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《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
取＝100mm
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。
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