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1、- 設計課題 設計一用于鏈式運輸上的單級直齒圓錐齒輪減速器。要求減速器工作平穩(wěn)，經(jīng)常滿載，兩班制工作，引鏈容許速度誤差為5%。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限5年。 原始數(shù)據(jù)題號 D6 拉力F〔N〕 2500 工作速度V〔m/s〕 1.45 鏈輪齒數(shù)Z 8 鏈輪節(jié)距P(mm) 80 設計任務要求： 1. 減速器裝配圖紙一*〔１號圖紙〕 2. 軸、齒輪零件圖紙各一*〔２號或３號圖紙〕 3. 設計說明書一分 課程設計過程及計算說明 一、傳動方案擬定 設計單級直齒圓錐齒輪減速器和一級鏈傳動 １.工作條件：使用年限５年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 ２.

2、原始數(shù)據(jù)： 曳引鏈拉力：F=2500N； 曳引鏈工作速度：V=1.45m/s； 曳引鏈鏈輪齒數(shù)：Z=8； 曳引鏈鏈輪節(jié)距：P=80mm； 方案擬定： 　　　采用鏈傳動與直齒圓錐齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于鏈傳動沒有滑動，能保證準確的平均傳動比，鏈傳動對制造和安裝的精度要求較低，能適用中心距較大的傳動。 二、電動機選擇 1.電動機類型和構(gòu)造的選擇： 選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其構(gòu)造簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，具有適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2.電動機容量選擇： 電動

3、機所需工作功率為： 式〔1〕：Ｐd＝ＰＷ/ηa　(kw) 式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW) 因此　　 Pd=FV/〔1000η〕 (KW) 由電動機至運輸帶的傳動總效率為： η總=η１×η２×η３×η４×η 式中：η1、η2、η3、η4、η5、η分別為 取η１= ，η２＝，η３＝ ，η４＝ 。η= ，則： η總= 所以：電機所需的工作功率： 　　　　Pw　= FV/1000η總 = = (kw) 3.確定電動機轉(zhuǎn)速 由公式 V=得： n= 鏈輪工作轉(zhuǎn)速為： n＝ r/mi

4、n = r/min 而鏈傳動比i=2， 根據(jù)機械設計手冊Ｐ表1-8推薦的傳動比合理*圍，取齒輪傳動比一級減速器傳動比*圍i3。則總傳動比理論最大值為：I＝６。 故電動機轉(zhuǎn)速的可選*為 ndi×i 　　　　　 = r/min = r/min 則符合這一*圍的同步轉(zhuǎn)速且額定功率大于4.18Kw的只有：Y160M2-8. 額定功率：Pd=5.5Kw 滿載轉(zhuǎn)速：nd=720r/min 電動機主要外形和安裝尺寸： 中心高H 外形尺寸 L×(AC/2+

5、AD)×HD 底角安裝尺寸 A×B 地腳螺栓孔直徑 K 軸 伸 尺 寸 D×E 裝鍵部位尺寸 F×GD 132 520×345×315 216×178 12 28×80 10×41 三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nd和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw 1.可得傳動裝置總傳動比為： i== 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比 i=i×i〔式中i×i分別為減速器和鏈傳動的傳動比〕 2.分配各級傳動裝置傳動比： 鏈傳動傳動比i=2 因為：　　　i=i×i 所以：　　i＝i／i= 由文獻[1]P84頁

6、的表0-4、表0-9及表4-4、4-5進展選材和熱處理。由表4-6確定精度等級，設計后由表4-7校定或由表5-3查出。 3.確定齒數(shù)Z及校核 (1)選Z。軟齒面應盡量選大些。 (2)Z= iZ。且Z為整數(shù)。 (3)計算U= (4)=5％ 四、按接觸強度計算d1 1.計算公式 2.計算T1 T1=9550 Pd-------Kw nd-----r/min η１=0.99 3.計算K K=KAKVK (1)由表4-8選用系數(shù)KA (2)選動載荷系數(shù)KV記為KVt (3)取值。一般取=0.3 = (4)由土4

7、-45查出齒向載荷分布系數(shù)K (5)計算 K=KAKVK 取KV=KVt故Kt=KAKVK 4.彈性系數(shù)ZE由表4-9查得 5.節(jié)點系數(shù)ZH由表4-48查得 6.許用應力[]H=ZNZW (1)由圖4-58查得 (2)由條件計算 N1=60n1*r*tn N2=N1/U 式中：n----嚙和次數(shù) n1-----r/min tn----每天工作小時 N-----年300天/年小時/天 (3)由圖4-59查得壽命系數(shù) ZN1 ZN2 (4)由表4-11查得平安系數(shù)SH

