題目13-分級變速主傳動系統(tǒng)課程設(shè)計：Nmin=71rmin；Nmax=710rmin；Z=6級；公比為1.58；電動機功率P=4kW；電機轉(zhuǎn)速n=1440rmin

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哈爾濱理工大學(xué) 課 程 設(shè) 計 題 目：機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計 院 、 系：機械動力工程學(xué)院 班 級：機械 姓 名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 《目錄》 一.課程設(shè)計的目的……………………………………………..2 二.《機械系統(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…………………………………………………..21 一. 課程設(shè)計的目的 《機械系統(tǒng)設(shè)計》課程設(shè)計是在學(xué)習(xí)完本課程后，進行一次學(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，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型結(jié)構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(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，并為進行機械系統(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13：分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計 技術(shù)參數(shù)： Nmin=71r/min；Nmax=710r/min； Z=6級；公比為1.58；電動機功率P=4kW；電機轉(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)利用電動機完成換向和制動。 (3)各滑移齒輪采用單獨操縱機構(gòu)。 (4)進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(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71r/min,公比為1.58，查文獻[2]表2.12，查得主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列值為（單位：r/min）:71，118，180，280，450，710. 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[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： 表1 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 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[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 ＝71×1.58（63-1）＝118r/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 =118r/min,nIIj=450r/min,nIj=710r/min （3）.各齒輪計算轉(zhuǎn)速 可得出各齒輪計算轉(zhuǎn)速。現(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) 710 710 710 450 450 500 450 450 450 118 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： 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 帶傳動設(shè)計 輸出功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=710r/min 3.3.1計算設(shè)計功率Pd 表4 工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風(fēng)機和鼓風(fēng)機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風(fēng)機（）；發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復(fù)式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設(shè)計》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機械設(shè)計》P297圖13－11選取。 根據(jù)算出的Pd＝4.4kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。 3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速 由《機械設(shè)計》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm 則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設(shè)計》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=200mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。 3.8計算壓軸力 由《機械設(shè)計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝120.67N，上面已得到=167.59o，z=4，則 對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 ? 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。 （a） （b） （c） （d） 圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型 根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 3.4 求最佳跨距 設(shè)機床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?400mm,電動機功率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[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[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,軸承，鍵和操縱機構(gòu) 3.5.1電動機的選擇： 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[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：電動機功率Nd＝4kw 從電動機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＝710r/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[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[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[4]2表2-8，材料強化系數(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[4]表4-4，動載荷系數(shù): K2＝1.3 由文獻[4]表4-5，齒向載荷分布系數(shù): K3 ＝1 由文獻[5]表1，查得齒型系數(shù)Y=0.408 由文獻[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[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：電動機功率Nd＝4kw 從電動機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[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[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[4]2表2-8，材料強化系數(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[4]表4-4，動載荷系數(shù)： K2＝1.2 由文獻[4]表4-5，齒向載荷分布系數(shù)： K3 ＝1 由文獻[5]表1，查得齒型系數(shù)：Y=0.438由文獻[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[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：電動機功率Nd＝4kw 從電動機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[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[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[4]2表2-8，材料強化系數(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[4]表4-4，動載荷系數(shù) K2＝1 由文獻[4]表4-5，齒向載荷分布系數(shù) K3 ＝1 由文獻[5]表1，查得齒型系數(shù)Y=0.444 由文獻[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[3]表18.7得X=1，Y=0 轉(zhuǎn)速n＝400r/min 軸承型號：6407 Cr由文獻〔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《機械制圖》、《機械原理》、《工程力學(xué)》、《機械工程材料》 以及《機械設(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)，掌握了機械設(shè)計的基本技能。 六.參考文獻 1. 《金屬切削機床設(shè)計》.戴曙主編.大連理工大學(xué).北京.機械工業(yè)出版社.1991 2. 《機械系統(tǒng)設(shè)計》.段鐵群主編.哈爾濱.科學(xué)出版社. 3. 《機械設(shè)計》第四版.邱宣懷等主編.北京.高等教育出版社.2002 4. 《金屬切削機床設(shè)計》戴曙主編.大連工學(xué)院.工業(yè)出版社 5. 《機械設(shè)計手冊》 2.零件設(shè)計〈上、下冊〉.機床設(shè)計手冊編寫組. 北京.機械工業(yè)出版社.1980 6. 《金屬切削機床設(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. 《金屬切削機床設(shè)計》. 戴曙主編.大連工學(xué) - 27 -