由 及 查表3.6，并用线性插值法求得 。
（2）确定各修正系数
功率增量 ：查表3.7得
包角系数 ：查表3.8得
长度系数 ：查表3.9得
（3）确定V带根数
7.确定单根V带初拉力
查表3.1得单位长度质量
8.计算压轴力
4
1.已知条件
已知高速轴传递的功率 =3.5kw,转速 =710r/min，小齿轮分度圆直径 =66mm,齿轮宽 =21mm。
[ ]=266Mpa
弯曲疲劳强度满足要求。
同理，对第二扩大组中 和 进行校核。得到以下数据：
=598Mpa =563Mpa
[ ]=563Mpa
[ ]=340Mpa [ ]=258Mpa
[ ]=344.8Mpa
[ ]=266Mpa
亦满足要求。
第
4
1．确定计算功率
带式输送机载荷变动小，故由《机械设计》书表3.5查得工况系数 。
本设计所选的是中型普通车床，所以由《机械系统设计》表3-2中的公式
Hale Waihona Puke = =71x =142r/min取 140r/min。
2.传动轴的计算转速
=224r/min =450r/min
确定个齿轮计算转速
由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮，因此只需求出危险小齿轮的计算转速。在第二扩大组中Z22在轴Ⅱ上具有224 r/min、280 r/min、355 r/min、450 r/min、560 r/min、710 r/min，只有450 r/min、560 r/min、710 r/min在恒功率范围内，因此 =450r/min。同理可求 =900r/min。
2．选取尺宽系数
取尺宽系数为
3．弹性系数
查《机械设计》书表5.11，得：
4．小、大齿轮的接触疲劳极限
查图知，大、小齿轮的接触疲劳极限 =650Mpa， =580Mpa。
5．应力循环次数
由《机械设计》书式（5.30），应力循环次数：
6．接触寿命系数
查《机械设计》书，图5.29。
7．计算许用接触应力
取失效率为1%，查表5.10最小安全系数
2．初选V带型号
根据 ， 参考图3.16及表3.3选带型及小带轮直径，被选A型V带， 。
根据传动比1:1.58取 。
3.定中心距 和基准带长
（1）初定中心距
带入数据得 ，取 。
（2）计算带的计算基准长度
查表3.2取标准值 。
（3）计算实际中心距
（4）确定中心距调整范围
5.验算包角
6.确定V带根数
（1）确定额定功率
式中 ——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；
——驱动电动机功率（KW）；
——被计算齿轮的计算转速（r/min）；
——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”，内啮合取“-”；
——尺宽系数， （B为尺宽，m为模数）， =4~10；
——材料的许用接触应力（MPa）。
1．小齿轮传递的转矩
=9.55x P/ =9.55x x3.36/900=35653(N·mm)
第
5.
中间轴轴径变化不大，且中间轴上安装有两对滑移齿轮块，用花键进行链接，故中间轴当量直径按花键最小直径计算。
因此，可得轴的转动惯量：
查阅《材料力学》第7章表7-1梁在简单载荷作用下的变形，中间轴受力如图5-1：
图5-1中间轴受力简图
根据中间轴的受力情况，得出：
因此， 处挠度：
（1）作用力 在 处产生的挠度
1.2.2图样技术设计
（1）选择系统中的主要机件。
（2）工程技术图样的设计与绘制。
1.2.3编制技术文件
（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。
（2）编制设计计算说明书。
1
1.3.1课程设计题目和主要技术参数
题目22：分级变速主传动系统设计。
技术参数： =71r/min； =900r/min；Z=12级。
280
355
450
560
710
900
n’
69.7
88.7
111．5
139.4
177.5
223
276
351
441.5
552
702．5
883
误差
1.8%
1.5%
0.5%
0.43%
1.4%
0.45%
1.4%
1.2%
2%
1.5%
1.1%
0.8%
各级转速都满足要求，因此不需要修改齿数。
第
3.1
1.主轴的计算转速
3.2
1.主轴轴径的确定：
