中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì) 題目3【含CAD圖紙、說明書】

1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計(jì) (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì)（題目 3）所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級(jí)姓 名學(xué) 號(hào)指 導(dǎo) 老 師年 月 日2摘 要設(shè)計(jì)機(jī)床得主傳動(dòng)變速系統(tǒng)時(shí)首先利用傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方法求出理想解和多個(gè)合理解。根據(jù)數(shù)控機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機(jī)電關(guān)聯(lián)分級(jí)調(diào)速主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)原理和方法。從主傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機(jī)床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計(jì)算和校核相關(guān)運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)。本說明書著重研究機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟和設(shè)計(jì)方法，根據(jù)已確定的運(yùn)動(dòng)參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，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(shè)計(jì)效率。在機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)方法是試算，湊算法，計(jì)算麻煩且不易找出合理的設(shè)計(jì)方案。本文通過對(duì)主傳動(dòng)系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動(dòng)特點(diǎn)的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞 分級(jí)變速；傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì),傳動(dòng)副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，齒輪模數(shù)，傳動(dòng)比4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計(jì)的目的 61.2 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì) .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 82.2.3 主電機(jī)功率 動(dòng)力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 112.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 動(dòng)力計(jì)算.133.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 133.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 143.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 153.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 203.5 主軸合理跨距的計(jì)算 21第 4 章 主要零部件的選擇.2254.1 軸承的選擇 224.3 鍵的規(guī)格 224.4 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 .23第 5 章 校核.235.1 剛度校核 235.2 軸承壽命校核 24第 6 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明.256.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 256.2 展開圖及其布置 26結(jié) 論.26參考文獻(xiàn).27致 謝.286第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計(jì)的目的機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生能夠運(yùn)用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識(shí)，及生產(chǎn)實(shí)習(xí)等實(shí)踐技能，達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識(shí)的目的。通過課程設(shè)計(jì)，分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì)，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。通過設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊(cè)、設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識(shí)和設(shè)計(jì)技巧，提高學(xué)生設(shè)計(jì)能力的目的。通過設(shè)計(jì)，使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)內(nèi)容由理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算、圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算（1）機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計(jì)參數(shù)，進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和計(jì)算。（3）根據(jù)設(shè)計(jì)方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動(dòng)力計(jì)算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)（1）選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計(jì)與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件（1）對(duì)于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評(píng)價(jià)。（2）編制設(shè)計(jì)計(jì)算說明書。1.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì)7技術(shù)參數(shù)：題目 3 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機(jī)功率N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z240 126 4 1.26 88第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機(jī)功率N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z240 126 4 1.26 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150300螺紋加工和鉸孔 382.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計(jì)算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為：在 中考慮車螺紋和鉸孔時(shí)，其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實(shí)際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。= r/minin 157.06241.38010maxindv結(jié)合題目條件正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 Nmin=126( )，minr由于標(biāo)準(zhǔn)系列無 126 數(shù)據(jù)，取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即 =125r/min，取min 26.19依據(jù)題目要求選級(jí)數(shù) Z=8， =1.26=1.064考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)。