《臥式車床主傳動系統(tǒng)設計2》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《臥式車床主傳動系統(tǒng)設計2（24頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 HUNAN UNIVERSITY OF TECHNOLOGY 《臥式車床主主傳動系統(tǒng)設計》 課程設計說明書 學院、系： 機械工程學院 專 業(yè)： 機械工程及自動化 學生姓名： 班 級： 指導教師姓名： 姚建明 職稱：副教授 最終評定成績： 2015年12月10日至2016年01月09日 目錄 1普通車床傳動系統(tǒng)的設計參數(shù) 2參數(shù)的擬定 3傳動設計 4傳動件的估算 5動力的設計 6結構設計及說明 7參考文獻 8總結 一、普通車床傳動系統(tǒng)的設計參數(shù) 1.1普通車床傳動系統(tǒng)設計的設計參數(shù)： (a)主軸最低轉速15主軸最高轉速1500 (b)公比小

2、=1.26 ; (c)電機功率為7.5KW, (d)電機轉速為1440r/min。 二、參數(shù)的擬定 2.2電機的選擇 已知異步電動機的轉速有 3000 r/min、1500r/min、1000r/min、750 r/min ,已知P額=7.5KW根據(jù)《車床設計手冊》附錄表2選Y132M-4額定功率 7.5 kw,滿載轉速為 1440 r/in , "=0.87。 Rn=Nma/ "二 Z=lg4+1 z=n 為了方便計算取 N min lg : z==12 三、傳動設計 3.1 主傳動方案擬定 此次設計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。 3.2 傳動結構式、結構網(wǎng)的選

3、擇 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有 Zp ZT……個傳動副。即Z=ZiZ2Z3…… 傳動副中由于2構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： Z=2ax 3b ,可以有 3 種方案：12=3X 2X2; 12=2X 3X 2; 12=2X 2X3 傳動式的擬定 12級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸 變速箱的具體結構、裝置和性能。 主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，最后一個傳動組的傳動副常 綜上所述，選傳動式為12=3X 2X2。 結構式的擬定 對于12=3X 2X2

4、傳動式，有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為： 12=32 x 2i X 26 12=3i X 23 X 26 12=& x 22 x 2i 12=34 x 21 x 22 12=31 x 26 x 23 12=3 x 26 x 21 根據(jù)主變速傳動系統(tǒng)設計的一般原則傳動順序與擴大順序相一致的原則 12 = 3 23 4 12 = 3X x 23 x 26 電 I II III IV 144。r Ulin 轉速圖 31.S r. min 1400r min 1D00 r min 710 r min 00r min 3S5 r tnin 250r min IRQ r min 1

5、25 e, qiId 90r. mln riir nim 45 r in in 四、傳動件的估算 4.1三角帶傳動的計算 三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑, 宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用 作電機輸出軸的定比傳動。 (1)選擇三角帶的型號 根據(jù)公式：p,=Kap=1.1 7.5=8.25kw 式中P---電動機額定功率，Ka--工作情況系數(shù) 因此選擇A型帶。 (2)確定帶輪的計算直徑Di，D2 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑 D1不宜過小，即Di>Dmin o

6、查《機械設計》表 8-3, 8-7取主動輪基準直徑 D =125mm 由公式：D2」D1 (1 一 ；) n2 D2 式中：n「小帶輪轉速，n7大帶輪轉速，所 1440 二 又125(1 —0.02) =248.45 ,取整為 250mm 710 (3)確定三角帶速度 D1nl 3.14 125 1440 按公式：V = = 60 1000 60 1000 = 9.95% 取: 因為5m/min

7、:二A 2 2 D1 D2 mm 即：262.5mm< A0 <750mm 取 A0 =600mm. (5)三角帶的計算基準長度Lo 二 D、-D 二 L[ = A 二 D D： 一.一 - 八。 2 3.14 250 -125 L0 =2 600 — 125 250 2 4 600 = 1795.5mm 由《機械設計》表8-2 ,圓整到標準的計算長度 L = 1800 mm (6)驗算三角帶的撓曲次數(shù) u : 1000mV = 11.06 M 40 % 符合要求 o ⑺確定實際中心距A A =A0 L - L。 2 = 600 +(1800

