桿 10 130 11 155 180 12 13 35.5 120 125 127 8 80
蝸輪軸 10 140 11 165 190 12 13 20 130 135 137 10 100
表10-6油標尺 單位mm

d1 d2 d3 h a b c D D1
M16 4 16 6 35 12 8 5 26 22
表10-7油塞（工業用革） 單位mm
d D e L l a s d1 H
M1×1.5 26 19.6 23 12 3 17 17 2

十一、減速器的潤滑
減速器內部的傳動零件和軸承都需要有良好的潤滑，這樣不僅可以減小摩擦損失，提高傳動效率，還可以防止銹蝕、降低雜訊。
本減速器採用蝸桿下置式，所以蝸桿採用浸油潤滑，蝸桿浸油深度h大於等於1個螺牙高，但不高於蝸桿軸軸承最低滾動中心。
蝸輪軸承採用刮板潤滑。
蝸桿軸承採用脂潤滑，為防止箱內的潤滑油進入軸承而使潤滑脂稀釋而流走，常在軸承內側加擋油盤。
1、《機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年
2、《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年
3、《機械設計、機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社 1995年
4、《機械設計課程設計圖冊》（第三版） 龔桂義主編 高等教育出版社 1987年
5、《機械設計課程設計指導書》（第二版） 龔桂義主編 高等教育出版社 1989年
6、簡明機械設計手冊（第二版） 唐金松主編 上海科學技術出版社 2000年
《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業出版社 1993年
《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社1989
《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年

要的就Q我406592117

『肆』 關於凸輪套課題:開口機構軸套工藝設計與編程

在織機上，按照織物組織的要求，把經紗上下分開，形成梭口的運動，簡稱開專口。屬
完成開口動作的稱為開口。開口的作用：使經紗上下分開，形成梭口；
根據織物組織的要求，控制經紗的升降次序。
開口的有多種類型，如：
1）凸輪和連桿開口——織制平紋、斜紋等簡單織物，可用2-8頁綜框。
2）多臂開口——織制較復雜的小花紋織物。一般用16頁綜框，最多可達32頁綜框。
3）提花開口——織制復雜的大花紋織物。直接用綜絲控制每根經紗的升降。
當 Rw>8時，一般採用多臂開口。
組成
紋板：儲存綜框升降順序的信息，一般在機下根據紋板圖的要求預先制備。
閱讀裝置：將紋板信息轉化成控制提綜的動作。
提綜、回綜裝置：分別執行提綜、回綜動作。
因此，開口為多臂的叫多臂織機。

『伍』 基於pro/e軟體一級直齒圓柱齒輪減速器的設計 齒輪、齒輪軸及軸套類設計

是不是要做課程設計啊，我們也在做這個課程設計呢，等我做好了發給你吧

『陸』 機械設計課程設計螺旋推力機傳送設備中的減速器

好像跟物料形態有關，你是液態還是顆粒？如果是顆粒，在料箱入口軸承要加裝軸套以延長壽命和便於維修，潤滑油也要選好，

『柒』 加工軸套類零件工藝課程設計的目錄可以寫那些

摘 要
數控技術是數字控制（Numerical Control）技術的簡稱。它採用數字化信號對被控制設備進行控制，使其產生各種規定的運動和動作。利用數控技術可以把生產過程用某中語言編寫的程序來描述，將程序以數字形式送入計算機或專用的數字計算裝置進行處理輸出，並控制生產過程中相應的執行程序，從而使生產過程能在無人干預的情況下自動進行，實現生產過程的自動化。採用數控技術的控制系統稱為數控系統（Numerical Control System）。根據被控對象的不同，存在多種數控系統，其中產生最早應用最廣泛的是機械加工行業中的各種機床數控系統。所謂機床數控系統就是以加工機床為控制對象的數字控制系統。

關鍵字：數控技術 CAD/CAM 軸類零件 加工 運動
目 錄
第一章 引 言 1
第二章 數控機床的概述 2
2.1數控及自動編程的發展簡介 2
2.1.1數控機床的發展過程： 2
2.1.2自動編程軟體的發展、聯系及優越性 2
2.2數控機床的基本組成及工作原理 3
2.2.1數控機床的基本組成 3
2.2.2數控機床的工作原理 3
2.3數控機床的分類 4
2.3.1按控制刀具與工件相對運動軌跡分類 4
2.3.2按加工方式分類 4
2.3.3按控制坐標軸數分類 4
2.3.4按驅動系統的控制方式分類 4
2.4數控機床的應用范圍 4
2.5數控機床的特點 5
第三章 軸類零件的加工工藝 6
第四章 軸類零件實例加工（一） 8
4.1實體零件的生成 8
4.2加工工藝分析 9
4.2.1分析零件圖紙和工藝分析 9
4.2.2確定裝夾方案 11
4.2.3確定加工路線及進給路線 11
4.2.4刀具的選擇 12
4.3選擇切削用量 14
4.3.1主軸轉速的確定 14
4.3.2進給速度的確定 14
4.3.3背吃刀量確定 14
4.4編程 15
4.4.1編程技巧 15
4.4.2編程特點 17
4.4.3編程方法 17
4.4.4編程步驟 18
4.4.5實例分析 18
第五章 典型實例分析（二） 19
第六章 設計總結 22
參考文獻 24
致 謝 25
記得加分~

『捌』 機電一體化系統課程設計

去中國工控網，很多

『玖』 關於機械設計基礎課程設計(設計單級斜齒輪圓柱齒輪減速器)，有以下幾個問題需要你來解答一下，看問題補充~

你的題目和我的一樣 已發到郵箱 請查收

『拾』 求軸套的加工工藝過程。課程設計！急！！！

05備料
10夾外圓車110*25，內孔38（通）
15調頭夾110，車外圓70.5長80及退刀槽（20處留0.3磨量）.車端面保證總長100.車內孔39.5,49.5及退刀槽。
20劃線（3個槽及4個孔）
25鑽4-8孔
30銑3個槽
35調質處理
40夾110外圓磨內孔40、50；外圓70