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目錄
一．摘要…………………………………………….. ……2
二. 課程設計的目的………………………………………3
三. 課程設計題目，主要設計參數(shù)和技術(shù)要求…………3
四. 運動設計 …………………………………………….4
五. 動力計算…………………………. …………………..7
六. 主要零部件的選擇……………………………………13
七. 校核…………………………………………………..14
八．結(jié)論…………………………………………………..16
九．參考文獻………………………………………………16
一．摘要
設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設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)的設計步驟和設計方法，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)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。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。
二．課程設計目的
《機械系統(tǒng)課程設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術(shù)基礎課和專業(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)設計，進行設計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關(guān)工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，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)設計創(chuàng)造一定的條件。
三．課程設計題目，主要設計參數(shù)和技術(shù)要求
1 課程設計題目和主要技術(shù)參數(shù)
題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設計
技術(shù)參數(shù)：Nmin=40r/min；Nmax=630r/min；Z=9級；公比為1.41；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。
四．運動設計
1 運動參數(shù)及轉(zhuǎn)速圖的確定
（1） 轉(zhuǎn)速范圍。Rn===15.75
（2） 轉(zhuǎn)速數(shù)列。首先找到40r/min、然后每隔5個數(shù)取一個值（1.41=1.066），得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為40 r/min、56 r/min、80 r/min、112 r/min、160 r/min、224 r/min，315 r/min，450 r/min，630r/min共9級。
（3） 定傳動組數(shù)。對于Z=9可分解為：Z=31×33。
（4）寫傳動結(jié)構(gòu)式,畫結(jié)構(gòu)圖。
根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , “前密后疏”,“結(jié)構(gòu)緊湊”的原則,選取傳動方案 Z=31×33,易知第二擴大組的變速范圍r=φ(P2-1)x=1.413=7.85〈8滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖
結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=31×33
（5） 畫轉(zhuǎn)速圖。轉(zhuǎn)速圖如下圖
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：
主傳動系統(tǒng)圖
（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin≥17,齒數(shù)和Sz≤100～120，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：
齒輪齒數(shù)
傳動比
基本組
第一擴大組
1:41
1:2
1:2.78
2：1
1:1.41
1：4
代號
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
齒數(shù)
30
42
24
48
19
53
66
33
41
58
20
79
2核算主軸轉(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
對Nmax=630r/min，Nmax`=1430*95/300*30/42*66/33=646.9r/min
則有
=2.68％〈4.1％
因此滿足要求。
各級轉(zhuǎn)速誤差
n
450
315
224
160
112
80
56
40
n`
452.83
324.67
225.65
160.05
114.75
81.88
57.32
41.1
誤差
0.63%
2.42％
2.07％
0.03％
2.46％
2.36％
2.36％
2.74％
各級轉(zhuǎn)速誤差都都小于4.1％，因此不需要修改齒數(shù)。
五．動力計算
1 帶傳動設計
(1) 直徑計算
初取小帶輪直徑d： 取 d=95mm
大帶輪直徑D； D===301.89mm 取D=300mm
（2）計算帶長
求Dm Dm=(D+D)/2=(95+300)/2=197mm
求△ △=（D-D）/2=（300-95）/2=102mm
初取中心距 取a=500mm
帶長 L=×Dm+2×a+△/a=1639.39 mm
基準長度 得：Ld=1600mm
（3）求實際中心距和包角
中心距a=(L-∏×Dm)/4+/4 =493.6mm<500mm
小輪包角 =180-（D-D）/a×57.3=159>120
（4）求帶根數(shù)
帶速 =∏Dn/60×1000=3.14×95×1430/(60×1000)= 7.12m/s
傳動比i i=n/n=1430/450=3.18
帶根數(shù) 由《機械設計》表3.6，P=1.19KW；由表3.8，K=0.95；
由表3.9，K=0.99；由表3.7，△P=0.17KW；
Z=P/｛（P+△P）×K×K｝
=（4.0×1.2）/(1.19+0.17)×0.95×0.99=3.74
取Z=4根
2.計算轉(zhuǎn)速的計算
（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=90r/min。
（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。Ⅱ軸共有3級轉(zhuǎn)速：160 r/min、224r/min、315 r/min。若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，則只有315r/min傳遞全功率；若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，全部傳遞全功率，其中160r/min是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計算轉(zhuǎn)速nⅡj=160 r/min；Ⅰ 軸有1級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速nⅠj=450 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表。
