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《目錄》
一.課程設(shè)計的目的……………………………………………..2
二.《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》課程設(shè)計題目…………………………2
三.運動設(shè)計 …………………………………………….……2
四. 主軸.傳動組及相關(guān)組件的驗算………………………….10
五.設(shè)計總結(jié)…………………………………………………..20
六.參考文獻(xiàn)…………………………………………………..21
一. 課程設(shè)計的目的
《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》課程設(shè)計是在學(xué)習(xí)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)和設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使我們能夠應(yīng)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)理論知識及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能，達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型結(jié)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進(jìn)行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊，設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高我們設(shè)計能力的目的。通過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)計創(chuàng)造一定的條件。
二．課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求
1. 設(shè)計題目和技術(shù)參數(shù)
題目15：分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計
技術(shù)參數(shù)：Nmin =63r/min , Nmax=630r/min
Z=6 公比 =1.58
電機(jī)功率 P=4KW
電機(jī)轉(zhuǎn)速 n=1440r/min
2.技術(shù)要求：
(1)完成裝配圖的設(shè)計包括床頭箱傳動系統(tǒng) 展開圖和床頭箱橫剖圖。
(2)利用電動機(jī)完成換向和制動。
(3)各滑移齒輪采用單獨操縱機(jī)構(gòu)。
(4)進(jìn)給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機(jī)驅(qū)動。
三.運動設(shè)計
3.1 運動設(shè)計
3.1.1 確定轉(zhuǎn)速數(shù)列及轉(zhuǎn)速范圍
由設(shè)計題目知最低轉(zhuǎn)速為63r/min,公比為1.58，查文獻(xiàn)[2]表2.12，查得主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列值為（單位：r/min）:63，100，160，250，400，630.
轉(zhuǎn)速范圍Rn= NmaxNmin =φz-1=1.585=10
3.1.2 定傳動組數(shù)和傳動副數(shù)
本設(shè)計為6級變速，結(jié)構(gòu)式為：6=31×23 ，畫結(jié)構(gòu)網(wǎng)：結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下圖所示：
Ⅰ Ⅱ Ⅲ
3.1.3 齒輪齒數(shù)的確定
14 ≤ic≤2,因此1φ3≤ic≤φ1.5,故取ic=12.5=1φ2
iB=φ（pB-1）XB=φ2-1×3=φ3=4＜8
所以滿足條件
iA= φ（pA-1）XA=φ3-1×1 =φ2=2.5＜8
所以滿足條件
由轉(zhuǎn)速圖上定的傳動副和傳動比，查文獻(xiàn)[2]表4.1，齒數(shù)和最大不超過100~120，可得各齒輪組的齒數(shù)如下表：
傳動組
傳動比
齒數(shù)
第1傳動組
1：2.5
28：70
1：1.58
38：60
1：1
49：49
第2傳動組
1：4
20：80
1：1
50：50
表1
3.1.4 繪制轉(zhuǎn)速圖：
結(jié)構(gòu)網(wǎng)格數(shù)㏒rnmax／㏒φ≤3，升2降4，由文獻(xiàn)[3]表11.6，選取D1＝125mm
D2＝（1－ε）D1n1n2＝＝177.0 mm 取D2＝180mm
在確定出齒數(shù)后對轉(zhuǎn)速圖完善如下：
0 Ⅰ Ⅱ Ⅲ
3.1.5繪制傳動系統(tǒng)圖：
3.2 主軸.傳動件計算
3.2.1 計算轉(zhuǎn)速
（1）.主軸的計算轉(zhuǎn)速
本設(shè)計所選的是中型普通車床，所以
＝63× 1.58（63-1）＝100r/min
