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1、機械設計課程設計計算說明書課 程 設 計 說 明 書題目： 二級學院年級專業(yè)學 號學生姓名指導教師教師職稱第22頁共21頁目 錄 第一部分 緒論 1 第二部分 課題題目及主要技術(shù)參數(shù)說明 1 2.1 課題題目1 2.2 主要技術(shù)參數(shù)說明1 2.3 傳動系統(tǒng)工作條件1 2.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇2第三部分 減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關(guān)性能參數(shù)計算 2 3.1 減速器結(jié)構(gòu)2 3.2 電動機選擇2 3.3 傳動比分配3 3.4 動力運動參數(shù)計算3第四部分 齒輪的設計計算 4 4.1 齒輪材料和熱處理的選擇 4 4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算 4 4.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設計 8第五部分 軸的設計計算10 5.1

2、軸的材料和熱處理的選擇 10 5.2 軸幾何尺寸的設計計算 10 5.2.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設計軸的最小直徑 11 5.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設計 11 5.2.3 軸的強度校核 14第六部分 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇16 6.1 軸承的選擇及校核 16 6.2 鍵的選擇計算及校核 17 6.3 聯(lián)軸器的選擇 18第七部分 減速器潤滑、密封及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算18 7.1 潤滑的選擇確定 18 7.2 密封的選擇確定 18 7.3減速器附件的選擇確定19 7.4箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算19 第八部分 總結(jié)20參考文獻21機械設計課程設計計算說明書計 算 及 說 明計算結(jié)果第1部分 緒論 隨著現(xiàn)代計算

3、技術(shù)的發(fā)展和應用,在機械設計領(lǐng)域,已經(jīng)可以用現(xiàn)代化的設計方法和手段,從眾多的設計方案中尋找出最佳的設計方案,從而大大提高設計效率和質(zhì)量。在進行機械設計時,都希望得到一個最優(yōu)方案，這個方案既能滿足強度、剛度、穩(wěn)定性及工藝性能等方面的要求,又使機械重量最輕、成本最低和傳動性能最好。然而,由于傳統(tǒng)的常規(guī)設計方案是憑借設計人員的經(jīng)驗直觀判斷,靠人工進行有限次計算做出的,往往很難得到最優(yōu)結(jié)果。應用最優(yōu)化設計方法,使優(yōu)化設計成為可能。斜齒圓柱齒輪減速器是一種使用非常廣泛的機械傳動裝置,它具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動平穩(wěn)和在不變位的情況下可湊配中心距等優(yōu)點。我國目前生產(chǎn)的減速器還存在著體積大,重量重、承載能力低、成本

4、高和使用壽命短等問題,對減速器進行優(yōu)化設計,選擇最佳參數(shù),是提高承載能力、減輕重量和降低成本等完善各項指標的一種重要途徑。培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及相關(guān)技術(shù)資料的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理、計算機輔助設計方第二部分 課題題目及主要技術(shù)參數(shù)說明2.1 課題題目一級斜齒圓柱齒輪減速器（用于帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器）2.2 主要技術(shù)參數(shù)說明 輸送帶的最大有效拉力F=2.3KN，輸送帶的工作速度V=1.5m/s，輸送機滾筒直徑D=300mm。2.3 傳動系統(tǒng)工作條件帶式輸送機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，兩班制工作，每班工作8小時，空載啟動，工作期限為八年，每年工作280天；檢修期間

5、隔為三年。在中小型機械廠小批量生產(chǎn)。2.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇圖2-1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 第三部分 減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關(guān)性能參數(shù)計算3.1 減速器結(jié)構(gòu)本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結(jié)構(gòu)。3.2 電動機的選擇1）工作機輸出功率:= 2） 傳動效率：查機械設計課程設計P:10表2-4V帶傳動滾動軸承：斜齒輪傳動：8級精度的一般齒輪傳動(油潤滑)聯(lián)軸器：彈性聯(lián)軸器滾筒：總傳動效率3） 電動機輸入功率因電動機額定功率需要略大于即可，由附表31查出Y系列三相異步電動機的技術(shù)參數(shù)，選電動機額定功率。4）轉(zhuǎn)速F=2.3KNV=1.5m/sD=300mm=0.82工作機滾筒轉(zhuǎn)速為:由于總傳動比等于齒輪

