360mm輕型車床主傳動系統(tǒng)的設計【含CAD圖紙優(yōu)秀畢業(yè)課程設計論文】

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購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 360型車床主傳動系統(tǒng)設計 摘 要 本文研究的主要是 360類主傳動系統(tǒng)的設計可用于以適應當前我國機床工業(yè)發(fā)展的現狀，具有一定的經濟效益和社會效益。 本次設計主要包括根據一些原始數據（其中包括機床電機的滿載功率、最高轉速等）結合實際條件和情況對 360根據擬定的參數，進行傳動方案的比較，確定傳動方案，繪制出此主傳動的機構圖，并進行主軸的設計。 本文運用大學所學的知識，提出了輕型車床的結構組成、工作原理以及主要零部件的設計中所必須的理論計算和相 關強度校驗，構建了輕型車床總的指導思想，從而得出了該輕型車床的優(yōu)點是高效，經濟，并且加工精度高，運行平穩(wěn)的結論。 關鍵詞 ： 360 主傳動系統(tǒng) 工作原理 結論 is 60 of be to to s of to of to of to on In of on in is in 360 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 目錄 概述 .................................................................. 04 第一章 總體設計方案擬定 ............................................... 06 ..................................................... 06 ........................................................... 06 ............................................. 06 ....................................................... 06 第二章 參數擬定 ...................................................... 07 60參數和基本參數 ..................................... 07 級轉速確定 ...................................................... 07 第三章 主傳動機構設計 ................................................. 08 定主傳動方案 .................................................... 08 動方案的比較 .................................................... 10 級傳動比的計算 .................................................. 12 級轉速的確定方法 ................................................ 13 第四章 主軸的動力計算 ................................................. 14 第五章 主軸的設計和驗算 ............................................... 22 軸的結構設計 .................................................... 23 軸的強度校核 .................................................... 26 第 六 章 結論 ........................................................... 