课程设计-二级直齿圆柱齿轮减速器

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1、课程设计设计题目：带式运输机二级直齿圆柱齿轮减速器系别机械工程系班级学生姓名学号指导教师职称起止日期目录机械设计课程设计任务书3一、传动装置的总体设计61 传动装置的总传动比及分配92 计算传动装置的运动和动力参数9二、带传动设计11三、齿轮的设计144 .轴的设计计算及校核285 轴承的寿命计算386 键连接的校核387 润滑及密封类型选择398 减速器附件设计40九.主要尺寸及数据41十.设计完成后的各参数43十一.参考文献44十二.心得体会44机械设计课程设计任务书专业：机械设计制造及其自动化班级：机械10-2姓名：丁昊学号：09、设计题目设计用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器

2、电动机V带传动二级厕柱齿轮减速器联轴器卷筒运输带二、原始数据（E6）运输机工作轴转矩T=850Nm运输带工作速度v=1.45m/s卷筒直径D=410mm三、工作条件，小批量生产，单班制工连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10作，运输带速度允许误差为5%。四、应完成的任务1、减速器装配图一张（A0图或CAD图）2、零件图两张（A2图或CAD图）五、设计时间2012年12月29日至2013年1月18日六、要求1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。七、设计说明书主要内容1、内容（ 1）目录（标题及页次）；（ 2）设计任务书；（ 3）前言（题目分析

3、，传动方案的拟定等）；（ 4）电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；（ 5）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；（ 6）轴的设计计算及校核；（ 7）箱体设计及说明（ 8）键联接的选择和计算；（ 9）滚动轴承的选择和计算；（ 10）联轴器的选择；（11）润滑和密封的选择；12）减速器附件的选择及说明；(13)设计小结;(14)参考资料(资料的编号口及书名、作者、出版单位、出版年月)；2、要求和注意事项必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁。本次课程设计说明书要求字数不少于6-8千字(或30页)，要装订成册。沈

4、阳工程学院机制教研室、传动装置的总体设计1电机选择设计内容计算及说明结果1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。具结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380VY系列防护式笼型三相异步电动机2、选择电动机的容量工作机后效功率Pw=，根据任9550务书所给数据T=850Nm,V=1.45ms,工作机卷筒的n=(60*1000*v)/3.14*D=67.58r/min。则有：Pw=(T*n)/9550=850*67.58/9550=6.01kw.从电动机到工作机输送带之间的总效率为Pw=6.01kW1=0.96n2=0.99n3=0.97n4=0.99124245式中I,%

5、,%,L,5分别为V带传动效率，滚动轴承效率，闭式齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知1=0.96,1=0.99,3=0.97,3=0.99,5=0.96,则有：三二0.825所以电动机所需的工作功率为：pd=Pw=_6L=7.28KW、0.825n5=0.96r =0.825Pd=7.5KW取Pd=7.5KW3、确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I齿=840和带的传动比I带=24,则系统的传动比范围应为：I=I齿4带=(840)父(24)=16160所以电动机转速的可选范围为nd=IZxnw=(16160)父67.58r/min=(1081.281081

6、2.8)r/min符合这一范围的同步转速有1000r/min,1500r/min和3000r/min三种。查询机械设计手册(软件版)【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y系列(IP44)三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y132M-4.其满载转速为1440r/min,额定功率为7.5KW。n=67.58r/min电动机型号为Y132M-42传动装置的总传动比及分配设计内容计算及说明结果1、总传动比,-nd1440I=一=21.31nw67.58ia=-nm=21.31nw2、分配传动比因为Ia=i带M齿已知带传动比的合埋范围为

7、24。故取V带的传动比i01=3贝UI齿=二=7.10分酉已减i01速器传动比，参考机械设计指导书图12分配齿轮传动比得高速级传动比i12=3.15，低速级传动比为i23=2.26i01=3i12=3.15i23=2.263计算传动装置的运动和动力参数设计内容计算及说明结果1、各轴的转数电动机轴高速轴中间轴低速轴n0=1440r/minn01440n1=r/min=480r/mini带3n2=E=480=152.38r/mini123.15n2152.38acin3=67.42r/mini232.26n卷=n3=67.58r/minIn0=1440r/minn1=480r/minn2=152.