各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：125，160，200，250，315，400，500，6302.2.3 主電機(jī)功率動(dòng)力參數(shù)的確定合理地確定電機(jī)功率 N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為 4KW可選取電機(jī)為：Y160M1-8 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 720r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數(shù)，即 Z 應(yīng)可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實(shí)現(xiàn)變速。取 Z=8 級(jí) 則 Z=22 對(duì)于 Z=8 可分解為：Z=2 12224。綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) =125 Z=8 =1.26630maxnmin2.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)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(dòng)方案 Z=212224,易知第二擴(kuò)大組的變速范圍 r= (P3-1)x=1.264=2.528 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=2122242.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)112.2 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機(jī)床 Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4圖 2-3 主傳動(dòng)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(shè)計(jì)要求 Zmin1820,齒數(shù)和Sz100120，由表 4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動(dòng)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)基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組傳動(dòng)比1:1.26 1:2 1:1.26 1.26:1 2：1 2：1代號(hào) Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5 Z6Z 齒數(shù) 29 37 22 44 38 48 48 38 33 66 66 332.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過10( -1),即10( -1)n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實(shí) 際 轉(zhuǎn) 速 12因此滿足要求。各級(jí)轉(zhuǎn)速誤差n 630 500 400 315 250 200 160 125n 628 498.9 401 313 248.6 198.5 161.2 126.8誤差 2.8 2.1 2.25 2.47 1.32 1.5 2.31 1.41只有一級(jí)轉(zhuǎn)速誤差小于2.6，因此不需要修改齒數(shù)。13第 3 章 動(dòng)力計(jì)算3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率 P=4kw,轉(zhuǎn)速 n1=720r/min。（1）確定計(jì)算功率:按最大的情況計(jì)算 P=4kw ,K 為工作情況系數(shù)，查1表 3.5. 取 K=1.0pd=kAP=1.0 X4=4kw（2）選擇 V 帶的型號(hào):根據(jù) pd,n1=720r/min 參考1 圖表 3.16 及表 3.3 選小帶輪直徑，查表選擇 A 型 V 帶 d1=90mm（3）確定帶輪直徑 d1,d2小帶輪直徑 d1=90mm驗(yàn)算帶速 v= d1n1/(60X1000)= X90X720/(60X1000)=3.39m/s從動(dòng)輪直徑 d2=n1d1/n2=720X90/400=162mm 取 d2=160mm 查1表 3.3計(jì)算實(shí)際傳動(dòng)比 i=d2/d1=160/90=1.778（4）定中心矩 a 和基準(zhǔn)帶長(zhǎng) Ld1初定中心距 a00.7(d1-d2) a0 2(d1+d2)49 a0 500 取 ao=300mm2帶的計(jì)算基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld02a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a02x300+ /2(90+160)+(160-90)2/4X300650mm查1表 3.2 取 Ld0=630mm3計(jì)算實(shí)際中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm4確定中心距調(diào)整范圍amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mmamin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm（5）驗(yàn)算包角: 1=1800-（d 2-d1）/aX57.3 0=1800-(180-90)/290X57.30=1720120014（6）確定 V 帶根數(shù)：確定額定功率：P 0由查表并用線性插值得 P0=0.15kw查1表 37 得功率增量 P0=0.13kwA查1表 38 得包角系數(shù) K =0.99查1表 3 得長(zhǎng)度系數(shù) Kl=0.81確定帶根數(shù)：Z=P /（P +P ）K K C0L=3.85/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.87 取 Z=33.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j，由公式n =n 得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j=183r/min，jmin)13/(z取200 r/min。(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸3=315 r/min，軸2=250r/min，軸1=400r/min。（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。軸共有 2 級(jí)轉(zhuǎn)速： 250 r/min、315 r/min。 。若經(jīng)傳動(dòng)副 Z / Z 傳動(dòng)主軸，則只有 250r/min 傳遞全功率；若經(jīng)傳動(dòng)副 Z / Z 傳動(dòng)主軸，6 5全部傳遞全功率，其中 250r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計(jì)算轉(zhuǎn)速 n j=250 r/min； 軸有 1 級(jí)轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計(jì)算轉(zhuǎn)速 n j=400 r/min。各計(jì)算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有 45-500r/min 共 4 級(jí)轉(zhuǎn)速，6其中只有 200r/min 傳遞全功率，故 Z j=200 r/min。齒輪 Z 裝在軸上，有 125-500 r/min 共 4 級(jí)轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副 Z /Z 傳動(dòng)主軸，則6 6只有 125r/min 傳遞全功率，故 Z j=125r/min。依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，如6表 3-2。軸 號(hào) 軸 軸 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 400 250 31515表 3-2 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào) Z1Z 2Z3Z 4Z5n j400 250 315 315 2003.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡(jiǎn)化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321)(jjmnuzP表 3-3 所示。根據(jù) 和 計(jì)算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：jmw=16338 =16338 mmj321)(jjnuzP3213JmsniZKu齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min；N頂定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推存： =1520T T轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； nk功率利用系數(shù)；N材料強(qiáng)化系數(shù)。 