(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速
在轉(zhuǎn)速圖上，可推出各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速如下：
nIIIj =100r/min,nIIj=250r/min,nIj=630r/min
（3）.各齒輪計算轉(zhuǎn)速
可得出各齒輪計算轉(zhuǎn)速?，F(xiàn)將各齒輪的計算轉(zhuǎn)速列入下表中
序號
Z1
Z1′
Z2
Z2′
Z3
Z3′
Z4
Z4′
Z5
Z5′
nj(r/min)
630
630
630
250
630
400
250
250
250
100
3.2.2 主軸.傳動軸直徑初選
（1）主軸軸徑的確定
在設(shè)計初期，由于主軸的結(jié)構(gòu)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。初選取前軸徑D1=80㎜ ，后軸頸的軸徑為前軸徑，所以 。
（2）傳動軸直徑初定
傳動軸直徑進(jìn)行概算
軸Ⅰ：TI =60635 (N.mm) dⅠ=34.3mm 取35mm
軸Ⅱ：TII ＝152800（N.mm） dII=43.2mm 取45mm
3.2.3 齒輪參數(shù)確定、齒輪應(yīng)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(fù)荷最小的齒輪，按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度由文獻(xiàn)[5]公式（8）進(jìn)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：
a組: ia1 =49/49, nj=630r/min
mf=16338 3=1.29 取ma=2
b組：ib1 =20/80 ,nj=630r/min
mf=16338 3=2.75 取mb=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：
軸
齒
模數(shù)m
分度圓
直徑 d
齒頂圓
直徑 da
齒根圓
直徑df
齒寬B
代號
齒數(shù)
I
49
2
98
102
93
16
28
2
56
100
51
16
38
2
76
80
71
16
II
49
2
98
102
93
16
70
2
140
144
145
16
60
2
120
124
115
16
50
3
150
156
142
24
20
3
60
66
52
24
III
50
3
150
156
142
24
80
3
240
246
232
24
3.3帶輪設(shè)計
輸出功率P=4kw,轉(zhuǎn)速n=1440/min
（1）確定計算功率:
P=4kw為工作情況系數(shù)，查[1]表3.5. 取K=1.1
pd=kAP=1.1x4=4.4kw
（2）選擇V帶的型號:
根據(jù)pd,n1=1440min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=100㎜
（3）確定帶輪直徑d1,d2
小帶輪直徑d1=100
驗算帶速v=d1n1/(60x1000)=x100x1440/(60x1000)=6.69m/s
從動輪直徑d2=n1d1/n2=1420x90/1000=127.8mm取d2=132mm查[1]表3.3
計算實際傳動比i=d2/d1=132/90=1.47
相對誤差: 理論:i0=n1/n2=1.42
︱i0-i/i0︱=︱1.42-1.47/1.42︱=3.5%<5% 合格
（4）定中心矩a和基準(zhǔn)帶長Ld
[1]初定中心距a0
0.7(d1d2)a02(d1+d2))
155.4a0444取ao=300mm
[2]帶的計算基準(zhǔn)長度
Ld0≈2a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0
≈2x300+/2(90+132)+(132-90)2/4x300
≈650mm
查[1]表3.2取Ld0=630mm
[3]計算實際中心距
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm
[4]確定中心距調(diào)整范圍
amax=a+0.03Ld=290+0.03x630=308.9mm
amin=a-0.015Ld=290-0.015x630=280.55mm
（5）驗算包角:1=1800-（d2-d1）/ax57.30=1800-(132-90)/290x57.30=1720>1200
（6）確定V帶根數(shù)：
確定額定功率：P0
由查表并用線性插值得P0=0.15kw
查[1]表37得功率增量P0=0.13kw
查[1]表38得包角系數(shù)K=0.99
查[1]表3得長度系數(shù)Kl=0.81
確定帶根數(shù)：ZPd/(P0+P0)KKl=3.85/(1.05+0.13)x0.99x0.81=4.07取Z=5
（7）大帶輪結(jié)構(gòu)如下圖所示：
3.4 求最佳跨距
設(shè)機(jī)床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?400mm,電動機(jī)功率P=4kw，主軸孔徑為?40mm,主軸計算轉(zhuǎn)速為100r/min。
