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一張主軸箱A0的 一張主軸箱剖面A1的 還有張主軸零件工作圖A1的 3張圖 5號晚交貨 《目錄》 摘要------------------------------------------------------------1 第1章 緒論…………………………………………….3 第2章 運動設計…………………………………………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 結束語………………………………………………….21 參考文獻…………………………………………………21. 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)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數(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，簡化結構，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。 第一章 緒論 （一） 課程設計的目的 《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、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，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，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；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問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。 （二） 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求 1 課程設計題目和主要技術參數(shù) 題目：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)：Nmin=75r/min；Nmax=750r/min；Z=11級；公比為1.26；電動機功率P=3.5/5KW；電機轉速n=710/1420r/min 2 技術要求 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。 3. 進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。 第二章 運動設計 1 運動參數(shù)及轉速圖的確定 （1） 轉速范圍。Rn== 750/75=10 （2） 轉速數(shù)列。查《機械系統(tǒng)設計》表 2-9標準數(shù)列表，首先找到75r/min、然后每隔3個數(shù)取一個值，得出主軸的轉速數(shù)列為75 r/min、95 r/min、118r/min、150 r/min、190 r/min、236 r/min，300 r/min，375 r/min，475r/min，600r/min，750r/min共11級。 （3） 定傳動組數(shù)，選出結構式。對于Z=11可按z=12寫出結構式，并且有一級速度重復。即：Z=11=31×23×25。 （4）根據(jù)傳動結構式,畫結構圖。 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=31×23×25,可知第二擴大組的變速范圍 滿足“升2降4”要求，其結構網(wǎng)如圖2-1。 圖2-1結構網(wǎng) Z=11=31×23×25 （5） 畫轉速圖。轉速圖如下圖2-2。 圖2-2 系統(tǒng)轉速圖 （6）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(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)設計要求Zmin≥17,原則。并且變速組內取模數(shù)相等，變速組內由《機械系統(tǒng)設計》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 1:2.5 1.6：1 1:2 代號 Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z 齒數(shù) 46 74 40 80 34 86 74 46 40 80 2 主軸.傳動件計算 2.1 計算轉速 （1）.主軸的計算轉速 本設計所選的是中型普通車床，所以由《機械系統(tǒng)設計》表3-2中的公式 ＝75× ＝138.9r/min 取150 r/min (2). 傳動軸的計算轉速 在轉速圖上，軸Ⅱ在最低轉速150r/min時經(jīng)過傳動組b的74:46傳動副，得到主軸轉速為236r/min。這個轉速高于主軸計算轉速，在恒功率區(qū)間內，因此軸2的最低轉速為該軸的計算轉速即nIIj=150/min,同理可求得軸1的計算轉速為nIj=375r/min （3）確定各齒輪計算轉速 由機械設計知識可知，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速。在傳動組b中Z46在軸Ⅲ上具有的轉分別為236r/min,300r/min,375r/min,475/min,600r/min,750r/minz這六種轉速都在恒功率區(qū)間內，即都要求傳遞最大功率所以齒輪Z46的計算轉速為這六種轉速的最小值即=236r/min 同理可求得其余兩對嚙合齒輪中危險齒輪的計算轉速即 , =375r/min =300r/min 2驗算主軸轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即 |實際轉速n`-標準轉速n| ------------------------------- 〈 10(-1)％ 標準轉速n 對于標準轉速n=75r/min時，其實際轉速n`=375×34/86×40/80=74.13r/min 1.16％〈10(1.26-1)％=2.6% 因此滿足要求。 同理可得各級轉速誤差如表 各級轉速誤差 n 75 95 118 150 190 236 300 475 600 950 n` 74.13 94.75 118.42 150.72 189.47 236.84 300 475 600 950 誤差 1.16％ 0.3％ 0.4％ 0.5％ 0.3％ 0.4％ 0 0 0 0 各級轉速都滿足要求，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 在設計初期，由于主軸的結構尚未確定，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） ----該軸的計算轉速 ---該軸每米長度的允許扭轉角，=~。 取= =3.5/5Kw,驗算3.5Kw。 