q（壽命系數(shù)）的極值skmaxinssk，齒輪等轉(zhuǎn)動(dòng)件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù) C0工作情況系數(shù)。中等中級(jí)的主運(yùn)動(dòng)： 1動(dòng)載荷系數(shù)；2k齒向載荷分布系數(shù)；3齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)遞的額定功率 N= dwNk計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/minjn16齒寬系數(shù) ,mmb/8Z1計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù)：大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， = ；（+）用于外嚙合， （-）號(hào)用i i12Z于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； sTNnqkk：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 =1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時(shí)，取 = ，當(dāng) 時(shí)，取 = ；sminskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，( )paM=354 =1750 WpaJ6 級(jí)材料的直齒輪材料選；20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm213JmsniZK=16338 =2.6 mm j3 22705.04849.5. =275 mmw313wcMsnNK17=275 =2.2mm33547108.0246.2.51根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為:主軸齒輪模數(shù)為 3.5，傳動(dòng)軸齒輪模數(shù) m=2.5，中間軸齒輪模數(shù) m=3; 根據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動(dòng)齒輪統(tǒng)一取 m=3.5表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計(jì)算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1 Z2 Z2齒數(shù) 29 37 22 44分度圓直徑 101.5 129.5 77 154齒頂圓直徑 108.5 136.5 84 161齒根圓直徑 97.25 120.75 68.25 145.25齒寬 25 25 25 25按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB286HB ，平均取 240HB。計(jì)算如下： 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為jfsj MPauBnNKzm)()1(02832彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：組號(hào) 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組模數(shù) mm 3.5 3.5 3.518wswMPaBYnzmNK)(109235式中 N-傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動(dòng)機(jī)功率，N=5kW;-計(jì)算轉(zhuǎn)速（ r/min）. =500（r/min）;jnjm-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;B-齒寬（mm）;B=25（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=2.78;-壽命系數(shù)；sK=sTnNKq-工作期限系數(shù)；TmTC016T-齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）1n1n-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612m-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)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK-功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-材料強(qiáng)化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-動(dòng)載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12-齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1K19Y-齒形系數(shù)，查 【5】2 上，Y=0.386；-許用接觸應(yīng)力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；j j-許用彎曲應(yīng)力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa jj=78 Mpaww（3）第一擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3 Z4 Z4齒數(shù) 38 48 48 38分度圓直徑 133 168 168 133齒頂圓直徑 140 175 175 140齒根圓直徑 124.25 159.25 159.25 124.25齒寬 28 28 28 28（4）第二擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5 Z6 Z6齒數(shù) 66 33 33 66分度圓直徑 231 115.5 231 115.5齒頂圓直徑 234.5 119 234.5 119齒根圓直徑 226.6 111.12 226.6 111.12齒寬 28 28 28 2820按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB286HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計(jì)算，查文獻(xiàn)【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa jj=135Mpa ww3.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：d=1.64 （mm）4Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d-傳動(dòng)軸直徑（mm）Tn-該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnNN-該軸傳遞的功率（KW）-該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速jn-該軸每米長(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角， = 。01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑軸 號(hào) 軸 軸213.5 主軸合理跨距的計(jì)算由于電動(dòng)機(jī)功率 P=4kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應(yīng)為 6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.70.