41 致謝 .................................................................. 42 參考文獻 .............................................................. 43 概述 這次畢業(yè)設計中 ,我所從事設計的課題是 360型車床主傳動系統(tǒng)的設計。此類車床屬于經濟型中檔精度機床，這類機床的傳動要求采用手動與電控雙操縱方式，在一定范 圍內實現電控變速?？傮w的設計方案就是對傳動方案進行比較，繪出轉速圖，對箱體及內部結構進行設計，包括軸和齒輪的設計、校核等。 由于機械工程的知識總量已經遠遠超越個人掌握所有，一些專業(yè)知識是必不可少的。但是過度的專業(yè)知識分割，使視野狹隘，可以多多參加技術交流，和參加科研項目，縮小范圍，提升新技術的進步和整個塊的技術，提高外部條件變化的適應能力。封閉的專業(yè)知識的太狹隘，考慮的問題太特殊，在工作中協(xié)調困難，不利于自我提高。因此，自上世紀第二十年代末，出現了一體化的趨勢。人們越來越重視基礎理論，拓寬領域，對專業(yè)合并的 分化。機械工程可以增加產量，提高勞動生產率，提高生產的經濟效益為目標，并研制和發(fā)展新的機械產品。在未來，新產品的開發(fā)，降低資源消耗，清潔的可再生能源，成本的控制，減少或消除環(huán)境污染作為一個超級經濟目標和任務。機器能完成人的手和腳，耳朵和眼睛等等器官完全不能直接完成的任務?，F代機械工程機械和機械設備創(chuàng)造出更多、更精美的越來越復雜，很多幻想成為過去的現實。人類現在能成為天空的上游和宇宙，潛入海洋，數十億光年的密切觀察，細胞和分子。電子計算機硬件和軟件，人類的新興科學已經開始加強，并部分代替人腦科學，這是人工智能 。這一新的發(fā)展已經顯示出巨大的作用，但在未來幾年還將繼續(xù)創(chuàng)造出不可思議的奇跡。人類智慧的增長并沒有減少手的效果，而是要求越來越精致，手工制作，更復雜的工作，從而促進手功能。又一方面實踐促進人腦智力。在人類的進化過程中，以及在每個人的成長過程中，大腦和手是互相促進和平行進化。 大腦和手之間的人工智能和機械工程的近似關系，唯一不同的是，智能硬件還需要使用機械制造。在過去，各種機械離不開人類的操作和控制，反應速度和運算精度的進化是非常緩慢的大腦和神經系統(tǒng)，人工智能將消除這種限制。相互促進，計算機科學和機械工程進展 之間的平行，將在更高層次的新一輪發(fā)展的開始使機械工程。在第十九世紀，機械工程的知識總量仍然是有限的，大學在歐洲，它與一般的土木工程是一門綜合性的學科，稱為土木工程，下半場的第十九個世紀成為一門獨立的學科。在第二十世紀，隨著機械工程和知識增長的發(fā)展開始分解，機械工程專業(yè)，有分支機構。在第二十世紀中期趨勢分解，在時間之前和之后的第二次世界大戰(zhàn)結束時達到的峰值。由于機械工程的知識總量已經遠遠從個人掌握所有，一些專業(yè)是必不可少的。但是過度的專業(yè)知識使分割，視野狹隘，可以查看和統(tǒng)籌大局和全球工程和技術交流，縮小范圍， 新技術的進步和整個塊的技術，外部條件變化的適應能力差。封閉的專業(yè)知識的專家太狹，考慮的問題太特殊，在工作協(xié)調困難，不利于自我提高。因此，自 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 上世紀第二十年代末，出現了一體化的趨勢。人們越來越重視基礎理論，拓寬領域，對專業(yè)合并的分化。綜合職業(yè)分化和發(fā)展知識循環(huán)過程的合成，是合理和必要的。從不同的專業(yè)和專業(yè)知識的專家，也有綜合的知識了解不夠，看看其他學科和項目作為一個整體，從而形成一種相互強烈的集體工作。綜合和專業(yè)水平。有機械工程全面而專業(yè)的沖突；在綜合性工程技術也有綜合和專業(yè)問題。在人類所有的知識，包括社會科學 ，自然科學和工程技術，有一個更高的水平，更廣泛的綜合性和專業(yè)性的問題。 第一章 總體設計方案擬定 擬定主運動參數 機床設計的初始，首先需要確定有關參數，它們是傳動設計和結構設計的依據，影響到產品是否能滿足所需要的功能要求。根據擬定的參數、規(guī)格和其他特點，了解典型工藝的切削用量，了解極限轉速級數 Z、主傳動電機功率 N。 