8、 (5)由圖查得工作硬化系數(shù)Zw (6)計算 []H1=ZNZW []H2=ZNZW (7)計算d1 d1 試選Kt=Kvt 五、校核d1 因為試選的Kv可能與實際不符合。 (1)模數(shù)m=取標準值?？筛淖僙1而到達選用適當?shù)膍的目的，但 u有變則需重新計算d1。 (2)按幾何關系計算d1 d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5) (3)圓周速度Vm〔平均直徑dm〕 Vm=

9、 計算 由查圖4-43得Kv (4)校核d1 d1= d1與d1t相差太大，則需重新選Kvt，再計算d1t 六、校核齒根彎曲強度 (1)計算公式 (2)當量齒數(shù)計算 Zv= a. b. c.由當量齒數(shù)Zv查圖4-55得齒形系數(shù)YFa1,YFa2 查圖4-56得齒根應力修正系數(shù)Ysa1,Ysa2. d.確定[]F=YHY* 查圖4-61得和 查圖4-62得YN1, YN2 查圖4-63得尺寸系數(shù)Y* 查圖4-11得平安系數(shù)SF 計算 比擬 ，的大小，取較大值 校核彎曲強度 七、

10、幾何尺寸計算 1.分度圓直徑d d1 =mZ1 d2=mZ2 2.節(jié)錐 =arctan =90- 3.節(jié)錐距R R== 4.齒寬b=R 5.周節(jié)P=m 6.齒頂高ha ha=m 7.齒根高hf hf=1.2m 8.齒頂間隙 c=0.2m 9.齒頂圓直徑 =m(Z+2) =m(Z+2) 10.齒根圓直徑 = m(Z-2.4) = m(Z-2.4) 八、受力分析 Ft1=-Ft2= Fr1=-Fa2= Ft1*tan Fa1=-Fr2= Ft1*tan 九、動裝置的運動和動力設計： 將傳動裝置各軸

11、由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸.以及 i0,i1，......為相鄰兩軸間的傳動比. PⅠ，PⅡ，......為各軸的輸入功率〔KW〕 TⅠ，TⅡ，......為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩〔N·m〕 nⅠ,nⅡ,......為各軸的輸入轉(zhuǎn)速〔r/min〕 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù) 1.運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 〔1〕計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： Ⅰ軸：nⅠ=nm/ i0 = = r/min Ⅱ軸：nⅡ= nⅠ/ i1 =720/2.65=270.7 r/min 〔2〕計算各軸的功率： Ⅰ軸： PⅠ=Pd×η1 = = 〔K

12、w〕 Ⅱ軸： PⅡ= PⅠ×η2×η3 = 〔KW〕 計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550·Pd/nm= = N·m Ⅰ軸： TⅠ= Td·i0·η1 = = N·m Ⅱ軸： TⅡ= TⅠ·i1·η2·η3 = = N·m 計算各軸的輸出功率： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率： 故：P’Ⅰ=PⅠ×η軸承= KW P’Ⅱ= PⅡ×η軸承=

13、 Kw 計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則： T’Ⅰ= TⅠ×η軸承 = N·m T’Ⅱ= TⅡ×η軸承 = N·m 小齒輪為45鋼，調(diào)質(zhì)217HBS~255HBS。取240HBS。大齒輪為45鋼正火163HBS~217HBS。取200HBS。8級精度 Z選20 Z= = U= =0<5％ T1= = N*mm KA=1.0 KVt=1.1 =

14、 = K= Kt ZE=189.8 ZH= = MPa = MPa N1= N2= tn ZN1=1 ZN2=1 SH=1 Zw=1 []H1= MPa []H2= MPa d1t m= 取m= d1= mm dm1= mm Vm= m/s = Kv= d1=mm 故d1與d1t相差不大，符合要求。 = = = = = = YFa1= YFa2=

15、Ysa1= Ysa2= = MPa = MPa YN1=YN2= Y*= SF= =230MPa =190MPa <故取大齒輪計算 合格 d1= mm d2= mm = = R= mm b= mm 取b= mm P= mm ha= mm hf= mm c= mm = mm = mm = mm = mm Ft1=Ft2= Ft Ft= N Fr1=-Fa2

16、= N Fa1=-Fr2= N nⅠ= r/min nⅡ= r/min PⅠ= Kw PⅡ= KWw Td= N·m TⅠ= N·m TⅡ= N·m P’Ⅰ= Kw P’Ⅱ = Kw T’Ⅰ= N·m T’Ⅱ= N·m 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：