軸Ⅰ：TI =955=85568(N.mm) =1.64 =33.29mm 取36mm 軸Ⅱ：TII ＝955＝206280（N.mm） dII =1.64 =41.48mm 取42mm 軸Ⅲ： TIII ＝955＝203096（N.mm） dIII =1.64 =41.32mm 取42mm 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)34為準 m=16338 =2.72 取m=3 軸Ⅱ-軸Ⅲ：以最小齒輪齒數(shù)40為準 m=16338=2.89 取m=3 （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 φm=6~10 取φm=8 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) 46 74 34 86 40 80 分度圓直徑 138 222 102 258 120 240 齒頂圓直徑 144 1228 108 264 126 246 齒根圓直徑 130.5 214.5 94.5 250.5 112.5 232.5 齒寬 25 25 25 25 25 25 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，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=3.5kW; -----計算轉速（r/min）. =150（r/min）; m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）; B----齒寬（mm）;B=25（mm）; z----小齒輪齒數(shù)；z=40; u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2; -----壽命系數(shù)； = ----工作期限系數(shù)； T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -----齒輪的最低轉速（r/min）, =150（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： =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` 齒數(shù) 74 46 40 80 分度圓直徑 222 138 120 240 齒頂圓直徑 1228 144 126 246 齒根圓直徑 214.5 130.5 112.5 232.5 齒寬 25 25 25 25 按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，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=3.5，=355； 可求得： =619 Mpa =135Mpa 3 帶傳動設計 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)確定中心距調整范圍 (13)小輪包角. 求帶根數(shù) (1).確定額定功率P0 (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）帶輪結構. 由機械設計表3.5查的 Pc＝KAP＝1.1×3.5＝3.85Kw 根據(jù)參考圖3.16及表3.3選帶型及小帶輪直徑 D2＝（1－ε）D1n1n2＝（1－0.01）×2×100＝198mm 按表3.3取標準值 =3.72m/s =1277.5 按表3.2取標準值 =413.74mm α＝180。- =180。-（100/415）57.3= 由D1及n1查表3.6并用線性插值法求得P0=0.7Kw 由《機械設計》表 3.7 kα=0.96 由《機械設計》表 3.8 kL=0.9 由《機械設計》表 3.9△P0=0.09 =5.38 =139.74N （《機械設計》表 3.1 ） = =1660N 略. KA＝1.1 Pc＝3.85Kw A型 ?。?00mm 取D2＝200mm 滿足要求 ＝400mm =1250mm a=415mm α＝168.6。>120。合格 P0=0.7Kw kα=0.96 kL=0.9 △P0=0.09 取z=6 =140N FQ=1660N 4 主軸合理跨距的計算 設機床最大加工回轉直徑為?400mm,電動機功率P=3.5kw，,主軸計算轉速為150r/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，主軸最大輸出轉矩 TIII ＝955＝203096（N.mm）設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直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m； 切削力（沿y軸） Fc=203.096/0.09=2256N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=1128N 總作用力 F==2522.28N 此力作用于工件上，主軸端受力為F=2522.28N。 先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=2522.28×=3783.42N RB=F×=2522.28×=1261.14N 根據(jù)《機械系統(tǒng)設計》得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15 主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I==113.8×10-8m4 η===0.14 查《機械系統(tǒng)設計》圖 得 =2.0，與原假設接近，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)結構的需要，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 3.5.1電動機的選擇： 轉速n＝710/1420r/min，功率P＝3.5/5kW 選用Y系列三相異步雙速電動機 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： b×h×L=8 安裝齒輪處選擇花鍵規(guī)格： N× d×D×B II軸選擇花鍵規(guī)格： N× d×D×B III軸選擇花鍵規(guī)格： N× d×D×B 3.5.4變速操縱機構的選擇：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： 將上式計算的結果代入得： 由文獻【6】，查得支承處的=0.001 因〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。 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。 結束語 經(jīng)過兩周的課程設計，在老師的耐心指導和自己的努力分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，這次課程設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)基礎知識， 同時也是對《機械系統(tǒng)設計》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，熟悉了一些設計思想懂得了一些設計中的注意事項.本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，學會應用標準，規(guī)范，和查閱相關資料的本領，掌握了機械設計的基本技能，對以后的工作有很大的幫助。 參考文獻 【1】 段鐵群.《機械系統(tǒng)設計》. 科學出版社，第一版； 【2】 孫全穎.《機械精度設計與質量保證》哈爾濱工業(yè)大學出版社 【3】于惠力,向敬忠.《機械設計》.高等教育出版社，第四版； 【4】于惠力,張春宜. 《機械設計課程設計》，科學出版社； 【5】戴署.《金屬切削機床設計》.機械工業(yè)出版社； 【6】陳易新，《金屬切削機床課程設計指導書》； 【7】《金屬切削機床典型結構圖集》主傳動部件 【8】《機床設計手冊》2 上冊。 千萬不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印?！敖Y論”以前的所有正文內容都要編寫在此行之前。 - 1 -