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP904設(shè)該機(jī)床為車床的最大加工直徑為 240mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 75%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根據(jù) 文獻(xiàn)【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15mmBAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2最小軸徑 mm 35 4022查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =1202.0=240mmal0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)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=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對(duì)背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對(duì)稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C4.3 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：23BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.4 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇選用左右擺動(dòng)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 5 章 校核5.1 剛度校核（1） 軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻(xiàn)【5】中的公式計(jì)算：:YmZnDxNLYba 43375.09.1L-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(diǎn)的距離；iai24N-軸傳遞的全功率；校核合成撓度YYbabah cos22-輸入扭距齒輪撓度；-輸出扭距齒輪撓度b；)(2-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(jì)算得： =0.026； =0.084； =0.160；2ay3ay1ay=0.205； =0.088； =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238cos251521aahY查文獻(xiàn)【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*Ly即 =0.268。y因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2） 軸扭轉(zhuǎn)角的校核傳動(dòng)軸在支承點(diǎn) A，B 處的傾角 可按下式近似計(jì)算：BA,radlyhA3將上式計(jì)算的結(jié)果代入得：rBA052.由文獻(xiàn)【6】 ，查得支承處的 =0.001因 0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.BA5.2 軸承壽命校核由 軸最小軸徑可取軸承為 7008c 角接觸球軸承,=3；P=XF r+YFaX=1，Y=0 。對(duì)軸受力分析25得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計(jì)算公式：預(yù)期的使用壽命 L10h=15000hL10h= = = hL 10hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524=15000h軸承壽命滿足要求。第 6 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案設(shè)計(jì)主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動(dòng)件（傳動(dòng)軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動(dòng)器等） 、主軸組件、操縱機(jī)構(gòu)、潤(rùn)滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計(jì)由于時(shí)間的限制，一 0 般只畫展開圖。主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計(jì)時(shí)除考慮一般機(jī)械傳動(dòng)的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個(gè)方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動(dòng)效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)整個(gè)機(jī)床設(shè)計(jì)的重點(diǎn)，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計(jì)中不可避免要26經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是：1 布置傳動(dòng)件及選擇結(jié)構(gòu)方案。2 檢驗(yàn)傳動(dòng)設(shè)計(jì)的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時(shí)改正。3 確定傳動(dòng)軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對(duì)位置，以確定各軸的受力點(diǎn)和受力方向，為軸和軸承的驗(yàn)算提供必要的數(shù)據(jù)。6.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動(dòng)軸傳遞運(yùn)動(dòng)的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個(gè)平面上。I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級(jí)變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負(fù)責(zé)齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)，右邊接通得到三級(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)?？偛贾脮r(shí)需要考慮制動(dòng)器的位置。制動(dòng)器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動(dòng)器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動(dòng)扭矩太大，是制動(dòng)尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關(guān)系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。結(jié) 論中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)及部分計(jì)算，到這里基本結(jié)束了，由于筆者水平有限，加之時(shí)間倉(cāng)促，僅對(duì)分級(jí)變速主傳動(dòng)系統(tǒng)主要部分進(jìn)行設(shè)計(jì)和校核，定有許多地方處理不夠妥當(dāng)，有些部分甚至可能存在錯(cuò)誤，望老師多提寶貴意見。經(jīng)過這次課程設(shè)計(jì)，使我對(duì)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)這門課當(dāng)中許多原理公式有了進(jìn)一步的了解，并且對(duì)設(shè)計(jì)工作有了更深入的認(rèn)識(shí)。在設(shè)計(jì)過程中，得到 XX 老師的精心指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝。27參考文獻(xiàn)【1】候珍秀.機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì).哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，修訂版；【2】 、于惠力 主編 機(jī)械設(shè)計(jì) 科學(xué)出版社 第一版【3】 、戴 曙 主編 金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì) 機(jī)械工業(yè)出版社【4】 、戴 曙 主編 金屬切削機(jī)床 機(jī)械工業(yè)出版社 第一版【4】 、趙九江 主編 材料力學(xué) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 第一版【6】 、鄭文經(jīng) 主編 機(jī)械原理 高等教育出版社 第七版【7】 、于惠力 主編 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 科學(xué)出版社 28致 謝在設(shè)計(jì)成過程中，感謝很多人的幫助和指點(diǎn)，首先我要感謝我的母校的辛勤培育，感謝院系各位老師四年來的諄諄教誨，感謝他們默默的栽培我。本次設(shè)計(jì)是在我的導(dǎo)師 XX 教授的親切關(guān)懷和悉心指導(dǎo)下完成的。他嚴(yán)肅的科學(xué)態(tài)度，嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)精神，精益求精的工作作風(fēng)，深深地感染和激勵(lì)著我。從課題的選擇到項(xiàng)目的最終完成，老師都始終給予我細(xì)心的指導(dǎo)和不懈的支持，在此，謹(jǐn)向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意！。此外，在畢業(yè)設(shè)計(jì)過程中，也得到了其他老師和同學(xué)的幫助，設(shè)計(jì)任務(wù)一直在很好的氛圍中進(jìn)行，在這里，也向他們表示真誠(chéng)的感謝！