17、 軸名 效率P 〔KW〕 轉(zhuǎn)矩T〔N·m〕 轉(zhuǎn)速n r/min 傳動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 七 軸的設計 1.齒輪軸的設計 (1)確定軸上零件的定位和固定方式 〔如圖〕 (2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅠ= Kw 轉(zhuǎn)速為nⅠ= r/min 根據(jù)課本P205〔13-2〕式，并查表13-2，取c= d≥ (3)確定軸各

18、段直徑和長度 從大帶輪開場右起第一段，由于齒輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加 %，取D1=Φ mm，又帶輪的寬度b= mm 則第一段長度L1= mm 右起第二段直徑取D2=Φ mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的內(nèi)端面與帶輪的左端面間的距離為 mm，則取第二段的長度L2= mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用圓錐滾子軸承，則軸承承受徑向力和軸向力為零，選用30209型軸承，其尺寸為 ，則該段的直徑為D3=Φ mm，長度為L3= mm 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動

19、軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=Φ mm，長度取L4= mm 右起第五段為滾動軸承段，則此段的直徑為D5=Φ mm，長度為L5= mm 右起第六段，為聯(lián)軸器接入軸,由于電機Y160M2-8的軸的直徑為d2=Φ mm，應選擇齒式聯(lián)軸器GICL3型，選d1=Φ mm。即D6=Φ mm。長度取L6= mm 。 (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1= mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 = N·m 求圓周力：Ft Ft= N 求徑向力Fr Fr=Ft·tanα= N Ft，

20、Fr的方向如下列圖所示 〔5〕軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA== N RB== N 垂直面的支反力： RA’= = N RB’ == N 〔6〕畫彎矩圖 右起第四段剖面處的彎矩： 水平面的彎矩：M水平=RA×0.08= Nm 垂直面的彎矩：M垂直= RA’×0.08= Nm 合成彎矩： 〔7〕畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2= Nm 〔8〕畫當量彎矩圖 因為是單向

21、回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α= 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： 〔9〕判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以該剖面為危險截面。 M當= Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］= Mpa 則： σe= M當/W= M當/(0.1·D43) = MPa<［σ-1］ 右起第一段處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) = Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是平安的 。 受力圖如下：

22、 D1=Φmm L1= mm D2=Φ mm L2= mm D3=Φ mm L3= mm D4=Φ mm L4= mm D5=Φ mm L5= mm D6=Φ mm L6= mm Ft= Nm Fr=

23、 Nm RA= N RB= N RA’= N RB’=N M水平=Nm M垂直= Nm M合= Nm T= Nm α= M當= Nm ［σ-1］= Mpa MD= Nm 輸出軸的設計計算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 〔如

24、圖〕 (2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅡ= Kw 轉(zhuǎn)速為nⅡ= r/min 根據(jù)課本P205〔13-2〕式，并查表13-2，取c=117 d≥ 取d= mm (3)確定軸各段直徑和長度 從右端開場右起第一段， 安裝滾動軸承。 故D1=Φ mm, L1= mm. 右起第二段為滾動軸承的軸肩，其直徑應小于滾動軸承內(nèi)圈的外徑。取D2=Φ mm ，L2= mm 右起第三段為圓錐齒輪的軸肩，其直徑應大于圓錐齒輪的軸孔孔徑，取D3=Φ mm，長度根據(jù)箱體的

25、具體參數(shù)設計得到，在此取L3= mm。 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加 %，大齒輪的分度圓直徑為 mm，則第四段的直徑取Φ mm,齒輪寬為b= mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4= mm。 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位需要安裝套筒取D5=Φ mm ,長度取L5= mm。 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ mm，長度L6= mm 7右起第七段為鏈輪的軸肩，取D7=Φ mm ，L3= mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d

26、1= mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 = N·m 求圓周力：Ft Ft=2T1/d2= N 求徑向力Fr Fr=Ft·tanα= N Ft，F(xiàn)r的方向如下列圖所示 〔5〕軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力： RA= Ft×100/120= N, RB=Ft×20/120 = N 垂直面的支反力： RA’= Fr×100/120= N

27、RB’ =Fr×20/120= N 〔6〕畫彎矩圖 右起第四段剖面處的彎矩： 水平面的彎矩：M水平=RA×0.02= Nm 垂直面的彎矩：M垂直=RA’×0.02= Nm 合成彎矩： 〔7〕畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d2/2= Nm 〔8〕畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α= 可得右起第四段剖面處的當量彎矩： 〔9〕判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面為危險截面。 M當=53.37Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=

28、 Mpa 則： σe= M當/W= M當/(0.1·D43) = MPa<［σ-1］ 右起第七段處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= M7/W= M7/(0.1·D73) = MPa<［σ-1］ 所以確定的尺寸是平安的 。 以上計算所需的圖如下： d= mm D1=Φ mm L1=