已選定的前后軸徑為 ：d1=80㎜ d2=64㎜
主軸輸出的最大轉(zhuǎn)矩： T＝9550pn ＝606N.m
床身上最常用的最大加工直徑為最大回轉(zhuǎn)直徑的60%，即
此力作用在頂尖的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為
a/D1＝1.25~2.5 取a/D1=1.33 故a=120mm
l0=(3~5)a 設(shè)初值
前后軸承的支反力為
前后軸承的剛度 由手冊四表5－12 采用圓錐滾子軸承
kA =750N/mm kB =530N/mm
由文獻(xiàn)[2]公式3.7得
求最佳跨距 : kAKB ＝750530 ＝1.42 當(dāng)量外徑
慣性距 I=0.05(0.084-0.044)=192×10-8m4
η=EIkA.a3 =2.1×1011×192×10-8750×0.123×106
由文獻(xiàn)[2]查圖3.38得 l0 /a=2.2 最佳跨距 l0≥120×2.2=264mm
3.5 選擇電動機(jī),軸承，鍵和操縱機(jī)構(gòu)
3.5.1電動機(jī)的選擇： 轉(zhuǎn)速n＝1440r/min，功率P＝4kW
選用Y系列三相異步電動機(jī)Y112M-4，D×E＝28×60
3.5.2 軸承的選擇：
I軸：與帶輪靠近段安裝兩個深溝球軸承代號6208 B＝18mm
I軸右端布置一個深溝球軸承代號6207 B=17㎜
II軸：對稱布置三個深溝球軸承代號6209 B=19mm
III軸：軸徑?64端采用圓錐滾子軸承代號30313 B＝23mm
軸徑?80端采用兩個圓柱滾子軸承代號N216E B=26㎜
3.5.3鍵的選擇：
I軸選擇普通平鍵規(guī)格： b×h=10×8 l=60
II軸選擇花鍵規(guī)格： N×d×D×B＝8×50×56×10
III軸選擇普通平鍵規(guī)格：b×h=25×14 l=100
3.5.4變速操縱機(jī)構(gòu)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。
四、主軸.傳動組及相關(guān)組件的驗算
4.1 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差
實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差一般不超過 ，即
本設(shè)計中公比為1.58，所以
Ⅰ軸：n實 =1440× =631.2r/min
％=0.17％<5.8％ 符合要求
Ⅱ軸: i=12.5 時: n實 =630× =250.6r/min
％=0.05％<5.8％ 符合要求
i=11.58 時: n實 =630× =401.25r/min
％=0.35％<5.8％ 符合要求
i=11 時: n實 =630× =630r/min
％=0<5.8％ 符合要求
Ⅲ軸：i=1 時: n實 =630×=630r/min
％=0<5.8％ 符合要求
i= 時: n實 =250× =65r/min
％=1.24％<5.8％ 符合要求
每根軸的轉(zhuǎn)速誤差均在允許的范圍內(nèi)，因此總體傳動符合要求。
4.2 齒輪的應(yīng)力驗算
4.2.1 在驗算變速箱中的齒輪應(yīng)力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力計算。I軸上的最小齒數(shù)齒輪比較危險，為校核對象。 （Z＝28）
由文獻(xiàn)[5]公式（9）、（10）知驗算公式如下：
接觸應(yīng)力驗算公式為:
彎曲應(yīng)力驗算公式為:
式中：電動機(jī)功率Nd＝4kw
從電動機(jī)到計算齒輪的傳動效率 η =0.96
傳遞的額定功率： N=ηNd＝0.96×4=3.84kw
計算轉(zhuǎn)速nj＝630r/min ,初算的齒輪模數(shù) m＝2.5, 齒寬 B＝24mm
小齒輪齒數(shù) Z＝28 ,大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取正值：
μ＝＝2.5
壽命系數(shù) , 工作期限系數(shù)
齒輪在中型機(jī)床工作期限內(nèi)的總工作時間: TS取 15000 h
同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間: T＝Tsp＝150003＝5000h
齒輪的最低轉(zhuǎn)速 n1＝630r/min
基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 彎曲載荷取
疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 ，彎曲載荷時，對正火、調(diào)質(zhì)時取
按接觸應(yīng)力計算時， KT ＝360×160×5000107 ＝3.1
按彎曲應(yīng)力計算時， KT ＝660×160×50002×106 ＝1.57
由文獻(xiàn)[4]表2-6，轉(zhuǎn)速變化系數(shù)接觸載荷取Knj＝0.85，彎曲載荷時取Knw＝0.95
由文獻(xiàn)[4]表2-7，功率利用系數(shù)接觸時取KN＝0.58，彎曲時取 KN＝0.98.
由文獻(xiàn)[4]2表2-8，材料強(qiáng)化系數(shù)接觸時取Kq＝0.60，彎曲時取 Kq＝0.75.
