【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內(nèi)文檔可直接點(diǎn)開預(yù)覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內(nèi)的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦--有疑問可咨詢QQ:1304139763 或 414951605

《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(yùn)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(shí)習(xí)等實(shí)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(dú)操縱機(jī)構(gòu)。 (4)進(jìn)給傳動系統(tǒng)采用單獨(dú)電動機(jī)驅(qū)動。 三.運(yùn)動設(shè)計 3.1 運(yùn)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。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) 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(shí)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(shí)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(shí)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(shí) =1440× =631.2r/min ％=0.17％<5.8％ 符合要求 Ⅱ軸: i=12.5 時: n實(shí) =630× =250.6r/min ％=0.05％<5.8％ 符合要求 i=11.58 時: n實(shí) =630× =401.25r/min ％=0.35％<5.8％ 符合要求 i=11 時: n實(shí) =630× =630r/min ％=0<5.8％ 符合要求 Ⅲ軸：i=1 時: n實(shí) =630×=630r/min ％=0<5.8％ 符合要求 i= 時: n實(shí) =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(diǎn)上的力為 PBx＝2Mnd＝2×3484976×0.4＝2292.70N PBy＝0.5PBx＝1146.35 （5）作用在D點(diǎn)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(diǎn)的力的撓度 作用在D點(diǎn)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(diǎn)上的力產(chǎn)生的傾角 作用B點(diǎn)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(shí)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(diǎn)，過程中培養(yǎng)了正確的設(shè)計思想和分析解決實(shí)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(shí)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) - 19 -