8、38r/minn3=67.42r/minn4=67.58r/min2、各轴输入功率P0=Pd=7.28KWP1=P0koi=Po”i=7.28M0.96=6.99KWP2=P1黑12=P/Zx%=6.99黑0.97父0.99=6.71KWP3=P2X23=P2M2E3=6.71黑0.99父0.97Po=7.28KWP1=6.99kWP2=6.71kWP3=6.44kW=6.44KW3、各轴的输 入转矩Pd7.28T 0=9550 :=9550 no1440=48.28 N MT1= 9.55父106 乂上=9.55 *106n16.995x 1.39 105N mm480T2 = 9.55 1

9、06 P2 =9.55 106n26.71 =4.21 105 N mm152.38T1T2T3 N=48.28N.m=1.39 105N mm5=4.21105 N mm= 9.122 105mm5? = 8.9 10 N.mm3、各轴的输出功率P。/=PX0.99=7.20kWP0P1/=P2X0.99=6.92kWP1P2/=P3X0.99=6.64kWP2P3/=P4X0.98=6.31kWP3=7.20kW=6.92kW=6.64kW=6.31kW丁3=9.55106口=9.122105Nmm%T卷=9.55父106=8.9父105Nmmn4将上述计算结果汇总与下表：带式传动装置的运

10、动和动力参数:轴名功率PKW转矩TNmm转速r/min输入输出输入输出电动机轴7.287.2048.314401轴6.996.921394802轴6.716.31421152.383轴6.443.3991267.42卷筒轴6.389097.带传动设计设计内容计算及说明结果1确定据2表8-7查得工作情况系数Ka=1.1。故Pca=8.25计算功有：率pcaPca=KAMp=1.1M7.5=8.25KW2选择据Pca和n有2图8-11选用A带A带V市审型3确定(1)初选小带轮的基准直径dd1有2dd1=90mm带轮的表8-6和8-8,取小带轮直径v=6.78ms基准宜dd1=90mm。dd2=27

11、0径dd1并验算带速验舁带速v,有：冗父dd1Mn03.14父90M1440v=60x100060x1000=6.78ms因为6.78m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。(3)计算大带轮基准直径dd2dd2=i带父出=3父90=270mm取dd2=280mm新的传动比i带=280=3.1190i带=3.114确定V带的中心距a和基准长度Ld(1)据2式8-20初定中心距a0=500mm(2)计算带所需的基准长度21。(dd1-dd2)Ld0电2a。+1+dd2)+，24a023.14(28090)2=2M500+-(280+90)+()24M500=1599mm由2表8-2选带的基准长

12、度Ld=1600mm(3)计算实际中心距LhLdna%a0+d2500+(1)/2=499.5a0=500mmLd0=1599mma=500mmamin=476mmamax=548mm500中心局变动范围：amin=a0.015d=476mmamax=a+0.03d=548mmmax5验算小带轮上的包角占57.3。oca=180-(dd2-dd1)=15890aa=158n6计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功率Pr由dd1=90mm和n=1440r/min查2表8-4a得P0=1.064KW据n0=1440治n,i=3和A型带，查28-4b得P0=0.17KW查2表8-5得K=0.945

13、,KL=0.99,于是：Pr=(P0+iP0)xKLXK=1.154KW(2)计算V带根数zZ=pca=7.5=6.5Pr1.154故取7根。Z=77计算单根V带的初拉力最小值(F0)min由2表8-3得A型带的单位长质量q=0.1卜%。所以(F500NKJzMvL”(2.5-0.945)X7.5彳八”2=500乂+0.1X6.7820.945x7xv=135N应使实际拉力F0大于(F。)min(F0)min=135N8计算压轴力Fp压轴力的最小值为：(Fp)min=2什0)Cminsin2=2父7M135气访158/2=1855N(Fp)min=1855N三、齿轮的设计1高速级齿轮设计设计内

14、容计算及说明结果1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2)运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；(GB10095-88)3)材料的选择。由2表10-1选择直齿圆柱齿轮45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度z1=242、按齿面接触强度设计小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS,大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS,两者硬度差为40HBS;4）选小齿轮齿数为Zi=24,大齿轮齿数Z2可由22=*2父乙得Z2=75.6，取77;按公式：dit.2.323KtT1u-1（Zh）2,du二h（1）确定公式中各数值1 ）试选Kt=1.3