運動設計 根據擬定的參數，通過結構網和轉速圖的分析，確定傳動結構方案和傳動系 統(tǒng)圖。傳動方案有多種，傳動型式更是式樣眾多，比如：傳動型式上有集中傳動的主軸變速箱。分離傳動的主軸箱與變速箱；擴大變速范圍可以用增加傳動組數，也可用背輪機構、分支傳動等型式；變速型式上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。然后計算各傳動比及齒輪的齒數。 動力計算和結構草圖設計 估算齒輪模數 m 和軸頸 d，選擇和計算離合器。 將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排、布置和設計。 軸和齒輪的驗算 在結構草圖的基礎上，對一根傳動軸和齒輪的剛度、強度進行校核。 第二章 參數擬定 360此車床是大型 360型車床，根據任務書上提供的條件：此車床最大轉數1800機滿載功率 此車床的主軸轉速可分高低兩檔 ,共有 12 級轉速：其中高低兩檔各有 6級轉速，低速檔時40/, 45r/速檔時800 r/235 r/ 此車床床身上最大回轉直徑為 ? 400軸端部型式為 軸通孔直徑為 ? 20 主軸孔錐度為公制 70；其中 電機的轉速和功率分別為 1000/1500 r/4/ 各級轉速的確定 已知主軸的轉速分為 12 級，又分為高低兩檔，其中高檔最大轉速 1800r/小轉速 235 r/ 1800/235== 1?z? [1] 當機床處于低速檔時 ,主軸共有 6級，轉速范圍nR=5340=1?z? ，即 ? = 1? ? =已知 45,查標準數列表 (見參考文獻 1第 6頁 )45,就可每隔六個數取得一個數 ,得低速檔的 6級轉速分別為 45,67,103,154,230,340 r/當車 床處于高速檔時 , 主軸共有 6級，轉速范圍nR=351800=1?z? ，即 ? = 1? ? =已知 1800 ,查標準數列表 (見參考文獻 1第 6頁 ). 從表中找到800, 就可每隔六個數取得一個數 ,得高速檔的 6級轉速分別為 236,354,543,815,1200,1800 r/ 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 第三章 主傳動機構設計 3． 1 主擬定傳動方案 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及其組成、安 排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟性等多方面統(tǒng)一考慮。 傳動方案的比較 采用單速電機 已知變速級數為 Z=12。 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目。 級數為 傳動組分別有 .. Z= 傳動副數由于結構的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數 Z 應為 2 和 3 的因子 Z= 3。 可以有兩種方案 方案一 12=2× 3× 2 傳動齒輪數目 2× （ 2+3+2） =14。 軸向尺寸為 15b。 傳動軸數目為 4 根。 操縱機構較為簡單：兩個滑移齒輪和一個三聯滑移齒輪，可單獨也可集中操縱。 方案二 12=3× 4 傳動齒輪數目 2× （ 3× 4） =14個。 軸向尺寸為 19b。 傳動軸數目為 3 根。 操縱機構較復雜：四聯滑移齒輪作為整體式，滑移長度為 12b；如拆為 2個 雙聯滑移齒輪，需要有自鎖，以保證只有一個齒輪副嚙合。 相比之下，還是傳動副數分別為 2， 3， 2的三個傳動組方案為優(yōu)。 采用雙速電機 車床上，有時采用雙速電機，雙速電機的轉速比：電?=2，傳動系統(tǒng)的公比 ? 應當是 2 的整次方根，本設計中的雙速電機的公比 ? = 2 =時電機的轉速變換起著系統(tǒng)中第一擴大傳動組的作用相應基本組的傳 動級數應為 2，這樣使傳動系統(tǒng)的機械結構簡化。本設計是經濟型輕型車床，采用電控和手動兩種方式，為了結構設計的需要，本設計采用雙速電機。 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 各級傳動比的計算 假設結構如圖： 由于已經設計了各軸之間的相對位置關系，由傳動系統(tǒng)草圖知共有六個傳動比。 