各軸計算轉(zhuǎn)速
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計算轉(zhuǎn)速 r/min
450
160
80
（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪Z裝在主軸上并具有40、56、80r/min共3級轉(zhuǎn)速，其中只有80r/min傳遞全功率，故Zj=80 r/min。
齒輪Z裝在Ⅱ軸上，有160-315 r/min共4級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副Z/ Z傳動主軸，則只有315r/min傳遞全功率，故Zj=315r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表
齒輪副計算轉(zhuǎn)速
序號
Z
Z
Z
Z
Z
Z
n
450
450
450
315
160
315
3.齒輪模數(shù)計算及驗算
（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)
式中 mj——按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（mm）；
——驅(qū)動電動機功率（kW）；
——被計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min）；
——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“+”，內(nèi)嚙合取“-”；
——小齒輪的齒數(shù)（齒）；
——齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)），；
——材料的許用接觸應力（）。
得：基本組的模數(shù)mj=3.5 第一擴大組的模數(shù)mj=3.5
（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)
30
42
24
48
19
53
分度圓直徑
105
147
84
168
66.5
185.5
齒頂圓直徑
108.5
150.5
87.5
171.5
70
189
齒根圓直徑
100.6
142.6
79.6
163.6
62.12
181.1
齒寬
24.5
24.5
24.5
24.5
24.5
24.5
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～256HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～256HB，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）. =450（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;
B----齒寬（mm）;B=24.5（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)；z=19;
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.79;
-----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）, =450（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）,取=650 Mpa；
---許用彎曲應力（MPa），取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
（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`
Z6
Z6`
齒數(shù)
66
33
41
58
20
79
分度圓直徑
231
115.5
143.5
203
70
276.5
齒頂圓直徑
234.5
119
147
206.5
73.5
250
齒根圓直徑
226.6
111.12
139.12
198.6
65.6
272.12
齒寬
25
25
25
25
25
25
按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～256HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～256HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計算，
可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
3傳動軸最小軸徑的初定
傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：
d=1.64（mm）
或 d=91（mm）
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，=0.5~。
各軸最小軸徑如表
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
最小軸徑mm
35
40
六．主要零部件的選擇
一 擺桿式操作機構(gòu)的設計
（1）幾何條件；
（2）不自鎖條件。
二 電動機的選擇
選擇Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。
由文獻【3】附錄2得：電動機型號為Y112M-4，額定功率40KW。
由附錄3得：安裝尺寸A=190mm，AB=245mm，HD=265mm。
七．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：=0.025；=0.082；=0.130；
=0.206；=0.098；=0.045。
合成撓度 =0.248
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6208深溝球軸承,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=2238.38N。
由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=97872.57h≥[L10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
八． 結(jié)論
經(jīng)過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。懂得了.理論和實踐同等重要。理論能指導實踐，使你能事半功倍，實踐能上升成為理論，為以后的設計打下基礎。? 從校門走出后,一定要重視實踐經(jīng)驗的積累,要多學多問。把學校學習的專業(yè)知識綜合的應用起來，這非常重要。體會到把技術(shù)搞好就必須安心的學習，虛心向別人請教，耐心的對待每一個問題，不放過任何一個自己遇到的問題，要善于發(fā)現(xiàn)問題。
在設計過程中，得到崔思海老師的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝！由于經(jīng)驗尚淺，知識把握不熟練，設計中定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。
九．參考文獻
1..段鐵群.《機械系統(tǒng)設計》.科學出版社；
2.于惠力，向敬忠，張春宜.《機械設計》.科學出版社；
3.潘承怡，蘇相國. 《機械設計課程設計》，哈爾濱理工大學；
4.戴署.《金屬切削機床設計》.機械工業(yè)出版社；
5.陳易新，《金屬切削機床課程設計指導書》；
6.《機床設計手冊》2 上冊。
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