再次向設(shè)計(jì)中所有提供過幫助的人表示感謝！1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計(jì) (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì)（題目 3）所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級(jí)姓 名學(xué) 號(hào)指 導(dǎo) 老 師年 月 日2摘 要設(shè)計(jì)機(jī)床得主傳動(dòng)變速系統(tǒng)時(shí)首先利用傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方法求出理想解和多個(gè)合理解。根據(jù)數(shù)控機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機(jī)電關(guān)聯(lián)分級(jí)調(diào)速主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)原理和方法。從主傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機(jī)床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計(jì)算和校核相關(guān)運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)。本說明書著重研究機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟和設(shè)計(jì)方法，根據(jù)已確定的運(yùn)動(dòng)參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，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(shè)計(jì)效率。在機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)方法是試算，湊算法，計(jì)算麻煩且不易找出合理的設(shè)計(jì)方案。本文通過對(duì)主傳動(dòng)系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動(dòng)特點(diǎn)的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞 分級(jí)變速；傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì),傳動(dòng)副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，齒輪模數(shù)，傳動(dòng)比4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計(jì)的目的 61.2 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì) .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 82.2.3 主電機(jī)功率 動(dòng)力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 112.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 動(dòng)力計(jì)算.133.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 133.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 143.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 153.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 203.5 主軸合理跨距的計(jì)算 21第 4 章 主要零部件的選擇.2254.1 軸承的選擇 224.3 鍵的規(guī)格 224.4 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 .23第 5 章 校核.235.1 剛度校核 235.2 軸承壽命校核 24第 6 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明.256.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 256.2 展開圖及其布置 26結(jié) 論.26參考文獻(xiàn).27致 謝.286第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計(jì)的目的機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生能夠運(yùn)用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識(shí)，及生產(chǎn)實(shí)習(xí)等實(shí)踐技能，達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識(shí)的目的。通過課程設(shè)計(jì)，分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì)，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。通過設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊(cè)、設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識(shí)和設(shè)計(jì)技巧，提高學(xué)生設(shè)計(jì)能力的目的。通過設(shè)計(jì)，使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)內(nèi)容由理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算、圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算（1）機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計(jì)參數(shù)，進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和計(jì)算。（3）根據(jù)設(shè)計(jì)方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動(dòng)力計(jì)算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)（1）選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計(jì)與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件（1）對(duì)于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評(píng)價(jià)。（2）編制設(shè)計(jì)計(jì)算說明書。1.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì)7技術(shù)參數(shù)：題目 3 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機(jī)功率N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z240 126 4 1.26 88第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機(jī)功率N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z240 126 4 1.26 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150300螺紋加工和鉸孔 382.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計(jì)算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為：在 中考慮車螺紋和鉸孔時(shí)，其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實(shí)際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。= r/minin 157.06241.38010maxindv結(jié)合題目條件正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 Nmin=126( )，minr由于標(biāo)準(zhǔn)系列無 126 數(shù)據(jù)，取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即 =125r/min，取min 26.19依據(jù)題目要求選級(jí)數(shù) Z=8， =1.26=1.064考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)。