在设计初期，由于主轴的结构尚未确定，所以只能根据现有的资料初步确定主轴直径。由《机械系统设计》表4-9初选取前轴径 =60mm,后轴颈的轴径为前轴径0.7~0.8，所以 =45mm。
2.传动轴直径初定：
传动轴直径按公式：
式中：d——传动轴的直径（mm）;
——该轴传递的额定扭矩（Mpa）;
4．结构设计
高速轴结构如下图4-1
图4-1 高速轴结构图
轴上各尺寸的设计参照《减速器实例精解》第13章两级同轴式圆柱齿轮减速器的设计，考虑到轴向定位以及轴上零件尺寸，得到轴上各个尺寸如下：
=24mm =46mm =30mm =59mm =35mm =30mm
=39mm =168mm =43mm =10mm =35mm =14mm
1.2
《机械系统设计》课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。
1.2.1理论分析与设计计算
（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。
（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。
（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。
结构式：Z= 。
根据结构式，画出结构图。
根据“前多后少”，“前密后疏”，“升2降4”，“前慢后快”的原则，选取传动方案Z= ，可知第二扩大组的变速范围 = =4<8满足“升2降4”要求，其结构网如图2-1
图2-1传动系统结构网
画系统转速图。如图2-2.
图 2-2传动系统转速图
画传动系统图。如图2-3
图2-3传动系统图
传动比
第一扩大组
第二扩大组
1:1.26
1:1.58
1:2
1.26:1
1:3.15
代号
齿数
32
40
28
44
24
48
51
41
22
70
表2-1
齿轮齿数的确定。
齿数和不宜过大，一般推荐齿数和在100~120之间， 18~20齿，以避免产生跟切现象。并且变速组内一般来说取模数相等。《机械系统设计》根据变速组内各公比，可得齿轮齿数，如表2-1。
执行轴：
= x0.97x0.99=3.14kw
各轴传递的转矩：
高速轴：
=9.55x x =71307（N·mm）
中间轴：
=9.55x x =139413（N·mm）
计算出各轴的初定直径：
高速轴：
=31.87≈32(mm)
中间轴：
=37.69≈40(mm)
3.
3.3.1齿轮精度等级、材料及齿数
1.精度选择
由式5.15
8．计算端面重合度
9．计算重合度系数
由式（5.13），
10．模数的计算
取
3.3.3齿轮主要几何尺寸计算
1．第一扩大组齿轮分度圆直径及尺宽
2．中心距
3．第二扩大组齿轮参数
依据第一扩大组设计步骤，同理，得到第二扩大组
3．疲劳强度校核
查图表知
=1 =1.14 =1 =1.03
得
于是
= ≦[ ] [ ]=563Mpa
关键词：结构式；转速图；动力计算；零部件设计；校核
第
1
《机械系统设计》课程设计实在学完本课程后，进行的一次综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。
本题目所设计的为普通机床，速度不高，故选用7级精度。
2.材料选择
第一扩大组中，小齿轮为40Gr，调制， =280HBS，大齿轮为45钢，调制， =240HBS。
3.齿轮齿数
小齿轮齿数 =24；大齿轮齿数 =48。
3.3.2按齿面接触疲劳强度确定齿轮模数
一般在同一变速组的齿轮取相同模数，选择负重最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算
接触疲劳强度满足要求。
3.齿根弯曲疲劳强度校核
查图知
=500Mpa， =380Mpa
=0.862， =0.875， =1
取失效率为1%，最小安全系数 =1.25
[ ]= ，[ ]=344.8Mpa，[ ]=266Mpa
=0.25+ =0.696
查图知，
=2.65 =2.33
=1.58 =1.72
= ≦[ ] [ ]=344.8Mpa
（2）作用力 在 处产生的挠度
（3）作用力对轴的总挠度
处挠度：
（1）作用力 在 处产生的挠度
（2）作用力 在 处产生的挠度
（3）作用力对轴的总挠度
轴承处端截面转角计算