8、-1795.5/2 -602.25mm (8)驗算小帶輪包角Q ,輪上包角合適 (9)確定三角 四電1800 _D2 f 父57.50 =168 >120帶根數(shù)Z A .旦? r pca 4^r： z 二 Po Pok.ki 傳動比：i =v_ =1440/710 = 2.0 V 查表得 如。=0.40KW, po = 3.16KW; k/0.97 ; , K =0.95 = 2.19 3.16 0.4 0.97 0.95 7.18 所以取Z=3根 (10)計算預緊力 查《機械設計》表 8-4 , q=0.18kg/m 匚 ncc Pca 2.5 , 2

9、 F0 =500 --1 +qv vz

10、hf =9.0,e=12, f =8,、5所=5.5, =38 帶輪寬度：B=z-1e2f = 5-1 82 7 = 64mm 分度圓直徑：dd = 280mm, d1 =1.9D =1.8 100mm = 180mm , 「八 1 L = B = 64mm, C =5/ 28 B =11.4 12mm 4.3 傳動軸的估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復 載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有 較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾， 除了載荷很大的情況外，可以不 必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不

11、至發(fā)生過大的變形。 因此，必須保 證傳動軸有足夠的剛度。 主軸的計算轉速 主軸 nj =nm*3-1計算轉速為主軸從最低轉速算起，第一個 %轉速范圍 z 1 內的最高級轉速，即為n1V =90r/min。同理有公式n =n中3可以得出各軸的計 j min 算速度：Nm=180r\min、Nn=335r\min、Ni =710r\min。 各軸直徑的估算 d _ KA4i——mm \ Nj 其中：P-電動機額定功率 K-鍵槽系數(shù) A-系數(shù) ”-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積; nj-該傳動軸的計算轉速。 計算轉速nj是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳

12、動件的計算轉速可 以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。 I 軸：K=1.05, A=110 所以 d1 =(110 1.05) 4 7.5 0.96 = 36.7( mm), 取 40mm II 軸：K=1.05, A=110 d2 =(110 1.05)4 7.5 0.96 0.99 0.98 335 = 43.9 mm , 取 45mm 田軸：K=1.05, A=92 d3 =(92 1.05)4 6.98544 0.99 0.98 180 = 42.5 mm , 取 45mm IV 軸：K=1.05, A=92

13、 d4 =(92 1.05)4 6.98544 0.99 0.98 0.99 0.98 90 取 54mm = 50.2 mm 此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整 4. 4齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算 齒輪齒數(shù)的確定 當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù) 可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。 對于變速組內齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標 準公比的整數(shù)次方時，變速組內每對齒輪的齒數(shù)和 Sz及小齒輪的齒數(shù)可以從表 3-6 （機械制造裝備設計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應在 17?21。采 用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪

14、的最大齒輪 之間的齒數(shù)差應大于或等于4,以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 第一組齒輪： 傳動比：U1 = 4 U2 T - 1.26 U3 2 -1.262 齒數(shù)和Sz取72 Z=24, Z2=30, 第二組齒輪： Z3=36, Z4=48, Z5=42, Z6=36； 傳動比：u1 =1, U3 3 1.263 齒數(shù)和Sz取84: Z7 =22, Z8 =42, Z9=62, Zio=42; 第三組齒輪: 傳動比：u1 ：2 1.262 齒數(shù)和Sz取90: Zn=18,乙2二60,乙3=72,

15、Z14=30; 各齒輪齒數(shù)表： 乙 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 乙 Zn 乙2 乙3 Z14 24 30 36 48 42 36 22 42 62 42 18 60 72 30 齒輪模數(shù)的計算 (1)彎曲疲勞(根據(jù)齒輪最多的齒輪進行計算與計算) 齒輪彎曲疲勞的估算mw _323 ZxQ Z4： mw32t：48715r2.43 Z9： mw _323 一7.5 =3.17 62 125 Z13： 75 mw E方@=3.36 (2)齒面點蝕估算 2A Z4： A _3

16、703 Z9： Z13： mj Zj Zj 75 = 102.29 355 A 之3703175 =144.85 125 A -3703 7.5 =161.61 90 mj mj mj 燈;2.84 24 48 289.7 = 3.45 22 62 吟=3.59 18 72 齒數(shù)模數(shù): 第一變速組 第二變速組 第二變速組 mw 2.43 3.17 3.36 mj 2.84 3.45 3.59 取m 4 4 4 (3)標準齒輪：u =20度，h*a = 1，c*=0.25 從機械原理表10-2