分別設齒輪 1和齒輪 4之間的傳動比 為 14i ,齒輪 2和齒輪 5之間的傳動比為25i,齒輪 8和齒輪 9之間的傳動比為 89i,齒輪 3和齒輪 6之間的傳動比為 36i ,齒輪 7和齒輪 10之間的傳動比為710i,帶輪傳動比為輪帶i。 設其中25i<14i <36i。 當處于 低檔時，手動操作使得齒輪 8和齒輪 9嚙合。 當中間的電磁離合器得電，齒輪 2和齒輪 5之間嚙合，當時的主軸轉速最小，為45或 67 r/ 可得 25i×89i×輪帶i× 1000=45r/5i×89i×輪帶i× 1500=67 r/左側的電磁離合器得電， 齒輪 3和齒輪 6之間嚙合，當時的主軸轉速最大，為 226或 340 r/ 可得 36i×89i×輪帶i× 1000=230 r/6i×89i×輪帶i× 1500=340 r/右側的電磁離合器得電，齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合，當時的主軸轉速為 100或 150 可得 14i ×89i×輪帶i× 1000=100 r/14i × 89i × 輪帶i × 1500=150 r/處于高檔時，手動操作使得齒輪 7和齒輪 10嚙合 當中間的電磁離合器得電，齒輪 2和齒輪 5之間嚙合，當時的主軸轉速最小，為236或 354 可得 25i×710i×輪帶i× 1000=235 r/5i×710i×輪帶i× 1500=354 r/左側的電磁離合器得電，齒輪 3和齒輪 6之間嚙合，當時的主軸轉速最大，為1200或 1800 可得 36i×710i×輪帶i× 1000=1200 r/6i×710i×輪帶i× 1500=1800 r/右側的電磁離合器得電，齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合，當時的主軸轉速為 543或 816 可得 14i ×710i×輪帶i× 1000=543 r/4i ×710i×輪帶i× 1500=815 r/這 6各方程聯列可解得 25i≈ 14i ≈ 36i≈ 9i≈ 710i≈ 輪帶i≈ 動比的選用時，應注意的幾個問題，充分使用齒輪副的極限傳動比 1/4，， 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 雖然可以最大限度地獲得變速箱范圍或減少傳動件數，但會導致齒輪和箱體尺寸過大，齒輪線速度增大，容易產生振動和 噪音，要求精度提高。在實踐中，往往不采用降速很小、升速很大的傳動比，特別是中間軸的傳動。因此，從系統(tǒng)的角度考慮，寧可適當增加串聯傳動組的數目，或者用并聯式的分支傳動滿足變速范圍的要求，而避免用極限傳動比的傳動副，以上幾個傳動比都符合要求。 軸轉速的確定方法 由傳動比和電機的轉速，可以計算出各軸的轉速； Ⅰ軸的轉速 Ⅰ軸從電機得到運動，經傳動系統(tǒng)轉化成各級轉速。電機轉速轉速和主軸最高轉速應相接近。顯然，從傳動件在高速運轉下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮，Ⅰ軸不宜將電機轉速降得太低。但如 果Ⅰ軸上裝有摩擦離合器一類部件時，高速下摩擦損耗、發(fā)熱都將成為突出矛盾，因此，Ⅰ軸轉速也不宜太高車床的Ⅰ軸轉速一般取 700～1000 r/右比較合適。另外也要注意到電機與Ⅰ軸的傳動方式，如用帶輪傳動時，降速比不宜太大，和主軸尾部可能干涉。 中間傳動軸的轉速 對于中間傳動軸的轉速的考慮原則是：妥善解決結構尺寸大小與噪音、振動等性能要求之間的矛盾。 中間傳動軸的轉速較高時，中間傳動軸和齒輪承受扭矩小，可以使軸徑和齒輪模數小些，從而可以使結構緊湊。但是，這將引起空載功率和噪音加大。從經驗 知：主軸轉速和中間傳動軸的轉速時，應結合實際情況作相應修正： 1、對于功率較大的重切削機床，一般主軸轉速較低，中間軸的轉速適當取高一些對減小結構尺寸的效果較明顯。 2、對高速輕載或精密機床，中間軸轉速宜取低一些。 3、控制齒輪圓周速度8? ，在此條件下，可適當選用較高的中間軸轉速。 轉速圖擬定 運動參數確定以后，主軸各級轉速就已經知道了，而且根據設計出來的各級齒輪的傳動比，這樣就可以擬定主運動的轉速圖，使主運動逐漸具體化。 