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《目錄》
摘要--------------------------------------1
第1章 緒論…………………………………………….3
第2章 運動設(shè)計…………………………………………4
第3章 動力計算…………………………………………9
第4章 主要零部件的選擇………………………………18
第5章 校核………………………………….. ………19
結(jié)束語………………………………………………….21
參考文獻…………………………………………………21.
摘 要
設(shè)計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。
第一章 緒論
（一） 課程設(shè)計的目的
《機械系統(tǒng)課程設(shè)計》課程設(shè)計是在學完本課程后，進行一次學習設(shè)計的綜合性練習。通過課程設(shè)計，使學生能夠運用所學過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達到學習設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標準和資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。
（二） 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求
1 課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù)
題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計
技術(shù)參數(shù)：Nmin=40r/min；Nmax=400r/min；Z=6級；公比為1.58；電動機功率P=3KW；電機轉(zhuǎn)速n=1430r/min
2 技術(shù)要求
1. 利用電動機完成換向和制動。
2. 各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構(gòu)。
3. 進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。
第二章 運動設(shè)計
1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定
（1） 轉(zhuǎn)速范圍。Rn== 400/40=10
（2） 轉(zhuǎn)速數(shù)列。查《機械系統(tǒng)設(shè)計》表 2-9標準數(shù)列表，然后每隔7個數(shù)取一個值（1.58=1.068）首先找到40r/min，得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為40 r/min、63 r/min、100r/min、160 r/min、250 r/min、400 r/min共6級。
（3） 定傳動組數(shù)，選出結(jié)構(gòu)式。對于Z=6可按z=6寫出結(jié)構(gòu)式，并且有一級速度重復。即：Z=6=31×23。
（4）根據(jù)傳動結(jié)構(gòu)式,畫結(jié)構(gòu)圖。
根據(jù)“前多后少”,“ 前密后疏”，“升2降4”,“前滿后快”的原則,選取傳動方案 Z=31×23,可知第二擴大組的變速范圍r2=1.583×（2-1）3.95＜8 滿足“升2降4”要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖。
圖2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=6=31×23
（5） 畫轉(zhuǎn)速圖。轉(zhuǎn)速圖如下圖2-2。
圖2-2 系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖
（6）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：
圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖
（7）齒輪齒數(shù)的確定。根據(jù)齒數(shù)和不宜過大原則一般推薦齒數(shù)和在100～120之間，和據(jù)設(shè)計要求Zmin≥17,原則。并且變速組內(nèi)取模數(shù)相等，變速組內(nèi)由《機械系統(tǒng)設(shè)計》表3-1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。
表2-2 齒輪齒數(shù)
傳動比
基本組
第一擴大組
1:1.6
1:2.5
1:4
1：1
1:4
代號
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
齒數(shù)
33
52
24
61
17
68
45
45
18
72
2 主軸.傳動件計算
2.1 計算轉(zhuǎn)速
（1）.主軸的計算轉(zhuǎn)速
由《機械系統(tǒng)設(shè)計》表3-2中的公式
＝401.586/3-1 ＝63.2r/min 取63 r/min
(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速
軸2=250 r/min，軸3=630 r/min。
（3）確定各齒輪計算轉(zhuǎn)速
由機械設(shè)計知識可知，一對嚙合齒輪只需要校核危險的小齒輪，因此只需求出危險小齒輪的計算轉(zhuǎn)速。在傳動組b中Z45在軸Ⅲ上具有的轉(zhuǎn)速分別為 160r/min,250r/min,400r/min這三種轉(zhuǎn)速都在恒功率區(qū)間內(nèi)，即都要求傳遞最大功率所以齒輪Z46的計算轉(zhuǎn)速為這三種轉(zhuǎn)速的最小值即njz45=160r/min
同理可求得其余兩對嚙合齒輪中危險齒輪的計算轉(zhuǎn)速即
, njz17=630r/min njz18=250r/min
2驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差
實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即
|實際轉(zhuǎn)速n`-標準轉(zhuǎn)速n|
------------------------------- 〈 10(-1)％
標準轉(zhuǎn)速n
對于標準轉(zhuǎn)速n=40r/min時，其實際轉(zhuǎn)速n`=630×17/68×18/72=39.375r/min
(40-39.375)/40=1.56％〈10(1.58-1)％=5.8%
因此滿足要求。
同理可得各級轉(zhuǎn)速誤差如表
各級轉(zhuǎn)速誤差
n
40
63
100
160
250
400
630
1000
n`
39.375
61.97
99.9
157.5
247.9
399.8
630
1000
誤差
1.56％
1.64％