各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：125，160，200，250，315，400，500，6302.2.3 主電機(jī)功率動(dòng)力參數(shù)的確定合理地確定電機(jī)功率 N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為 4KW可選取電機(jī)為：Y160M1-8 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 720r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數(shù)，即 Z 應(yīng)可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實(shí)現(xiàn)變速。取 Z=8 級(jí) 則 Z=22 對(duì)于 Z=8 可分解為：Z=2 12224。綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) =125 Z=8 =1.26630maxnmin2.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)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(dòng)方案 Z=212224,易知第二擴(kuò)大組的變速范圍 r= (P3-1)x=1.264=2.528 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=2122242.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)112.2 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機(jī)床 Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4圖 2-3 主傳動(dòng)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(shè)計(jì)要求 Zmin1820,齒數(shù)和Sz100120，由表 4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動(dòng)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)基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組傳動(dòng)比1:1.26 1:2 1:1.26 1.26:1 2：1 2：1代號(hào) Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5 Z6Z 齒數(shù) 29 37 22 44 38 48 48 38 33 66 66 332.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過10( -1),即10( -1)n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實(shí) 際 轉(zhuǎn) 速 12因此滿足要求。各級(jí)轉(zhuǎn)速誤差n 630 500 400 315 250 200 160 125n 628 498.9 401 313 248.6 198.5 161.2 126.8誤差 2.8 2.1 2.25 2.47 1.32 1.5 2.31 1.41只有一級(jí)轉(zhuǎn)速誤差小于2.6，因此不需要修改齒數(shù)。13第 3 章 動(dòng)力計(jì)算3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率 P=4kw,轉(zhuǎn)速 n1=720r/min。（1）確定計(jì)算功率:按最大的情況計(jì)算 P=4kw ,K 為工作情況系數(shù)，查1表 3.5. 取 K=1.0pd=kAP=1.0 X4=4kw（2）選擇 V 帶的型號(hào):根據(jù) pd,n1=720r/min 參考1 圖表 3.16 及表 3.3 選小帶輪直徑，查表選擇 A 型 V 帶 d1=90mm（3）確定帶輪直徑 d1,d2小帶輪直徑 d1=90mm驗(yàn)算帶速 v= d1n1/(60X1000)= X90X720/(60X1000)=3.39m/s從動(dòng)輪直徑 d2=n1d1/n2=720X90/400=162mm 取 d2=160mm 查1表 3.3計(jì)算實(shí)際傳動(dòng)比 i=d2/d1=160/90=1.778（4）定中心矩 a 和基準(zhǔn)帶長(zhǎng) Ld1初定中心距 a00.7(d1-d2) a0 2(d1+d2)49 a0 500 取 ao=300mm2帶的計(jì)算基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld02a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a02x300+ /2(90+160)+(160-90)2/4X300650mm查1表 3.2 取 Ld0=630mm3計(jì)算實(shí)際中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm4確定中心距調(diào)整范圍amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mmamin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm（5）驗(yàn)算包角: 1=1800-（d 2-d1）/aX57.3 0=1800-(180-90)/290X57.30=1720120014（6）確定 V 帶根數(shù)：確定額定功率：P 0由查表并用線性插值得 P0=0.15kw查1表 37 得功率增量 P0=0.13kwA查1表 38 得包角系數(shù) K =0.99查1表 3 得長(zhǎng)度系數(shù) Kl=0.81確定帶根數(shù)：Z=P /（P +P ）K K C0L=3.85/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.87 取 Z=33.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j，由公式n =n 得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j=183r/min，jmin)13/(z取200 r/min。(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸3=315 r/min，軸2=250r/min，軸1=400r/min。（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。軸共有 2 級(jí)轉(zhuǎn)速： 250 r/min、315 r/min。 。若經(jīng)傳動(dòng)副 Z / Z 傳動(dòng)主軸，則只有 250r/min 傳遞全功率；若經(jīng)傳動(dòng)副 Z / Z 傳動(dòng)主軸，6 5全部傳遞全功率，其中 250r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計(jì)算轉(zhuǎn)速 n j=250 r/min； 軸有 1 級(jí)轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計(jì)算轉(zhuǎn)速 n j=400 r/min。各計(jì)算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有 45-500r/min 共 4 級(jí)轉(zhuǎn)速，6其中只有 200r/min 傳遞全功率，故 Z j=200 r/min。齒輪 Z 裝在軸上，有 125-500 r/min 共 4 級(jí)轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副 Z /Z 傳動(dòng)主軸，則6 6只有 125r/min 傳遞全功率，故 Z j=125r/min。依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，如6表 3-2。軸 號(hào) 軸 軸 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 400 250 31515表 3-2 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào) Z1Z 2Z3Z 4Z5n j400 250 315 315 2003.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡(jiǎn)化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321)(jjmnuzP表 3-3 所示。根據(jù) 和 計(jì)算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：jmw=16338 =16338 mmj321)(jjnuzP3213JmsniZKu齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min；N頂定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推存： =1520T T轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； nk功率利用系數(shù)；N材料強(qiáng)化系數(shù)。 