17、查得以下公式 齒頂圓 da = (z1 + 2h*a)m 齒根圓 df =(乙 2h*a 2c*)m 分度圓d = mz 齒頂高 ha = h*am r J r I . . . * * . 齒根局 hf = (h a + c )m 齒輪的具體值見表 齒輪尺寸表： 齒輪 齒數(shù)Z 模數(shù)M 分度圓D 齒頂圓da 1 24 4 96 104 2 30 4 120 128 3 36 4 P 144 152 4 48 4 192 200 5 42 4 168 176 6 36 4 P 144 152 7 22 4

18、 88 96 8 42 4 168 176 9 62 4 248 256 10 42 4 168 176 11 18 4 72 80 12 60 4 240 248 13 72 4 288 296 14 30 4 120 128 齒輪 齒根圓d f 齒頂局ha 齒根高hf 1 106 4 5 2 130 4 5 3 154 4 5 4 202 4 5 5 178 4 5 6 154 4 5 7 98 4 5 8 178 4 5 9 258 4

19、 5 10 178 4 5 11 82 4 5 12 250 4 5 13 298 4 5 14 130 4 5 齒寬確定 由公式B=，mFm=6~10,m為模數(shù))得: 第一套嚙合齒輪BI = 6~10 3 = 18 ~ 30mm 第二套嚙合齒輪 BII = 6~10 3.5 = 21~ 35mm 第三套嚙合齒輪B川=6 ~10 4 = 24 ~ 40mm 一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒 寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比小齒輪齒寬大 所以 B =25mm, B2 =22mm; B3 = 2

20、5mm , B4 = 22mm , 4 B5 =27mm, B6 = 25mm, B7 = 25mm B8 = 25mm, B9 = 27mm, B10 = 25mm B1 =27mm,B12 =25mm,B13 = 25mm, B14 = 27mm 齒輪結構設計 當160mm w da w 500mm時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn) 敲定把齒輪14做成腹板式結構。其余做成實心結構。齒輪 14計算如下： D -da - 10~14 Mn = 288 -12 4 = 240mm D4 =d4 =54mm, D3 =1.6d3 = 1.6 父 45 = 72mm,

21、D2 = 0.25~0.35 D0 -D3 = 0.3 240 - 72 =50.4mm D1 ND。 D3 /2=158mm,C -12mm 4.5傳動軸間的中心距 , d1 d2 96 192 d - = = = 144mm -- 2 2 , 168 168 d[I = = 168mm , 240 120 … d in _iv = = 180mm 4.6軸承的選擇 I軸 II軸 in軸 iv軸 6208 D=80 B=18 7207C D=72 B=17 7207C D=72 B=17 7208C D=80 B=18 深溝球軸承 圓錐滾子軸承 圓

22、錐滾子軸承 圓錐滾子軸承 五、動力設計 5.1傳動軸的驗算 由于變速箱各軸的應力都比較小，驗算時，通常都是用復合應力公式進行 計算: . M 2 0.572 . . 一二一w —4] (MPa 名為復合應力(MPa ——[仃b]為許用應力(MPa ——w為軸危險斷面的抗彎斷面模數(shù)

23、 d3 o 頭心軸：W (mm ) 32 空心軸：w =-d-[1 -(d)4](mm3) 32 D 花鍵軸：W 上"-⑴①d)2 (mm3) 32二D 32二 — —d為空心軸直徑，花鍵軸內徑 — —D為空心軸外徑，花鍵軸外徑 do為空心軸內徑 — —b為花鍵軸的鍵寬 — —Z為花鍵軸的鍵數(shù) M為在危險斷面的最大彎矩 M = wM 2 + M ； N - mm T為在危險斷面的最大扭矩 4 N T =955 10 N j ——N為該軸傳遞的最大功率 ——N為該軸的計算轉速 齒輪的圓周力：R =空 D 齒輪的徑向力：Pr =0.5P I軸的強度計