所以,接觸時Ks＝0.79,彎曲時Ks＝1.49.
考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊時工作狀況系數(shù)取K1 ＝1
V＝πn1000＝π×10001000＝3.14>3
由文獻(xiàn)[4]表4-4，動載荷系數(shù): K2＝1.3
由文獻(xiàn)[4]表4-5，齒向載荷分布系數(shù): K3 ＝1
由文獻(xiàn)[5]表1，查得齒型系數(shù)Y=0.408
由文獻(xiàn)[4]表4-7可查得，許用接觸應(yīng)力〔δj〕＝600Mpa，許用彎曲應(yīng)力〔δw〕＝220Mpa
由以上數(shù)據(jù)帶入公式驗算：
δj＝2088×10322×3 （2.53＋1）×1×1.3×1×0.92×3.842.55×24×1000=516.4Mpa<[]＝600Mpa
δw＝191×105×1×1.3×1×1.1×3.8422×32×24×0.408×1000 =53.5Mpa <〔δw〕＝220Mpa
經(jīng)驗算知，所選齒輪合格。
4.2.2 在驗算變速箱中的齒輪應(yīng)力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力計算。II軸上的最小齒數(shù)齒輪比較危險，為校核對象。 （Z＝20）
由文獻(xiàn)[5]公式（9）、（10）知驗算公式如下：
接觸應(yīng)力驗算公式為 ：
彎曲應(yīng)力驗算公式為 式中：電動機(jī)功率Nd＝4kw
從電動機(jī)到計算齒輪的傳動效率 ： η =0.96×0.992
傳遞的額定功率 ：N=ηNd＝0.96×0.992× 4=3.76
計算轉(zhuǎn)速nj＝250r/min ， 初算的齒輪模數(shù) m＝3（mm）齒寬 ，B＝24mm
小齒輪齒數(shù) Z＝20
大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取正值： μ ＝ ＝4
壽命系數(shù) ，工作期限系數(shù)
齒輪在中型機(jī)床工作期限內(nèi)的總工作時間：TS取 15000 h
同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間: T＝Tsp＝150002＝7500h
齒輪的最低轉(zhuǎn)速 n1＝250r/min
基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 彎曲載荷取
疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 ，彎曲載荷時，對正火、調(diào)質(zhì)時取
按接觸應(yīng)力計算時，KT ＝360×400×7500107 ＝2.62
按彎曲應(yīng)力計算時， KT ＝660×400×75002×106 ＝2.12
由文獻(xiàn)[4]表2-6，轉(zhuǎn)速變化系數(shù)接觸載荷取Knj＝0.85，彎曲載荷時取Knw＝0.95
由文獻(xiàn)[4]表2-7，功率利用系數(shù)接觸時取KN＝0.58，彎曲時取 KN＝0.98.
由文獻(xiàn)[4]2表2-8，材料強(qiáng)化系數(shù)接觸時取Kq＝0.60，彎曲時取 Kq＝0.75.