電動機 Ⅰ軸 Ⅱ軸 主軸4510315423034023635454381512001800150010000 . 5 3 4 ： 15 3 ： 3 12 0 ： 6 23 5 ： 4 75 4 ： 4 11 7 ： 6 6此車床集中傳動 :公比為 ,級數 Z=12,變速范圍 R=1800/45=40。 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 第四章 主傳動動力計算 齒輪的計算 定齒輪齒數和模數（查表法） 可以用計算法或查表法確定齒輪齒數，后者更為簡便。根據上面計算的傳動比和初步定出的小齒輪齒數，查表即可求出齒輪副齒數之和，再減得大齒輪的齒數。 用查表法求Ⅰ軸和Ⅱ軸上的齒輪的齒數和模數 常用傳動比的適用齒數（小齒輪）（見參考書 1第 20頁）。 選取時應注意： 不產生根切。一般取 18～ 20； 保證強度和防止熱變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚δ≥ 2m,一般取δ＞ 5T/m。 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應當相等。若模數相同，則齒數和亦應相等。但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求。機床上可用修正齒輪，在一定范圍內調整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齒數差不能超過 3～ 4個齒。 防止各種碰撞和干涉。 三聯滑移齒輪的相鄰兩齒輪的齒數差應大于 4。 所以，可以假設其中最小的齒輪 2 齒數 為 20，而且由上可知，齒輪 2 和齒輪 5之間的傳動比為 常用傳動比的適用齒數（小齒輪）表，可找到最接近的傳動比為 時的齒數之和為 82?？傻么簖X輪齒數為 62。 齒輪模數的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞強度計算齒輪模數比較復雜 ,而且有些系數只有在齒輪各參數都已經知道后方可確定 ,所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數。 齒輪彎曲疲勞的估算： ?m≥ 323 1] 其中 =η× 齒輪點蝕的估算： A≥ 3703 ] 其中 大齒輪的計算轉速 , 由中心距 212 ? [1] 根據估算所得?m和 較大得值 ,選取相近的標準模數 以齒輪 2和 齒輪 5為例 輪帶i × n=1500× 01 r/=m≥ 323 ?≈ ≥ 3703 ≈ 220 ??以 ,根據 取 ,為了保證模數一定滿足要求 ,假設齒輪 2和齒輪 5的模數為 3 由此可知 ,輸入軸 1和傳動軸 2之間的中心距為 A=2 )52( ?=2 )3342(3 ??=理且根據 1 軸和 2 軸之間的距離始終為 得出 1 軸和 2 軸之間其余的齒輪的齒數和模數 分別為 0 8 4 7 確定齒輪的齒數和模數（計算法）并校核 以齒輪 8和 9為例 , 設計時采用最高轉速，即齒輪 10的轉速為 1800r/知該組齒輪傳遞的功率 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 為 知傳動比為 89i ≈ 設齒輪對稱布置 ,使用壽命為 8年 ,每年以 300工作日計 ,兩班制 ,中等沖擊 ,齒輪單向回轉。 1、齒輪的材料、精度和齒數選擇 因傳遞功率不大、轉速不高、材料按 表7采用 55 鋼，鍛造毛坯，大齒輪正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。 齒輪精度用 6級，軟齒表面粗糙度為 軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，，取齒輪 8 的齒數為17，則齒輪 9為 17/6 2、設計計算 （ 1）、設計準則 按齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （ 2）、按齒面接觸疲勞強度設計 311 ][ )1(2 u ? ? ??[2] 1T =1 1 3 2 9 0 0 ? ?????