15、。2 ）由2表10-7选取齿宽系数d=1。3 ）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：5T1=1.39父10Nmm。4 ）由2表10-6查的材料的弹性1影响系数Ze=189.8MP25 ）由2图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim1=580MP;大齿轮的接触疲劳强度极限z2=77T1=139N.m0rHlm2=560MP。6）由2图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=1.05。7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,有0H1=551MPaoH2=588MPaKhn1CHlim1叼1=0.95m580=551MPS.一Khn1-h

16、lim1_aH2=K=1.05560=588MPS（2）计算确定小齿轮分度圆直径d1t，代入%中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径d;由计算公式可得：,31.391054.2d1t-2.3233.2(189.8)2551=70.5mm2）计算圆周速度。v=二d1tn16010003比7。5*80601000.m/sdt=70.5mm=1.77m/smt=2.94h=6.62mm3）计算齿宽bb=6dMd1t=1M70.5=70.5mm4）计算模数与齿高模数mt=%=705=2.94mmzi24r出同h=2.25mt=2.25父2.94=6.62mm5）计算齿宽与齿高之比bh2=70=10.65

17、h6.476）计算载荷系数Ko已知使用系数Ka=1.25,据v=1.77%,8级精度。由2图10-8得Kv=1.1,KhP=1.46。由2图10-13查得KFP=1.40,由2图10-3查得Kh=Kh%1故载荷系数：K=KvXKAXKHaXKHP=1.1黑1.25父1黑1.46=2.017）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d1=d1t3|=70.5乂3|=81.78mmKKt1.38）计算模数mnK=2.01d1=81.78mmm=3.41mmKfn1=0.90,Kfn2=0.953、按齿根弯曲强度设计一cdi81.8mn=mn3.41mmZ1243.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：2K

18、TiYFaYsamn-32dZi入（1）确定计算参数1）计算载荷系数。tF=212MPa上J2=210MPa4、尺寸计算K=KAKVKFKF=1.11.2511.40=1.932）查取齿形系数由2表10-5查得YFa1=2.65,YFa2=2.223）查取应力校正系数由2表10-5查得YSa1=1.58,YSa2=1.774）由2图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极仃FE1=330MP,大齿轮的弯曲疲劳强度极限%e2=310MP5）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90,KFN2=0.956）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有:二IKfnFfe10.903

19、301.4=212MpF2KfN2、FE20.95310=210MP1.4YFaYsa7)计算大、小齿轮的二f加以比较YFa1YSa1F1号*0.01975YFa2YSa2二F22.171.77=0.01871210经比较大齿轮的数值大。(2)设计计算2193139105m-9339100.01975=2.64L1242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=3mm,已可满足弯曲疲劳强度。于是有：Zi=d1=81.78=27.26m3取Z1=28,则乙2Zi=3.228=89.64=284=89d1=84mmd2=267mma=175.5mmb=

20、84mmB1=90mmB2=85mmMz2=89,新的传动比12=89=3.18284.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径di=mzi=3m28=84mmd2=mz2=3m89=267mm(2)计算中心距(Z1+Z2)m,a=175.5mm2(3)计算齿轮宽度b=dd1=1父84=84mmB1=90mm,B2=85mm由此设计有：名称计算公式结果/mm模数m3压力角Ca=20齿数ZiZ22889传动比i3.15分度圆直径did284267齿顶圆直径*dai=di+2ham*da2=d2+2l%m90273齿根圆直径.*dfldi_2(ha-.*df2=d2-2(hac)m75*+c)m258中心

21、距m(zi+Z2)a=2175.5BiB290852、低速齿轮的设计设计内容计算及说明结果1选、定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB10095-88）3）材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS,大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS,两者硬度差为40HBS;4）选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数Z2可由Z2=i23父乙得Z2=78.48，取78;直齿圆柱齿轮45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度z1=24z2=782、按齿面接触强度设计按公式:d1t-2

22、.323d(Zh)2二h(1)确定公式中各数值试选Kt=1.3。T2=42N.m2)，d=1。由2表10-7选取齿宽系数3)计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知:T2=4.2105Nmm4）由2表10-6查的材料的弹性1影响系数Ze=189.8MP25）由2图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限。Hlim1=580MP;大齿轮的接触疲劳强度极限0rHlm2=560MP。6）由2图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.07;KHN2=1.13。7）计算接触疲劳许用应力。0H1=620.6MPa取失效概率为1%,安全系数S=1,有0H2=632.8MPa；-H2二H1MPMPKh