6、的傳動比與帶的傳動比之積，查（機械設計課程設計指導書）附表1圓柱齒輪傳動其傳動比常用值：3-6V帶傳動其傳動比常用值：2-4則總傳動比合理范圍為：6-24 故電動轉(zhuǎn)速的大致可選范圍為=（6-24）95.54=573r/min2293r/min對額定功率為5.5kw的Y系列電動機而言，可供選擇的同步轉(zhuǎn)速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min，取轉(zhuǎn)速為1000 r/min.型號為Y132M2-65） 由機械設計課程設計P235表20-1 選Y132S-4型電動機，主要技術(shù)數(shù)據(jù)如下：型號額定功率（KW）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）Y132M2-65.59602.12.2表3-1

7、電動機的型號3.3 傳動裝置的總傳動比及其分配 系統(tǒng)總傳動比查資料可知電動機的轉(zhuǎn)速=1140r/min根據(jù)關(guān)系式得： 參考機械設計課程設計P:5表2-1：取取V帶傳動則：齒輪的的傳動比34動力動力參數(shù)的計算1）每個軸的轉(zhuǎn)速電動機輸出軸的轉(zhuǎn)速小齒輪軸的轉(zhuǎn)速大齒輪軸的轉(zhuǎn)速滾筒軸的轉(zhuǎn)速r/min3）每個軸的輸入功率電動機輸出軸的輸入功率小齒輪軸的輸入功率大齒輪軸的輸入功率滾筒軸的輸入功率4）各個軸的轉(zhuǎn)矩計算電動機輸出軸的轉(zhuǎn)矩：小齒輪軸的轉(zhuǎn)矩：大齒輪軸的轉(zhuǎn)矩：滾筒軸的轉(zhuǎn)矩：以上計算結(jié)果列表如下：軸名功率P/KW轉(zhuǎn)矩/(Nm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)電動機軸4.2141.8896000小齒輪軸4.0412

8、0.5732000大齒輪軸3.80385.5794.12滾筒軸3.61366.2994.12表3-2參數(shù)結(jié)果第四部分 齒輪的設計4.1齒輪材料和熱處理的選擇：材料選擇:由機械設計表10-1選擇小齒輪材料為45Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算1選擇精度等級及齒數(shù)1）按圖2-1傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高，設計為通用減速器,故選用7級精度（GB10095-88）3）由于傳動過程中粉塵較多選用閉式傳動,故選用小齒輪齒數(shù)為=24,大齒輪齒數(shù)=243.2=76.8,取

9、=77。4）選取螺旋升角：初選螺旋升角。2按齒面接觸強度設計： 按機械設計（10-21）試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選=1.6。2）由機械設計217頁圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.43303）由機械設計215頁圖10-26查得：=0.78, =0.87,則。4) 由機械設計表3-6選取齒寬系數(shù)。5) 由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)：6) 由機械設計圖10-21c、d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限7）由表3-2查得小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：8) 由式機械設計式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 9) 由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)0.90；

10、0.9510) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，由機械設計式10-12得許用接觸應力：（2）計算1）計算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得2) 計算圓周速度3) 計算齒寬b及模數(shù) 4) 計算縱向重合度=5) 計算載荷系數(shù)K由機械設計查表10-2得使用系數(shù)=1,根據(jù)v=1.1m/s,7級精度,由機械設計圖10-8查得動載系數(shù);由機械設計表10-4查得 ；由機械設計圖10-13查得1.35；由表10-3查得故載荷系數(shù)k=6) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由機械設計式（10=10a）得：7) 計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設計由機械設計式（10-17）（1）確定計算參數(shù)1)計算載

11、荷系數(shù)2)根據(jù)縱向重合度,從機械設計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3)計算當量齒數(shù)4)查取齒形系數(shù)由機械設計表10-5查得2.592 2.2115)查取應力校正系數(shù)由機械設計表10-5查得1.592 1.7746)由機械設計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限。7)由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.85 0.88。8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4, 由機械設計式（10-12）9)計算大小齒輪的并加以比較小齒輪的數(shù)值較大(10)設計計算對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞計算的法面模數(shù)，可取彎曲疲勞計算的