由圖 7為 : ? , ? 由圖 7 ? , ? 應力循環(huán)次數 N 由式 (7算 66/830016171 8 0 0601 ??????N = ?2N ?9 ??? 由圖 71 ??圖 71 ??2由表 7得接觸疲勞安全系數 ?,彎曲疲勞安全系數 ?選 ?前面的式子求得許用接觸應力和許用彎曲應力 80][ 1???[2] 7 1][ 2???[2] ? ? 3 2 2 3 01l i ml i ???? ?? [2] ? ? 3 0 02l i ml i ? ?? [2] 將有關值代入式子 得 3 11 ][ )1(2 u ? ? ?? = 3266831 1 3 2 9 ???????? ?? =2] 則 ??? 100060 111 t? 查圖 7 09.1?由表 7得 K ;由表 7得 K;取1??K ;則 ????? ?? 修正 ???[2] 11 ??? 由表 7.3?m 3．校核齒根彎曲疲勞強度 由圖 77核大小齒輪的彎曲強度 ? ?1213211 3 2 9 I ??? ? ????????[2] [ ][?? ?????[2] 所以，初選的齒輪齒數和計算出的模數符合要求。 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 求得齒輪 8和 9 的齒數和模數 分別為 7 .5 6 中齒輪 8 的齒數為 17，有可能會發(fā)生根切現象，所以要修正齒輪，用變位修正法求得 8齒輪的變位系數為 +同樣的方法可以求得其他齒輪的變位系數。 列出各齒輪的齒數、模數、和變位系數 編號 模數 齒數 齒形角 變位系數 1 3 30 ?20 + 3 42 ?20 + 3 24 ?20 0 4 3 48 ?20 3 33 ?20 0 6 3 47 ?20 0 7 3 27 ?20 0 8 3 54 ?20 + 3 21 ?20 0 10 3 59 ?20 +1 3 35 ?20 0 12 3 69 ?20 0 13 3 21 ?20 0 14 3 83 ?20 0 齒輪材料為 45 鋼 ,熱處理為齒部淬火處理 齒輪的精度設計； 齒輪精度設計的方法及步驟 ： 1、確定齒輪的精度等級； 2、齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定； 3、計算齒輪副側隙和確定齒厚極限偏差代號； 4、確定齒坯公差和表面粗糙度； 5、公法線平均長度極限偏差的換算； 6、繪制齒輪零件圖。 以齒輪 9為例：齒數為 66，模數為 位系數為 0。 確定齒輪的精度等級 由于該齒輪是主軸箱內的齒輪，對傳動精度和穩(wěn)定性的要求都比較高，主要要求的是傳動平穩(wěn)性精度等級。據圓周速度 ??? 100060 00 34 ????對于如此要求高的齒輪采用 6級精度。 齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定 該齒輪屬中等精度，且為批量生產查表 12、、?據 3 ??? 及 71 ? 查表 12 12 12 第Ⅰ公差組 36? 25??F 45?第Ⅱ公差組 9?11?差組 9??隙和確定齒厚極限偏差代號代號 計算齒輪副的最小極限側隙2油池潤滑和 ???? nn ??? s 2 22112 tn ??? [6] 根據齒輪和箱體的材料，從材料手冊上查得，鋼和鑄鐵的線膨脹系數分別為c??? ? /1? ， c??? ? /2? 。 傳遞的中心距 1766(21( ?????[6] 所以， ?確定齒厚極限偏差代號 齒厚上偏差 由式（ 12 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 ???????? ??????? ?c a n' 2221221[6] 式中 ?F 前面已查得 9??F m? 表 12 6級精度查得 mf 111 ? mf 92 ? 由表 126級精度查得 20?， 所以，代入數據得 56' ??， 因為 ± 11???由圖 122，因此 666 ???? 齒厚下偏差 可知 22' ta ? ?[6] 查表 12 6 級 精 度 齒 輪 36? ， 查 表 12r ?? ??? ，所以 mT s ?22 ?????? 377166'' ??????? 7' ????