所以，接觸時Ks＝0.77，彎曲時Ks＝1.84
考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊時工作狀況系數(shù)取K1 ＝1
V＝πn1000＝π×4001000＝1.256>1 由文獻(xiàn)[4]表4-4，動載荷系數(shù)： K2＝1.2
由文獻(xiàn)[4]表4-5，齒向載荷分布系數(shù)： K3 ＝1
由文獻(xiàn)[5]表1，查得齒型系數(shù)：Y=0.438由文獻(xiàn)[4]表4-7可查得，許用接觸應(yīng)力： 〔δj〕＝600Mpa，許用彎曲應(yīng)力： 〔δw〕＝220Mpa
由以上數(shù)據(jù)帶入公式驗算：
δj＝ 2088×10322×3 （2.5＋1）×1×1.2×1×0.77×3.762.5×24×400=559.5Mpa<[]＝600Mpa
δw=191×105×1×1.2×1×1.84×3.7628×32×24×0.438×400 =149.6Mpa <〔δw〕＝220Mpa
經(jīng)驗算知，所選齒輪合格。
4.2.3在驗算變速箱中的齒輪應(yīng)力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力計算。III軸上的最小齒數(shù)齒輪比較危險，為校核對象。（Z＝50）
由文獻(xiàn)[5]公式（9）、（10）知驗算公式如下：
接觸應(yīng)力驗算公式為：
彎曲應(yīng)力驗算公式為： 式中：電動機(jī)功率Nd＝4kw
從電動機(jī)到計算齒輪的傳動效率 ：η ＝0.96×0.993
傳遞的額定功率： N=ηNd＝0.96×0.993×4=3.65
計算轉(zhuǎn)速nj＝100r/min ，初算的齒輪模數(shù) m＝3（mm），齒寬 B＝24mm
小齒輪齒數(shù) Z＝50，大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取正值：
μ ＝ ＝1壽命系數(shù) ，工作期限系數(shù)
齒輪在中型機(jī)床工作期限內(nèi)的總工作時間： TS 取 15000h
同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間: T＝Tsp＝150001＝15000
齒輪的最低轉(zhuǎn)速 n1＝100r/min
基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：
接觸載荷取
彎曲載荷取
疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 ，彎曲載荷時，對正火、調(diào)質(zhì)時取
按接觸應(yīng)力計算時，
KT ＝360×160×15000107 ＝2.43
按彎曲應(yīng)力計算時，
KT ＝660×160×150002×106 ＝2.04
由文獻(xiàn)[4]表2-6，轉(zhuǎn)速變化系數(shù)接觸載荷取Knj＝0.85，彎曲載荷時取Knw＝0.95
由文獻(xiàn)[4]表2-7，功率利用系數(shù)接觸時取KN＝0.58，彎曲時取 KN＝0.98.
由文獻(xiàn)[4]2表2-8，材料強(qiáng)化系數(shù)接觸時取Kq＝0.60，彎曲時取 Kq＝0.75.
所以，接觸時Ks＝0.79，彎曲時Ks＝1.49.
考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊時工作狀況系數(shù)取K1 ＝1
V＝πn1000＝π×2501000＝0.785<1
由文獻(xiàn)[4]表4-4，動載荷系數(shù) K2＝1
由文獻(xiàn)[4]表4-5，齒向載荷分布系數(shù)
K3 ＝1
由文獻(xiàn)[5]表1，查得齒型系數(shù)Y=0.444
由文獻(xiàn)[4]表4-7可查得，
許用接觸應(yīng)力〔δj〕＝600Mpa，
許用彎曲應(yīng)力 〔δw〕＝220Mpa
由以上數(shù)據(jù)帶入公式驗算：
δj ＝2088×10330×4 （2.53＋1）×1×1×1×0.72×3.652.53×32×250=372.5Mpa
<〔δj〕＝600Mpa
δw＝191×105×1×1×1×1.42×3.6530×42×32×0.444×250 =58.1Mpa
<〔δw〕＝220Mpa
經(jīng)驗算知，所選齒輪合格。
4.2.4根據(jù)文獻(xiàn)七，考慮齒輪轉(zhuǎn)速，載荷狀況，對振動，噪聲，使用性能方面的要求，選取齒輪精度等級為七級
4.3主軸校核
（1）.跨距 前后軸承都是圓錐滾子軸承
（2）.當(dāng)量外徑
（3）作用在主軸上的扭矩
Mn＝97400Nηηj＝97400×4×0.96×0.994100=34849N.m
（4）作用在B點上的力為
PBx＝2Mnd＝2×3484976×0.4＝2292.70N
PBy＝0.5PBx＝1146.35
（5）作用在D點上的力為
PDx＝2Mnd＝2×3484990＝774.2N
PDy＝0.5PDx＝387.21N
（6）撓度計算取斷面慣性矩 I＝2552499mm4
E＝2.1×105 N/mm2
（7） 按文獻(xiàn)中公式用變形疊加法、向量合成法，計算
表4 單位：mm
撓度
坐標(biāo)
方向
作用在B點的力的撓度
作用在D點的力的撓度
疊加后的撓度
合成后的撓度
計算值
允許值
x
0.0038
-0.0086
-0.0048
0.005
0.04
y
0.0019
-0.0043
-0.0024
x
-0.0013
0.0035
0.022
0.005
0.04
y
-0.0065
0.0017
-0.0048
注：表4中的計算值由公式 計算合成.