23、n10Hlim1=1.07580=620.6SKhn20Hlim2=1.13560=632.8计算确定小齿轮分度圆直径d:代入LH中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径d1t,由计算公式可得:d1t-2.32I34.2105峥mm2.29189.8620.6)2=97.12d1t=97.12mmV=0.77m/smt=4.05mmh=9.11mm2）计算圆周速度。二dev二601000m/s3.1497.12152.38八,=0.776010003）计算齿宽bb=dd1t=197.12=97.12mm4）计算模数与齿高模数mt=d1Zi些二4.05mm24K=1.92r出同h=2.25mt=2.

24、254.05=9.11mmbd1 =97.12mm5）计算齿宽与齿高之比hb=972=10.66h9.11m=4.91mm6）计算载荷系数K。已知使用系数Ka=1.25,据v=0.77%,8级精度。由2图10-8得Kv=1.05,KHP=1.46。由2图10-13查得KFP=1.38,由2图10-3查得KH=KHp=1故载荷系数：K=KvKaKh：Kh-=1.251.0511.46=1.927）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:d 1 =d 1t 33、按齿根弯 曲强度设计=97.12Kt1 92父3二=118mm1 1.38）计算模数mnmn=Z1y=4.91mm3.按齿根弯曲疲劳强度

25、设计按公式:2KTiYFaYsa；hZi2二f（1）确定计算参数(rF1=223.9MPa1）计算载荷系数。(rF2=214.8MPaK=KaKvKFKF=11.00511.38K =1.45=1.452）查取齿形系数由2表10-5查得YFa1=2.65,YFa2=2.303）查取应力校正系数4、尺寸计算由2表10-5查得YSa1=1.58,YSa2=1.724）由2图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极仃FE1=330MP,大齿轮的弯曲疲劳强度极限%E2=310MP5）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95,KFN2=0.976）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.

26、4,则有：二f-Kfnr=0.95j30=223.9Mp二f2=KFN2二吒 1.45 4.2 105m , 0.0187 = 3.4mm1 242对比计算结果，由齿面接触疲劳 强度计算的模数m大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的法面模数，取 m =4mm ,已可满足弯曲疲劳强度。 于是有：Z1 = d1 =118 =29m 4取Z1=29 ,则Z2 = i23*Z1 =2.26义29=65.54 M z2=65新的传动比i23 = 65 =2.2429=0.97310=2148MS1.4P7）计算大、小齿轮的鲁，并二f加以比较YFalYSal二 F 12.65 1.58 =0.0187223.9Z

27、1=29Z2=65d1=116mm d2 =260mm a=188mmb=108mmB1 =100mmB2 =95mmYFa2YSa2=2.2241.72.001840f2214.8.经比较大齿轮的数值大。(2)设计计算4.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1=mz1=429=116mmd2=mz2=465=260mm(2)计算中心距(ZiZ2)ma=2(2965)42=188mm(3)计算齿轮宽度b=1ddi=1108=108mmB1=100mm,B2=95mm由此设计有:名称计算公式结果/mm模数m4齿数Z1Z22965传动比i2.24分度圆直径d1d2116260齿顶圆直径*da1=d1

28、+2ham.，*da2=d2+2ham124268齿根圆直径一八*df1=d12(ha+(*.df2=d2-2(hac*)m06344*、c)m中心距m(4+z2)a-2188B1B2100956.轴的设计计算及校核1、高速轴的设计设计内容计算及说明结果1、已知条件功率转矩转速6.99Kw139N-m480r/min2、选择轴的材料因传递日勺功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调制处理45钢，调制处理Ft=3310NFr=1205NFa=1855N3、求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=84mm京2Ti2X139000。八而Ft=3310Nd184

29、Fr=Fttana=3310xtan20=1205N压轴力F=1855N4、初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3,取A0=110,于是得：dmin=A0311PL=1103/699=27mmn14440因为轴上应开2个键梢，所以轴径应增大10%-15%故d=31.05mm,又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin=32mm,查4P620表14-16知带轮宽B=78mm故此段轴长取dmin=27mm76mm。6、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图(2)据轴向定位的要求确定轴的各=