12、法面模數(shù),并就近圓整為標準值，已滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度,需要按接觸疲勞強度算得分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由(1)計算中心距(2)按圓整后的中心距修正螺旋角(3)計算大小齒輪的分度圓直徑(4)計算齒輪寬度：圓整后取大齒輪有關(guān)參數(shù)整理于下表：齒輪名模數(shù)/mm齒數(shù)Z齒寬B/mm分度圓直徑d/mm螺旋角/度小齒輪323807113大齒輪3747522887表面4-143齒輪的結(jié)構(gòu)設計1.確定齒輪的外形尺寸（以大齒輪為例）齒頂圓直徑因齒頂。圓直徑大于160mm，而又小于500，故選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺寸按機械設計圖10-39推薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設計并繪制大齒輪零件圖如圖4-1

13、所示有關(guān)尺寸參數(shù)：圖10-39取,d為軸安裝大齒輪處的軸徑。，圓整為90mm，圓整為195mm,圓整為35mmD1=142.5mm,圓整為145mm 2.確定檢驗項目及其允許值大齒輪分度圓直徑為234.87mm，查互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)表10-6到10-9，得：單個齒距極限偏差齒距累積總公差螺旋線總公差3.確定中心距極限偏差中心距為149.95，查互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)表10-1得，因此，中心距表示為：4.確定確定最小側(cè)隙和齒厚偏差（1）確定最小側(cè)隙，由互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)式（10-4）得：（2）確定齒厚上偏差，由互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)式10-9得：取負值為（3）確定齒厚下偏差，查互換性與測量技術(shù)基

14、礎(chǔ)表10-5得：切齒徑向進刀公差按式10-10計算所以，5.確定齒坯精度（1）內(nèi)孔尺寸公差，查互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)表10-12得，即。（2）齒頂圓直徑偏差，查互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)表10-12得（3）查互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)表10-13得，端面圓跳動公差和頂圓徑向圓跳動公差為0.022mm。（4）齒坯表面粗糙度由互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)表10-14查得齒面的上限值為1.25，由表10-15查得齒坯內(nèi)孔表面的上限值為1.25，端面的上限值為2.5，頂圓的上限值為3.2，其余加工表面粗糙度的上限值取12.5五部分 軸的設計計算5.1 軸的材料和熱處理的選擇選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查機械設計表15-

15、1，可知5.2 軸幾何尺寸的設計計算 1軸的設計(1) 由表3-2可知軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩(2) 初定軸的最小直徑先按機械設計式（15-2）初步估計軸的最小直徑。材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計表15-3，取從動軸：主動軸：輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（ 參看圖5-2），為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適合，故先選聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設計表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故=1.3,，則：按照計算轉(zhuǎn)矩要小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，又由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，查標準GB/T4323-2002，選用彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為:LT

16、8型聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為:。半聯(lián)軸器的孔徑:,故取， 半聯(lián)軸器軸孔長度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為:。即取 。(3) 軸的結(jié)構(gòu)設計1)擬定軸上零件的裝配方案經(jīng)綜合分析，選用從動軸上零件的裝配方案見圖5-1所示的裝配方案。(a)從動軸的裝配(b)主動軸的裝配方案圖5-1主、從動軸的裝配方案(2)根據(jù)軸向定位要求確定軸各段直徑和長度1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,軸段右端需制出一軸肩,由定位軸肩高度h=(0.07-0.1)d,故取段的直徑,左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取軸端擋圈直徑,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度:,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故段的長度應比略短2-3m

17、m,取:。2)初步選擇滾動軸承,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 ,故選用單列圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù):.由機械設計簡明手冊，初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310型,其尺寸:，故右端軸承采用軸肩定位，由定位軸肩高度h=(0.07-0.1)d,軸肩高度取h=2.5mm,因此。而左端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，3)取安裝齒輪處軸段的直徑：，齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短與輪轂寬度2-3mm,故?。?齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度,取,則軸環(huán)處的直徑： 。4)軸承端蓋的總寬度為：（由減速器

18、及軸承端的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端與半聯(lián)軸器右端面間的距離故取。5)取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為:，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定流動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s, 取s=8mm,已知滾動軸承寬度T=29.25mm30mm，則,同理可算出：.至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度.(3)軸上零件的周向定位齒輪,半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接1)齒輪與軸的連接按查機械設計表6-1,得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,根據(jù)鍵長等于或略小于轂長度，即L=B-（5-10）mm，故取：L=63mm, 為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸

19、的配合為:2）半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接, 查機械設計表6-1，選用平鍵為:,半聯(lián)軸器與軸的配合為: 。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為:m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸參照機械設計表15-2,取軸端倒角為:，各軸肩處圓角半徑取主、從軸尺寸結(jié)構(gòu)簡圖如圖5-2所示： (5)求軸上的載荷1)首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖5-3）做出軸的受力簡圖如圖（5-2）。確定軸承的支點位置,對30310型圓錐滾子軸承，由機械設計簡明手冊中查得a=23mm。因此，作為簡支梁的軸承支承跨距，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖,扭矩圖和計算彎矩圖,可看出截面處計算彎矩最大 ,是軸的危險截圖5-3

20、軸的載荷分析圖(6)按彎扭合成應力校核軸的強度1)作用在齒輪上的力，如圖5-3所示切向力:徑向力:軸向力2)求作用于軸上的支反力，如圖5-3所示水平面內(nèi)支反力:1344N 2497N 垂直面內(nèi)支反力: 3)作出彎矩圖分別計算水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩.水平面內(nèi)：垂直面內(nèi)： 計算總彎矩:由公式4)作出扭矩圖: ，如圖5-3所示。5)按彎扭合成應力校核軸的強度從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖（圖5-3）中可以看出截面C是軸的危險截面。根據(jù)機械設計式（15-5）及上述數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)、扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取軸的計算應力：前選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，上述過程中已查得，因此，故安全。6

21、) 根據(jù)從動軸的設計方法同樣可以定出主動軸的尺寸，由于方法類似，這里不重復，主、從動軸尺寸見圖5-2。(a)主動輪尺寸結(jié)構(gòu)簡圖（b）從動軸尺寸結(jié)構(gòu)簡圖圖5-2 主、從軸尺寸結(jié)構(gòu)簡圖第六部分 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇6.1 軸承的選擇及校核（1）由上述軸的結(jié)構(gòu)設計已初步選擇單列圓錐滾子軸承30310型，2個為從動軸承。（2）計算軸承壽命：圓錐滾子軸承30310，相關(guān)參數(shù)查機械設計簡明手冊得：圖6-1受力簡圖1）畫軸力簡圖如圖6-1所示，求軸向力：，且已知軸承I被壓緊，軸II被放松。2）計算當量動載荷查機械設計表13-5得查機械設計表13-5得3）可知是危險軸承。根據(jù)機械設計式（13-5a）計算軸承

22、壽命，對于滾子軸承，預期壽命為：10年，兩班制因此軸承壽命合格。6.2 鍵的選擇計算及校核（1）與半聯(lián)軸器配合軸段處的鍵，在軸的結(jié)構(gòu)設計中已選用圓頭平鍵選擇45鋼，其許用擠壓應力則該鍵強度足夠，合格。（2）與大齒輪配合軸段處的鍵，選擇在軸的結(jié)構(gòu)設計中已選用圓頭平鍵45鋼，其許用擠壓應力則該鍵強度足夠，合格。6.3 聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設計表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故=1.3,，則：按照計算轉(zhuǎn)矩要小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，又由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，查標準GB/T4323-2002，選用彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為:LT8型聯(lián)軸器,其公稱

23、轉(zhuǎn)矩為:。半聯(lián)軸器的孔徑:,故取， 半聯(lián)軸器軸孔長度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為:型號公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速軸孔直徑軸孔長度外徑軸孔類型軸孔材料LM52400r/min45mm112mm190mmY型HT200表6-1 LT8型彈性柱銷聯(lián)軸器參數(shù)第七部分 減速器潤滑、密封及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算7.1 潤滑的選擇確定1.齒輪，應用噴油潤滑，但考慮成本需選用浸油潤滑。選用150號機械油（GB 443-1989），最低最高油面距（大齒輪）1020mm，需油量為1.5L左右。2.軸承采用潤滑脂潤滑。選用ZL3型潤滑脂（GB 7324-1987），用油量為軸承間隙的為宜。7.2 密封的選擇確定（1）箱座與