0.05％
1.56％
0.85％
0.05％
0
0
各級轉(zhuǎn)速都滿足要求，因此不需要修改齒數(shù)。
第三章 動力計算
1 主軸.傳動軸直徑初選
（1）主軸軸徑的確定
在設(shè)計初期，由于主軸的結(jié)構(gòu)尚未確定，所以只能根據(jù)現(xiàn)有的資料初步確定主軸直徑。由<<機械系統(tǒng)設(shè)計>>表4-9初選取前軸徑 ，后軸頸的軸徑為前軸徑，所以。
（2）傳動軸直徑初定
傳動軸直徑按文獻[5]公式（6）進行概算
式中 d---傳動軸直徑（mm）
Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----該軸傳遞的功率（KW）
----該軸的計算轉(zhuǎn)速
---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，=~。
取=
=3Kw。
N1=P1=P0×0.96=2.88Kw
N2=P2=P1×0.955×0.97=2.78Kw
N3=P3=P2×0.995×0.99=2.74Kw
軸Ⅰ： =955×104×(2.88/630)=43657(N.mm)
=1.64× =28.2mm 取29mm
軸Ⅱ： ＝955×104×(2.78/250)＝106196（N.mm）
=1.64× =35.2mm 取36mm
軸Ⅲ： ＝955×104×(2.74/63)＝415349（N.mm）
=1.64× =49.5mm 取50mm
2 齒輪參數(shù)確定、齒輪應力計算
（1） 齒輪模數(shù)的初步計算
一般同一組變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最小的齒輪，按簡化的接觸疲勞強度由文獻[5]公式（8）進行計算：
式中：
為了不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，并且考慮到軸的直徑，防止在裝配時干涉，對齒輪的模數(shù)作如下計算和選擇：
軸Ⅰ-軸Ⅱ：以最小齒輪齒數(shù)17為準
m=16338× =3.147 取m=3.5
軸Ⅱ-軸Ⅲ：以最小齒輪齒數(shù)18為準
m=16338×=4.12 取m=5
（2） 齒輪參數(shù)的確定
計算公式如下：
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒寬 =6
由已選定的齒數(shù)和計算確定的模數(shù)，將各個齒輪的參數(shù)計算如下表
（2）基本組齒輪計算。
基本組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
齒數(shù)
33
52
24
61
17
68
分度圓直徑
115
182
84
213.5
59.5
238
齒頂圓直徑
122.5
189
91
220.5
66.5
245
齒根圓直徑
106.75
173.25
75.25
204.75
50.75
229.25
齒寬
30
30
30
30
30
30
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下：
① 齒面接觸疲勞強度計算：
接觸應力驗算公式為
彎曲應力驗算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=3kW;
-----計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =63（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=5（mm）;
B----齒寬（mm）;B=30（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)；z=17;
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=4;
-----壽命系數(shù)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =160（r/min）
----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，取=0.60
----功率利用系數(shù)，取=0.78
-----材料強化系數(shù)， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動載荷系數(shù)，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，=1
Y------齒形系數(shù)，Y=0.386；
----許用接觸應力（MPa）,查表，取=650 Mpa；
---許用彎曲應力（MPa），查表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=135.2 Mpa
=236.5Mpa
（3）擴大組齒輪計算。
擴大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z4
Z4`
Z5
Z5`
齒數(shù)
45
45
18
72
分度圓直徑
225
225
90
360
齒頂圓直徑
235
235
100
370
齒根圓直徑
212.5
212.5
77.5
347.5
齒寬
30
30
30
30
按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計算，
查文獻，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=5，=63；
可求得：
=286.8Mpa
=111.4Mpa
3 帶傳動設(shè)計
定V帶型號和帶輪直徑
(1).工作情況系數(shù).
(2).計算功率.
(3).選帶型號
.
(4).小帶輪直徑.
(5).大帶輪直徑.
(6)驗算帶速
計算帶長
(1).初取中心距.
(2).計算帶.基準長度.
(3).計算實際中心距
(4)確定中心距調(diào)整范圍
(13)小輪包角.
求帶根數(shù)
(1).確定額定功率
(2)確定各修正系數(shù)
（3）確定V帶根數(shù)Z
求軸上載荷
(1)確定單根V帶初拉力
(2)計算壓軸力
（3）帶輪結(jié)構(gòu).
由機械設(shè)計表3.5查的
＝P＝1.13＝3.3Kw
根據(jù)參考圖3.16及表3.3選帶型及小帶輪直徑
＝（1－ε）＝（1－0.01）2.27132＝297mm 按表3.3取標準值
V==9.88m/s
0.7（D1+D2）≤a≤2（D1+D2）→302.4≤a≤864
=1692.4
按表3.2取標準值
=453.8mm
amax=a+0.03Ld=503
amin=a-0.015Ld=431
α＝-
=-（168/455）57.3=158.8o
由D1及n1查表3.6并用線性插值法求得=2.0Kw
由《機械設(shè)計》表 3.8 =0.95
由《機械設(shè)計》表 3.9 =0.99
由《機械設(shè)計》表 3.7△=0.17
=1.6
=146N
（《機械設(shè)計》表 3.1 ）
=2×2×sin
=574N
略.