30、35mm=dw j =40mm段直径和长度1 )I-II段是与带轮连接的其dI-11=32mm,lIJJ=76mm。2 )II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm(由减速器及轴的结构设计而定)。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取lIIII=58mm,因其右端面需制出一轴肩故取dIIII=35mm。dj = 35mm=46mmdy =52mmdvu =46mml vi = 86mmd = 58mml = 58mm1y =46mm11V 口 12 mm3 )初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据dIiIuB

31、Smm,由轴承目录里初选6208号其尺寸为dxDxB=40mm父80mmM18mm故dIII=40mm。又右边采用轴肩定位取div=52mm所以P-=139mm,dv_vi=58mm,卜_矶=12mm4)取安装齿轮段轴径为d=46mm,齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为90mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取=86mm。齿轮右边卯-川段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则止匕处dwJ=40mm。取l皿=46mm(3)轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按dI由5P53表4-1查得平键截面bMh=10x：8，键梢用键梢铳刀加工长为70mm

32、。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为H1,同样齿轮与轴的连接用平键n614乂9乂63,齿轮与轴之间的配合为H7轴承与轴之间的周向定位是用过n6渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2M45：其他轴肩处圆觉角见图。2中间轴设计内容计算及说明结果1.求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得P=6.71KW,ni=152.38瓶，T1=4.2X105Nmm2、初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3,取A0=110,于是得：dmin=A03P2=11036.

33、71=38.8mm2152.38因为轴上应开2个键梢，所以轴径应增大10%-14%故dmin=44.6mm,又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210具尺寸为：dmd父B=50父90父20故dI=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以lIJJ=48mm45钢，调制处理dmin=38.8mm3,轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)II-HI段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为85mm,为了l IIII =79mmd IIII =68mml IIIV

34、=20mmd IIIV =80mm lIV、=112mm dIV、=56mmlVI =48mmdV、I =50mm使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取lIII=79mm,dII=68mm。2 )III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得lIIIV=20mm,dIIIV=80mm。3 )IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取lIV=112mm,dIV=56mm4 )V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210,左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则13=48mmdVI=50mm5 3)轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均

35、采用平键连接。按d由5P53表4-1查得平bxhxL=16M10M75,按dIVj得平键截面bMh24000h故山轴上的轴承6211满足要求。Lh=74619符合要求8 .键连接的校核III轴上键的查表4-5-72得许用挤压应力为Op=110MPaI-II段键与键梢接触疲劳强度l=L-b=95-18=77mm校核键的强_2T_2m9120pkld0.5x11x77x50x10，=43.1MPa2p=110MPa度符合要求故此键能安全工作。VI-VH段与键梢接触疲劳强度l=Lb=100-22=78mm2T2M9120Op_9pkld0.5x14父78父80父10=86.1MPa34=6.92父0

36、.97M0.99=6.65P3=P295k6=6.65M0.97M0.99=6.39P4=P378=6.39M0.99M0.99=6.26P1=6.92KWP2=6.65kwP3=6.39KWP4=6.26KW入效率各轴的输入转矩Pd仆仆7.28=9550i带n，叫2=9550父父3.11m0.96父0.99=142.7Nnm1440T2=T1i12力3力4=142.7乂3.18父0.97父0.99=435.7NmT3=T2i12箱5箱6=435.7父2.24父0.97父0.99=937.2NmT4=T3力7箱8=937.2m0.99m0.99=918N，mT1=142.7NmmmT2=453

37、.7NmT3=937.2NmT4=918Nm轴号功率(KW)转矩(Nmm)转速（益in）电机轴7.28一一54.8父10514401轴6.921.4父1054632轴6.654.4父105145.63轴6.39一59.4父1065卷同轴6.269.2父1056513 .参考文献参考文献：机械设计徐锦康主编机械工业出版社机械设计课程设计陆玉何在洲佟延伟主编第3版机械工业出版社机械设计手册14 .心得体会机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的

38、不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径dII-III=52mm;左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=52mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为102mm,为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L1*略短一些，现取l-=132mm.2)II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据dII-III=52mm和方便拆装可取lIiI=95mm。3)初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求dR=55mm,由轴承目录