由表4中的計算結(jié)果知，撓度滿足要求.
(5).傾角的計算
由文獻(xiàn)中的公式疊加合成計算A.B.C.D的傾角
計算結(jié)果如下表：
表5 單位：
傾角
坐標(biāo)
作用B點上的力產(chǎn)生的傾角
作用B點上的力產(chǎn)生的傾角
疊加傾角
合成后的傾角
計算值
允許值
x
0.00001
-0.00001
0
0
0.0006
y
0.00005
-0.00005
0
x
0.000097
0.00004
0.000137
0.00015
0.001
y
0.000049
0.00002
0.000069
x
-0.00003
-0.00002
-0.00006
0.000065
0.0006
y
-0.000015
-0.00001
-0.000025
x
0
0.000037
0.000037
0.00004
0.001
y
0
0.000019
0.000019
注：表5中的計算值由公式 計算合成.
計算結(jié)果表明，Ⅱ軸剛度滿足要求.
4.4 軸承校核
（1）.主軸采用中窄系列圓錐滾子軸承，對于圓錐滾子軸承來說， ， 一般能夠滿足要求.
（2）.傳動軸 對花鍵軸上的軸承進(jìn)行校核
Ⅰ軸上： Fr＝3559N ， Fa＝0
沖擊載荷
當(dāng)量動載荷 X、Y值由文獻(xiàn)[3]表18.7得X=1，Y=0
轉(zhuǎn)速n＝400r/min
軸承型號：6407 Cr由文獻(xiàn)〔6]表2.5-1查得Cr＝43.8kN
軸承壽命：L10h ＝16670400×（438005338.5）3＝23016.5h>150000h
滿足使用要求
經(jīng)驗算其他兩組深溝球軸承也滿足使用要求.
五.設(shè)計總結(jié)
1.本次課程設(shè)計是針對《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》專業(yè)基礎(chǔ)課程基礎(chǔ)知一次綜合性應(yīng)用設(shè)計，設(shè)計過程中應(yīng)用了基礎(chǔ)學(xué)科《機(jī)械制圖》、《機(jī)械原理》、《工程力學(xué)》、《機(jī)械工程材料》 以及《機(jī)械設(shè)計》課程中的相關(guān)知識。
2.本次課程設(shè)計充分應(yīng)用了以前所學(xué)的知識，并應(yīng)用這些知識來分析和解決實際問題，進(jìn)一步鞏固和深化了以前的所學(xué)的專業(yè)基礎(chǔ)知識， 同時也是對《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》學(xué)習(xí)的一個深入認(rèn)識和理解的過程。
3.本次課程設(shè)計進(jìn)一步掌握了一般設(shè)計的設(shè)計思路和設(shè)計切入點，過程中培養(yǎng)了正確的設(shè)計思想和分析解決實際問題的本領(lǐng)，同時對機(jī)械部件的傳動設(shè)計和動力計算也提高了應(yīng)用各種資料和實際動手的能力。
4.本次課程設(shè)計進(jìn)一步規(guī)范了制圖要求，學(xué)會應(yīng)用標(biāo)準(zhǔn)，規(guī)范，和查閱相關(guān)資料的本領(lǐng)，掌握了機(jī)械設(shè)計的基本技能。
六.參考文獻(xiàn)
1. 《金屬切削機(jī)床設(shè)計》.戴曙主編.大連理工大學(xué).北京.機(jī)械工業(yè)出版社.1991
2. 《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》.段鐵群主編.哈爾濱.科學(xué)出版社.
3. 《機(jī)械設(shè)計》第四版.邱宣懷等主編.北京.高等教育出版社.2002
4. 《金屬切削機(jī)床設(shè)計》戴曙主編.大連工學(xué)院.工業(yè)出版社
5. 《機(jī)械設(shè)計手冊》 2.零件設(shè)計〈上、下冊〉.機(jī)床設(shè)計手冊編寫組.
北京.機(jī)械工業(yè)出版社.1980
6. 《金屬切削機(jī)床設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》.劉易新主編.哈爾濱.哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社
7. 《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》.哈爾濱理工大學(xué)零件教研室
8. 《金屬切削機(jī)床設(shè)計》. 戴曙主編.大連工學(xué)
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