由圖 122，因此 mE 1 3 21112 ????? 至此，小齒輪的精度為： 6定齒坯公差、表面粗糙度 齒輪內孔是加工、檢驗及安裝的定位基準，對 6級精度的齒輪，由表 12孔尺寸公差為 孔直徑為 85差按基準孔 H 選取，即齒輪內孔的下偏差為 0，上偏差為 +孔的形狀公差按 6級決定或遵守包容原則。 定位端面的端面圓跳動公差由表 12得為 齒頂圓只作為切齒加工的找正基準，不作為檢驗基準，故其公差選用 頂圓直徑 3 8211 ??? ?，偏差按基準軸 h 選取 ,即下偏差為 偏差為 0。 齒輪的表面粗糙度按 7級查表 12表面粗糙度面孔準端面頂圓 公法線平均長度極限偏差的換算 公法線的公稱長度 k,可從機械設計有關手冊中查得或按式 122跨齒數 ????? 16(2(????????? [6] 該齒輪為中模數齒輪，控制側隙的指標宜采用公法 線平均長度極限偏差換算式 12 12 12m s ??? i o i o s ???????????? [6] s i ??? 520s i o 2s i o s ??????????? [6] 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 第五章 主軸的設計和驗算 主軸的結構設計 （ 1）初步確定軸的直徑 483 556551303 000 ???? （ 根據工作條件，取 90?d 2）傳動軸受力分析 360 11 ?????mt （ 3 1062222co 4 4co s '''1 ????? ??? N （ 2062222s i 4 4062222s i n '''''' ????? ??? N （ （ 3）繪制傳動軸的受力簡圖，如圖所示，求支座反力 ①垂直面支反力： 由 ? ? 0得： 0257 032 ??? （ 12/3 6 3 12/3 6 023 ??????? 由 ? ?0Y ，得： 6 3 1 ????? （ ②水平面支反力： 由 ? ? 0得： 032 ?? （ 6 4 423 ???? L 由 ? ?0Z ，得： 9 6 3 1 ????? （ （ 4）作彎矩圖： ①垂直面彎矩 ： 4 9 9 0 8 92 ???? · （ ②水平面彎矩 ： 8 0 3 6 02 ???? · （ ③合成彎矩 M 圖： 82 2222 ????? · （ （ 5）作轉矩 ?T N· 主軸的強度校核 按彎扭合成應力校核軸的強度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面 C）的強度。由文獻 [1， 15知，取 ，軸的計算應力 3252232 ????????? （ 選定軸的材料為 45鋼，調質處理，由文獻 [1]表 115? 可知， ? ? 601 ??? 此，? ?1?? ?? 故安全。 （ 7）精確校核軸的疲勞強度 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 ①判斷危險截面 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 V 引起的應力集中最嚴重，而 受載的情況來看，截面 應力集中不大，故 需校核截面 V。 ②截面 抗彎截面系數 3 ???? dW （ 抗扭截面系數 5 4 8 8 0 01 4 3 ???? （ 截面 為 ??M （ 截面 為 32000001 ?T 截面上的彎曲應 4 4 00 6 6 5 70 ??? （ 截面上的扭轉切應力 8 8 0 03 2 0 0 0 0 01 ???T? （ 軸的材料 為 45 鋼，調質處理。由文獻 [1]表 115? 可知， 640?B? 751 ??? 1551 ??? 由文獻 [1] 附表 83? 可知，用插入法求出 ??k， ?????文獻 [1] 附圖 43? 可知，表面質量系數為： ?? ?? 軸未經表面強化處理， 1?q? 固得綜合系數為 ?????????? ?? （ ?????????? ??由文獻 [1] § 13? ，§ 23? 可知，碳鋼的特性系數 ? 取 ? ? 取 ? 所以軸在截面 V 左側的安全系數為 ?????? ??? ???? （ ?????? ??? ?????（ ??????? ??（ 故該軸在截面 V 左側的強度是足夠的。 ③截面 抗彎截面系數 3 ???? dW 抗扭截面系數 4 3 9 4 0 01 3 3 ???? 截面 為 ??M 面 為 3200000?T 截面上的彎曲應力 9 7 00 6 6 5 70 ??? 面上的扭轉切應力 9 4 0 03 2 0 0 0 0 01 ???T?面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數 ?? 及 ?? 按文獻 [1]附表 23? 查取。 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 因 ? ? ? ， ? 又由文獻 [1]附圖 13? 可得軸的材料的敏感系數為 q ， q 故有效應力集中系數按文獻 [1，附 43? ]為 (1 ???????? ??? ? （ (1 ???????? ??? ?由文獻 [1]附圖 23? 可得軸的截面形狀系數為 ? 由文獻 [1]附圖 33? 可得軸的材料的敏感扭轉剪切尺寸系數為 ? 綜合系數為 ?????????? ???????????? ??所以軸在截面 V 左側的安全 系數為 51 ??????? ??? ???? ?????? ??? ???????????? ??故該軸在截面 V 左側的強度是足夠的。 第六章 結論 在最近的一段時間的畢業(yè)設計，使我們充分把握的設計方法和步驟，不僅復習所學的知識，而且還獲得新的經驗與啟示，在各種軟件的使用找到的資料或圖紙設計，會遇到不清楚的作業(yè)，老師和學生都能給予及時的指導，確保設計進度本文所設計的是 360型車床主傳動系統(tǒng)的設計，通過 初期的定稿，查資料和開始正式做畢設，讓我系統(tǒng)地了解到了所學知識的重要性，從而讓我更加深刻地體會到做一門學問不易，需要不斷鉆研，不斷進取才可要做的好，總之，本設計完成了老師和同學的幫助下，在大學研究的最后，感謝幫助過我的老師和同學，是大家的幫助才使我的論文得以通過。 購買設計文檔后加 費領取圖紙 購買設計文檔后加 費領取圖 紙 致 謝 直到今天，論文總算完成了，我的心里感到特別高興和激動，在這里，我打心里向我的導師和同學們表示衷心的感謝！因為有了老師的諄諄教導，才讓我學到了很多知識和做人的道理，由衷地感謝 我親愛的老師，您不僅在學術上對我精心指導，在生活上面也給予我無微不至的關懷支持和理解，在我的生命中給予的靈感，所以我才能順利地完成大學階段的學業(yè)，也學到了很多有用的知識，同時我的生活中的也有了一個明確的目標。知道想要什么，不再是過去的那個愛玩的我了。導師嚴謹的治學態(tài)度，創(chuàng)新的學術風格，認真負責，無私奉獻，寬容豁達的教學態(tài)度都是我們應該學習和提倡的。通過近半年的設計計算，查找各 360文終于完成了，我感到非常興奮和高興。雖然它是不完美的，是不是最好的，但在我心中，它是我最珍惜 的，因為我是怎么想的，這是我付出的汗水獲得的成果，是我在大學四年的知識和反映。四年的學習和生活，不僅豐富了我的知識，而且鍛煉了我的個人能力，更重要的是來自老師和同學的潛移默化讓我學到很多有用的知識，在這里，謝謝老師以及所有關心我和幫助我的人，謝謝大家。 參考文獻 [1]張福學編著 型車床主傳動系統(tǒng)的應用 子工業(yè)出版社， 2000。 [2]何發(fā)昌著，邵遠編著 北京：高等教育出版社， 1996。 [3]宋學義著 . 輕型車床主傳動系統(tǒng)速查手冊 . 北京：機械工業(yè)出版社， [4]陳奎生著 . 氣與氣壓傳動 . 武漢：武漢理工大學出版社， [5]國）有限公司 . 輕型車床主傳動系統(tǒng)實用技術 . 北京：機械工業(yè)出版社， 6]徐文燦著 . 車床主傳動系統(tǒng)設計 . 北京：機械工業(yè)出版社， 1995。 [7]曾孔庚 機器人技術與應用論壇。 [8]壽慶豐 機械設計 1999年第 3期，第 3卷。 [9]高微 ,楊中平 ,趙榮飛等 機械設計與制造 [10]孫 兵 ,趙斌 ,施永輝 中國期刊全文數據庫。 [11]馬光 ,申桂英 中國期刊全文數據庫 2002年。 [12]李如松 中國期刊全文數據庫 1994 年第 4期。 [13]李明 制造技術與機床 2005年第 7期。 [14]李杜莉，武洪恩，劉志海 煤礦機械 2007年 2月 [15]成大先主編