24、算 I 軸：PI =7.5 0.872 0.96 = 6.26 nI =9.55 104 N Nj -9.55 104 6.26 x 710 = 84201.408N m 作用在齒輪上的力的計算 已知大齒輪的分度圓直徑: d=mz=48< 4=192mm 圓角力：Ft =2- =2 74728.75 =778.42N D2 192 徑向力：Fr=0.5Ft=0.5 778.42 = 389.21N 軸向力：Fa =Ft =778.42N 方向如圖所示： 由受力平衡：F拉+F2 +E +F,=0 F 拉=1759.2N Fr =389.21

25、N 所以52+弓=—(1759.2+389.21 ) =—2148.41N 以a點為參考點，由彎矩平衡得： 105Fi+F.(105+40) - F2 (300+40+105 =0 所以：F1=1635.65N F2=512.76N 在V面內的受力情況和彎矩圖如下: 受力平衡：Fe Ft -Fl -F2 =0 即：1759.2+778.42 - F1 - F2 =0 以a點為參考點，由彎矩平衡： Fi X 105- Ft X ( 105+40) +F2 (300+ 105+ 40) =0 所以 F1=2989.32N F2=451.7N 主軸抗震性

26、的驗算 (1)支撐剛度，包括軸承的彈性變形和坐圈接觸變形 向心推力球軸承：、??二(0.7~0.002 ) d 圓錐孔雙列向力短圓柱滾子軸承： 0.4 3 ,、 ="=——父10 — R，(mm d 前軸承處 d=100, d，=100, R=5400kgf, R，= 12500kgf 所以：6r=0.0108mm 6rl=0.0251mm 坐圓外變形：、?.;二絲(13) 二 db D 對于向心球軸承：D=150, d=100, b=60,取k=0.01 所以： 4 5400 0.01 60 、r (1 ) = 0.016mm 3.14 100 60 150 R

27、=12500kgf 對于短圓柱滾子軸承：D=15Q d=100, b=37,取k=0.01 , 所以： =0.053mm 4 12500 0.01 … 37、 (1 一) 3.14 100 37 150 所以軸承的徑向變形: 、尸、r 、；』0.06 0.016-0.076mm 、r1 =、r1+、r1 =0.05+0.053=0.103mm 支撐徑向剛度： k=— =5400 =71052.63kgf /mm 、r 0.076 R 12500 . k[=——= =121359.22kgf / mm r1 0.103 (2)量主要支撐的剛度折算到切削點的變形 2

28、 Yz = —P— [(1 kA)a2 在 1)] 9.8kA kB L L 其中 L=419mm &=121359.2kg/mm 所以： Y"dPA [(i 必鳥 當 1)] kB L2 L 2940 121359.22 1252 2 125 [(1 )—2 1)] 9.8 121359.22 78709.89 419 419 =0.0045mm (3)主軸本身引起的切削點的變形 Pa2L Ys =1FT 其中：P=2940N a=125mm L=419mm E=2X 107N/cm, D=91mm I=0.05 (D

29、-d4) =0.05 X (914-464) =3163377.25mrm 所以： Pa2L Ys = 3FI 2 2940 1252 419 3 2 107 3163377.25 = 4.25 103mm (4)主軸部件剛度 2940 八3 二 Yz Ys 0.0045 0.00425 =336000 N / mm = 336N /」m (5)驗算抗振性 K _ Cd Rm cos ： 2 ；(1 ；) 則: blim 2K ；(1 ：) Kcd cos : 所以: 2K ；(1 ；) blim 一 ■ Kc

30、d cos - 2 336 0.03(1 0.03) 2.46 cos68.8 22.6mm 0.02 Dmax =10mm 所以主軸抗振性滿足要求。 選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒 這里要驗算的是齒輪 2,齒輪7,齒輪12 5.2齒輪校驗 在驗算算速箱中的齒輪應力時， 輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。 這三個齒輪。 (1)接觸應力公式： _ _ 2088 104 u 1 k kvkaksN f zm .： uBn j u---- 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比； kp---齒向載荷分布系數(shù)；kv----動載荷系數(shù)；kA----工況系數(shù)； ks—壽命系數(shù) 查《

31、機械裝備設計》表10-4 及圖10-8及表10-2分布得 kH b = 1 . 1 & ,f b 1 .k2 0 ; k1 A0 5, 假定齒輪工作壽命是48000h,故應力循環(huán)次數(shù)為 N =60njLh = 60 父 5004 48000 = 1“ 109 次 查《機械裝備設計》圖10-18得KFN =09KHN =0.9 ，所以： 2088 103 18 4 3 — = 1.024 10 MPa 一 ：21 500 18 (2)彎曲應力： _ _5 _ 191 105k：kvkaksN w - O _ zm2BYnj Y=0.378,代入公式求得：仃w =