＝1.1
＝3.3Kw
A型
取＝132mm
?。?00mm
滿足要求
＝500mm
=1600mm
a=455mm
158.8o＞120o
α＝合格
=2.0Kw
=0.95
=0.99
△=0.17
取z=2
=146N
=574N
4 主軸合理跨距的計算
設(shè)機床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?400mm,電動機功率P=3 kw，,主軸計算轉(zhuǎn)速為63r/min。
已選定的前后軸徑為 ：，
定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。
軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩
＝955×104×(2.74/63)＝415349（N.mm）設(shè)該車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m；
切削力（沿y軸） Fc=415.349/0.09=4615N
背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2307N
總作用力 F==5159.72N
此力作用于工件上，主軸端受力為F=2522.28N。
先假設(shè)l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為
RA=F×=5159.72×=7739.58N
RB=F×=5159.72×=2579.86N
根據(jù)《機械系統(tǒng)設(shè)計》得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1815.06 N/ ；KB= 1626.2 N/；==1.12
主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為
I==113.8×10-8m4
η==0.13
查《機械系統(tǒng)設(shè)計》圖 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm
合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。
根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施
增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=62mm，后軸徑d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。
第四章 主要零部件的選擇
3.5 選擇電動機,軸承，鍵和操縱機構(gòu)
3.5.1電動機的選擇：
轉(zhuǎn)速n＝1430r/min，功率P＝3kW
選用Y100L2-4
3.5.2 軸承的選擇：（軸承代號均采用新軸承代號）
I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝端角接觸球軸承代號7008C
II軸：對稱布置角接觸球軸承代號7008C
中間布置角接觸球軸承代號7010C
III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C
另一安裝端角接觸球軸承代號7010C
中間布置角接觸球軸承代號7012C
3.5.3 單位（mm）
I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：
=8
安裝齒輪處選擇花鍵規(guī)格：
N d
II軸選擇花鍵規(guī)格：
N d
III軸選擇花鍵規(guī)格：
N d
3.5.4變速操縱機構(gòu)的選擇：選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。
第五章 校核
一 Ⅱ軸剛度校核
（1）П軸撓度校核
單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：:
L-----兩支承的跨距；
D-----軸的平均直徑；
X=/L；-----齒輪工作位置處距較近支承點的距離；
N-----軸傳遞的全功率；
校核合成撓度
-----輸入扭距齒輪撓度；
-------輸出扭距齒輪撓度
；
---被演算軸與前后軸連心線夾角；=144°
嚙合角=20°，齒面摩擦角=5.72°。
代入數(shù)據(jù)計算得：=0.026；=0.084；=0.160；
=0.205；=0.088；=0.025。
合成撓度 =0.238
查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L
即=0.268。
因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。
（2）П軸扭轉(zhuǎn)角的校核
傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算：
將上式計算的結(jié)果代入得：
由文獻【6】，查得支承處的=0.001
因〈0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。
二 軸承壽命校核。
由П軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFa
X=1，Y=0。
對Ⅱ軸受力分析
得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。
由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
結(jié)束語
經(jīng)過兩周的課程設(shè)計，在老師的耐心指導和自己的努力分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計的結(jié)構(gòu)及部分計算，到這里基本結(jié)束了，這次課程設(shè)計使我充分應用了以前所學的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題，進一步鞏固和深化了以前的所學的專業(yè)基礎(chǔ)知識， 同時也是對《機械系統(tǒng)設(shè)計》學習的一個深入認識和理解的過程。同時也鍛煉了自己獨立完成工作的能力，熟悉了一些設(shè)計思想懂得了一些設(shè)計中的注意事項.本次課程設(shè)計進一步規(guī)范了制圖要求，學會應用標準，規(guī)范，和查閱相關(guān)資料的本領(lǐng)，掌握了機械設(shè)計的基本技能，對以后的工作有很大的幫助。
參考文獻
【1】 鍛鐵群.《機械系統(tǒng)設(shè)計》. 科學出版社，第一版；
【2】 孫全穎.《機械精度設(shè)計與質(zhì)量保證》哈爾濱工業(yè)大學出版社
【3】于惠力,向敬忠.《機械設(shè)計》.高等教育出版社，第四版；
【4】于惠力,張春宜. 《機械設(shè)計課程設(shè)計》，科學出版社；
【5】戴署.《金屬切削機床設(shè)計》.機械工業(yè)出版社；
【6】陳易新，《金屬切削機床課程設(shè)計指導書》；
【7】《金屬切削機床典型結(jié)構(gòu)圖集》主傳動部件
【8】《機床設(shè)計手冊》2 上冊。
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