24、箱蓋凸緣結(jié)合面的密封選用在結(jié)合面涂密封漆或水玻璃的方法。（2）觀察孔和油孔等處結(jié)合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封。（3）軸承孔的密封軸的外伸端與透蓋間的間隙，由于，故選用半粗羊毛氈加以密封。（4）軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi)部。7.3減速器附件的選擇確定減速器附件包括螺栓、螺母、墊圈、銷、油標尺、通氣器，附件參數(shù)見表7-1。名 稱功 用數(shù)量材 料規(guī) 格螺栓安裝端蓋12Q235 GB 5782-1986螺栓安裝端蓋24Q235 GB 5782-1986螺母安裝3 GB 6170-1986墊圈調(diào)整安裝365Mn10 GB 93-1987銷定位

25、235 GB 117-1986油標尺測量油面高度1組合件通氣器透氣1表7-1 減速器附件參數(shù)表7.4箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算箱座壁厚箱座凸緣厚度，箱蓋厚度箱蓋凸緣厚度箱底座凸緣厚度，軸承旁凸臺高度，凸臺半徑齒輪軸端面與內(nèi)機壁距離大齒輪齒頂與內(nèi)機壁距離小齒輪軸端面與內(nèi)機壁距離上下機體筋板厚度，主動軸承端蓋外徑從動軸承端蓋外徑地腳螺栓，數(shù)量6根第八部分 總結(jié)機械設計課程設計是我們機械類專業(yè)學生第一次全面的機械設計訓練，在設計過程中雖然遇到了一些問題，但經(jīng)過一次一次的更改和不斷的驗證，最終找出來原因所在。通過這次課程設計，我們更深的學習到了一般的設計方法，掌握了通用零件、機械傳動裝置和簡單的機械設計原理

26、，同時對制圖標準也有了更多的了解，在課程設計的這段時光里，學到了很多書本上的知識，可以說是多門課程的綜合運用，通過這次設計，把我們以前所學的知識都運用出來了，這時才發(fā)現(xiàn)，原來之前學的是那么那么的少，遠遠不夠這次設計所用。同時也深深感到自己初步掌握的知識與實際需要還有很大的距離，在今后還需要繼續(xù)學習和實踐。本設計由于時間緊張，在設計中肯定會有許多欠缺，若想把它變成實際產(chǎn)品的話還需要反復的考慮和探討。但作為一次練習，確實給我們帶來了很大的收獲，設計涉及到機械、電氣等多方面的內(nèi)容，通過設計計算、認證、畫圖，提高了我對機械結(jié)構(gòu)設計、電動機的選用等方面的認識和應用能力?？傊?，本次設計讓我受益非淺，各方面

27、的能力得到了一定的提高思考和解決的能力。最后特別感謝老師的悉心指導，特別是在我們的設計思路中，同時教導我學會獨立通過課程設計，使自己對所學機械的各門課程進一步加深了理解，對于各方面知識之間的聯(lián)系有了實際的體會。n=95.54r/min電動機型號：Y132M2-6帶傳動比：齒輪傳動比：T1=N2=1.1m/sb=64.80mmmnt=2.62h=5.895d1=72.17mmmn=2.92軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為:LT8型聯(lián)軸器1344N2497NN.mN.mN.mN.mN.m從動軸承選圓錐滾子軸承，型號：30310（2個）與齒輪連接處鍵與齒輪連接處鍵彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為

28、:LT8型聯(lián)軸器齒輪浸油潤滑，用150號機械油軸承脂潤滑，用ZL3型潤滑脂參 考 文 獻 1 濮良貴，紀名剛.機械設計M.第八版，北京：高等教育出版社，2006.2 吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊S.第三版,北京：高等教育出版社，2005.3 徐學林.互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)M.長沙：湖南大學出版社，2005.4 范元勛，宋梅利，梁醫(yī).機械設計課程設計指導書M.南京：南京理工大學出版社，2007.5 孫巖，陳曉羅，熊涌.機械設計課程設計M.北京：北京理工大學出版社，2007.6 楊黎明，楊志勤.機械設計簡明手冊.北京：國防工業(yè)出版社，2008.7 劉鴻文.材料力學.第五版，北京：高等教育出版社，2011.8 朱張校，姚可夫.工程材料.第五版，南京：清華大學出版社，2011.9 余桂英，郭紀林.AutoCAD 2006中文版實用教程.大連：大連理工大學出版社，2006.10 龔溎義.機械設計課程設計指導書M.第二版，北京：高等教育出版社，2011.11 王伯平.互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ).第三版，北京：機械工業(yè)出版社，2008.12 龔溎義.機械設計課程設計圖冊.第三版，北京：高等教育出版社，2011.