32、158.5Mpa 查《機械設計》圖10-21e,齒輪的材產選40Cr （滲碳），大齒輪、小齒輪的硬 度為 60HRC 故有[%] = 1650MPa ,從圖 10-21e 讀出 bw】 = 920MPa。因為： of <[afVw<[

33、P n 7.5 0.96 一 T =9550 59.3 Nm 710 齒輪受力 2T 2 59.3 Fr = — = 3 =1412 N d 60 103 根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為 Rvi = Frll -1060 N I1 I2 Rv2 =1412-1060 = 352 N 因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按《機械設計》 表10-5查得fp p 為 1.2 至ij 1.8 ,取 3 =1.3,則有: p P1 = fpX1R1 =1.3 1062 = 1378 N P2 =fpX2R2 =1.3 352=457.6

34、 N 軸承的壽命 因為P1 > P2 ,所以按軸承1的受力大小計算: Lh=吠(C)；=^^(^)3 =38309.1 h 60n pi 60 850 1378 故該軸承能滿足要求。 六、結構設計及說明 6.1 結構設計的內容、技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪和齒輪等） 、主軸 組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置， 用一張展 開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外， 著重考慮以下幾個方面的問題。 精度方面的要求，剛度和抗震性

35、的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度 和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化 的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避 免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： 布置傳動件及選擇結構方案。 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時正。 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置， 以確定 各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。 6.2 I軸（輸入軸）的設計 將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端， 軸變形較大，結構上應注意加 強軸的剛度或

36、使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置）。我們采用的卸荷裝置一般是 把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承?；瑒虞S承在一些性 能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小?？仗X輪需要有軸向定位，軸承 需要潤滑。 6.3 齒輪塊設計 齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。 也就是 說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。 同時由于齒輪制造及安裝誤差等， 不可 避免要產生動載荷而引起振動和噪音， 常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸 回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。 齒輪塊的結構形式很多，取決于下列

37、有關因素： 是固定齒輪還是滑移齒輪。 移動滑移齒輪的方法。 齒輪精度和加工方法。 6.4 傳動軸的設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器 等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。 首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良， 軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤 差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產中，有專門加工花鍵的銃床和 磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸 也常采用花鍵軸。 花鍵軸承載

38、能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。 軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是 加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑 D刀為65?85mm。 機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪 聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工 精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配 方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承 的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。 七、主要參考文獻資料 [1]《機械設計》銀金光、劉揚主編.清華大學出版

39、社 [2]《機械原理（第七版）》.孫恒、陳作模主編.高等教育出版社 [3]《工程力學》.劉中全、黃璟主編.兵器工業(yè)出版社 [4]《數(shù)控編程技術》.張超英、謝富春主編.化學工業(yè)出版社 [5]《機械制造裝備設計》關慧貞主編，機械工業(yè)出版社 八、總結 對于現(xiàn)代生產，幾乎全部利用機床加工。機床是工業(yè)之母，它的技術含量的 高低直接影響著產品質量的高低。隨著產品質量的精密化，產品品種的多樣化， 這對機床設備的要求越來越高！主傳動系統(tǒng)是機床的核心部分，它將直接影響機 床加工的精確性、可靠性。因而，對機床主傳動系統(tǒng)的設計顯得十分重要。 在此次設計過程中我通過查閱大量有關資料， 與同學交流和自學，使自己學 到了不少的知識，也經歷了不少的艱辛，但也有了巨大的收獲。在整個設計過程 中我懂得了許多，也培養(yǎng)了我獨立工作的能力，樹立了對自己工作的信心，相信 這對我以后的學習、工作和生活方面都會有非常重要的影響。 而且大大的提高了 動手的能力。 機床傳動系統(tǒng)的設計涉及了多門機械課程。通過此次設計能夠提高個人的專 業(yè)素質和培訓同學間的團體協(xié)作精神，對我們未來的發(fā)展和立足社會有著很大的 幫助。在設計過程中所學到的東西是這次課程設計的最大收獲和財富， 使我終生 受益。