29、 mm D2=Φ mm L2= mm D3=Φ mm L3=mm D4=Φ mm L4= mm D5=Φ mm L5= mm D6=Φ mm L6= mm D7=Φ mm L7= mm Ft= N Fr= N RA= N RB= N RA’= N RB’= N M水平= Nm M垂直= Nm M合=

30、 Nm T= Nm α= M當= Nm ［σ-1］= Mpa M7= Nm 繪制軸的工藝圖〔見圖紙〕 八．箱體構(gòu)造設計 (1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。 (2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油

31、量。油標有各種構(gòu)造類型，有的已定為國家標準件。 (4)通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，到達集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)

32、后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體構(gòu)造是對的，銷孔位置不應該對稱布置。 (7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。 (8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 (9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。 箱體構(gòu)造尺寸選擇如下表： 名稱 符號 尺寸〔mm〕 機座壁厚 δ 機蓋壁厚 δ1 機座凸緣厚度 b 機蓋凸緣厚度 b1

33、 機座底凸緣厚度 b2 地腳螺釘直徑 df 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d1 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 軸承端蓋螺釘直徑 d3 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 定位銷直徑 d 軸承旁凸臺半徑 R1 凸臺高度 h 據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外機壁至軸承座端面距離 l1 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 △1 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 △2 機蓋、機座肋厚 m1 ,m2 軸承端蓋外徑 D2 軸承端蓋凸緣厚度 t 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以Md1和Md2互不干預為

34、準，一般s=D2 九．鍵聯(lián)接設計 1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑d1= mm,L1= mm 查手冊得，選用A型平鍵，得： A鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b= mm T= N·m h= mm 根據(jù)課本P243〔10-5〕式得 σp=4 ·T/(d·h·L) = Mpa < [σR] = 110Mpa 2、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d3= mm L3= mm TⅡ= Nm 查手冊P51 選用A型平鍵 鍵14×9 GB1

35、096-79 l=L3-b= mm h= mm σp=4·TⅡ/〔d·h·l〕 = Mpa < [σp] =110Mpa 十．滾動軸承設計 根據(jù)條件，軸承預計壽命 Lh= 小時 1.輸入軸的軸承設計計算 〔1〕初步計算當量動載荷P 因該軸承在工作條件下受到Fr徑向力作用和軸向力，查手冊知：派生軸向力Fs=0.4Fr,且系數(shù)*=0.4,Y=1.1。經(jīng)計算得：P1= N P2= N 〔2〕求軸承應有的徑向根本額定載荷值 P2>P1,故計算P2就可以了。 〔3

36、〕選擇軸承型號 選擇型號為30209的圓錐滾子軸承 查表得：Cr= kN ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 2.輸出軸的軸承設計計算 〔1〕初步計算當量動載荷P 因該軸承在工作條件下受到Fr徑向力作用和軸向力，查手冊知：派生軸向力Fs=0.4Fr,且系數(shù)*=0.4,Y=1.1。經(jīng)計算得：P1= N P2= N 〔2〕求軸承應有的徑向根本額定載荷值 P1>P2,故計算P1就可以了 〔3〕選擇軸承型號 選擇型號為30209的圓錐滾子軸承 查表知， Cr= KN ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 十一、密封和潤滑

37、的設計 1.密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，到達密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 2．潤滑 (1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了防止油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 (2) 對

38、于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動外表完全分開的一層薄膜。 十二．聯(lián)軸器的設計 〔1〕類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且構(gòu)造簡單，對緩沖要求不高，應選用彈性柱銷聯(lián)。 〔2〕載荷計算 計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TⅡ=1.3×180=234Nm， 其中KA為工況系數(shù)，取KA=1.3 〔3〕型號選擇 根據(jù)TC，軸徑d，軸的轉(zhuǎn)速n， 查標準GB/T 5014—2003，選用L*Z2型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm, 許用轉(zhuǎn)速[n]=3750r/m ,故符合要求。 十三、設計小

39、結(jié) 　　機械設計課程設計是我們機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計根底課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。 　　(1) 通過這次機械設計課程的設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步穩(wěn)固、深化和擴展。 　　(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 (3) 進展機械設計根本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料〔手冊、圖冊、標準和規(guī)*等〕以及使用經(jīng)歷數(shù)據(jù)，進展經(jīng)歷估算和數(shù)據(jù)處理等。 參考文獻： [1] 王中發(fā)主編"實用機械設計"，理工大學，1998年2月。 [2] 李秀珍主編"機械設計根底〔少學時〕"，機械工業(yè)，2006年4月。 [3] 馬保吉主編"機械設計根底"，西北工業(yè)大學，2005年9月。 [4] 龐振基　黃其圣主編"精細機械設計"機械工業(yè)，。 鍵12×8 . z.