q（壽命系數(shù)）的極值skmaxinssk，齒輪等轉(zhuǎn)動(dòng)件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù) C0工作情況系數(shù)。中等中級(jí)的主運(yùn)動(dòng)： 1動(dòng)載荷系數(shù)；2k齒向載荷分布系數(shù)；3齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)遞的額定功率 N= dwNk計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/minjn16齒寬系數(shù) ,mmb/8Z1計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù)：大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， = ；（+）用于外嚙合， （-）號(hào)用i i12Z于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； sTNnqkk：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 =1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時(shí)，取 = ，當(dāng) 時(shí)，取 = ；sminskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，( )paM=354 =1750 WpaJ6 級(jí)材料的直齒輪材料選；20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm213JmsniZK=16338 =2.6 mm j3 22705.04849.5. =275 mmw313wcMsnNK17=275 =2.2mm33547108.0246.2.51根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為:主軸齒輪模數(shù)為 3.5，傳動(dòng)軸齒輪模數(shù) m=2.5，中間軸齒輪模數(shù) m=3; 根據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動(dòng)齒輪統(tǒng)一取 m=3.5表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計(jì)算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1 Z2 Z2齒數(shù) 29 37 22 44分度圓直徑 101.5 129.5 77 154齒頂圓直徑 108.5 136.5 84 161齒根圓直徑 97.25 120.75 68.25 145.25齒寬 25 25 25 25按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB286HB ，平均取 240HB。計(jì)算如下： 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為jfsj MPauBnNKzm)()1(02832彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：組號(hào) 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組模數(shù) mm 3.5 3.5 3.518wswMPaBYnzmNK)(109235式中 N-傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動(dòng)機(jī)功率，N=5kW;-計(jì)算轉(zhuǎn)速（ r/min）. =500（r/min）;jnjm-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;B-齒寬（mm）;B=25（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=2.78;-壽命系數(shù)；sK=sTnNKq-工作期限系數(shù)；TmTC016T-齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）1n1n-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612m-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)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK-功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-材料強(qiáng)化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-動(dòng)載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12-齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1K19Y-齒形系數(shù)，查 【5】2 上，Y=0.386；-許用接觸應(yīng)力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；j j-許用彎曲應(yīng)力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa jj=78 Mpaww（3）第一擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3 Z4 Z4齒數(shù) 38 48 48 38分度圓直徑 133 168 168 133齒頂圓直徑 140 175 175 140齒根圓直徑 124.25 159.25 159.25 124.25齒寬 28 28 28 28（4）第二擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5 Z6 Z6齒數(shù) 66 33 33 66分度圓直徑 231 115.5 231 115.5齒頂圓直徑 234.5 119 234.5 119齒根圓直徑 226.6 111.12 226.6 111.12齒寬 28 28 28 2820按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB286HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計(jì)算，查文獻(xiàn)【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa jj=135Mpa ww3.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：d=1.64 （mm）4Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d-傳動(dòng)軸直徑（mm）Tn-該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnNN-該軸傳遞的功率（KW）-該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速jn-該軸每米長(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角， = 。01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑軸 號(hào) 軸 軸213.5 主軸合理跨距的計(jì)算由于電動(dòng)機(jī)功率 P=4kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應(yīng)為 6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.70.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP904設(shè)該機(jī)床為車床的最大加工直徑為 240mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 75%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根據(jù) 文獻(xiàn)【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15mmBAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2最小軸徑 mm 35 4022查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =1202.0=240mmal0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)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=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對(duì)背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對(duì)稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C4.3 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：23BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.4 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇選用左右擺動(dòng)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 5 章 校核5.1 剛度校核（1） 軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻(xiàn)【5】中的公式計(jì)算：:YmZnDxNLYba 43375.09.1L-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(diǎn)的距離；iai24N-軸傳遞的全功率；校核合成撓度YYbabah cos22-輸入扭距齒輪撓度；-輸出扭距齒輪撓度b；)(2-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(jì)算得： =0.026； =0.084； =0.160；2ay3ay1ay=0.205； =0.088； =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238cos251521aahY查文獻(xiàn)【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*Ly即 =0.268。y因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2） 軸扭轉(zhuǎn)角的校核傳動(dòng)軸在支承點(diǎn) A，B 處的傾角 可按下式近似計(jì)算：BA,radlyhA3將上式計(jì)算的結(jié)果代入得：rBA052.由文獻(xiàn)【6】 ，查得支承處的 =0.001因 0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.BA5.2 軸承壽命校核由 軸最小軸徑可取軸承為 7008c 角接觸球軸承,=3；P=XF r+YFaX=1，Y=0 。對(duì)軸受力分析25得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計(jì)算公式：預(yù)期的使用壽命 L10h=15000hL10h= = = hL 10hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524=15000h軸承壽命滿足要求。第 6 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案設(shè)計(jì)主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動(dòng)件（傳動(dòng)軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動(dòng)器等） 、主軸組件、操縱機(jī)構(gòu)、潤(rùn)滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計(jì)由于時(shí)間的限制，一 0 般只畫展開圖。主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計(jì)時(shí)除考慮一般機(jī)械傳動(dòng)的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個(gè)方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動(dòng)效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)整個(gè)機(jī)床設(shè)計(jì)的重點(diǎn)，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計(jì)中不可避免要26經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是：1 布置傳動(dòng)件及選擇結(jié)構(gòu)方案。2 檢驗(yàn)傳動(dòng)設(shè)計(jì)的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時(shí)改正。3 確定傳動(dòng)軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對(duì)位置，以確定各軸的受力點(diǎn)和受力方向，為軸和軸承的驗(yàn)算提供必要的數(shù)據(jù)。6.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動(dòng)軸傳遞運(yùn)動(dòng)的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個(gè)平面上。I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級(jí)變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負(fù)責(zé)齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)，右邊接通得到三級(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)。總布置時(shí)需要考慮制動(dòng)器的位置。制動(dòng)器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動(dòng)器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動(dòng)扭矩太大，是制動(dòng)尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關(guān)系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。結(jié) 論中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)及部分計(jì)算，到這里基本結(jié)束了，由于筆者水平有限，加之時(shí)間倉(cāng)促，僅對(duì)分級(jí)變速主傳動(dòng)系統(tǒng)主要部分進(jìn)行設(shè)計(jì)和校核，定有許多地方處理不夠妥當(dāng)，有些部分甚至可能存在錯(cuò)誤，望老師多提寶貴意見。經(jīng)過這次課程設(shè)計(jì)，使我對(duì)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)這門課當(dāng)中許多原理公式有了進(jìn)一步的了解，并且對(duì)設(shè)計(jì)工作有了更深入的認(rèn)識(shí)。在設(shè)計(jì)過程中，得到 XX 老師的精心指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝。27參考文獻(xiàn)【1】候珍秀.機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì).哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，修訂版；【2】 、于惠力 主編 機(jī)械設(shè)計(jì) 科學(xué)出版社 第一版【3】 、戴 曙 主編 金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì) 機(jī)械工業(yè)出版社【4】 、戴 曙 主編 金屬切削機(jī)床 機(jī)械工業(yè)出版社 第一版【4】 、趙九江 主編 材料力學(xué) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 第一版【6】 、鄭文經(jīng) 主編 機(jī)械原理 高等教育出版社 第七版【7】 、于惠力 主編 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 科學(xué)出版社 28致 謝在設(shè)計(jì)成過程中，感謝很多人的幫助和指點(diǎn)，首先我要感謝我的母校的辛勤培育，感謝院系各位老師四年來的諄諄教誨，感謝他們默默的栽培我。本次設(shè)計(jì)是在我的導(dǎo)師 XX 教授的親切關(guān)懷和悉心指導(dǎo)下完成的。他嚴(yán)肅的科學(xué)態(tài)度，嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)精神，精益求精的工作作風(fēng)，深深地感染和激勵(lì)著我。從課題的選擇到項(xiàng)目的最終完成，老師都始終給予我細(xì)心的指導(dǎo)和不懈的支持，在此，謹(jǐn)向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意！。此外，在畢業(yè)設(shè)計(jì)過程中，也得到了其他老師和同學(xué)的幫助，設(shè)計(jì)任務(wù)一直在很好的氛圍中進(jìn)行，在這里，也向他們表示真誠(chéng)的感謝！再次向設(shè)計(jì)中所有提供過幫助的人表示感謝！