一單級(jí)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置-V帶斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)減速器設(shè)計(jì)F=2400 V=2 D=400含4張CAD圖,一單級(jí)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置-V帶斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)減速器設(shè)計(jì)F=2400,V=2,D=400含4張CAD圖,一單級(jí)帶式,輸送,傳動(dòng),裝置,帶斜齒,圓柱齒輪,減速器,設(shè)計(jì),cad 機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說明書 系 別： 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱： 目 錄 第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書 4 1.1 初始數(shù)據(jù) 4 1.2 設(shè)計(jì)步驟 4 第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 5 2.1 傳動(dòng)方案特點(diǎn) 5 2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率 5 第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇 5 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 5 3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 6 第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 7 第五部分 V帶的設(shè)計(jì) 9 5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算 9 5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 11 第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 13 第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) 20 7.1 輸入軸的設(shè)計(jì) 20 7.2 輸出軸的設(shè)計(jì) 25 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 30 8.1 輸入軸鍵選擇與校核 31 8.2 輸出軸鍵選擇與校核 31 第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算 31 9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核 32 9.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核 32 第十部分 聯(lián)軸器的選擇 33 第十一部分 減速器的潤滑和密封 33 11.1 減速器的潤滑 33 11.2 減速器的密封 34 第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 35 12.1 減速器附件的設(shè)計(jì)與選取 35 12.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 41 設(shè)計(jì)小結(jié) 43 參考文獻(xiàn) 44  第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書 1.1 初始數(shù)據(jù) 設(shè)計(jì)一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器，初始數(shù)據(jù)F = 2400N，V = 2m/s，D = 400mm，設(shè)計(jì)年限（壽命）：5年，每天工作班制（8小時(shí)/班）：3班制，每年工作天數(shù)：300天，三相交流電源,電壓380/220V。 1.2 設(shè)計(jì)步驟 1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2. 電動(dòng)機(jī)的選擇 3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪 6. 齒輪的設(shè)計(jì) 7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 10. 潤滑密封設(shè)計(jì) 11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì) 第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2.1 傳動(dòng)方案特點(diǎn) 1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)組成。 2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承對(duì)稱分布。 3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。選擇V帶傳動(dòng)和一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器。 2.2 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率 ha=h1h23h3h4h5=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.833 h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。 第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 圓周速度v: v=2m/s 工作機(jī)的功率Pw: Pw=F×V1000=2400×21000=4.8Kw 電動(dòng)機(jī)所需工作功率為: Pd=Pwηa=4.80.833=5.76Kw 工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為: n=60×1000VπD=60×1000×2π×400=95.5r╱min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=2~4，一級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2=3~6，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=6~24，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (6×24)×95.5 = 573~2292r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y160M-6的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為7.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=970r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。 電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸： 中心高 外形尺寸 地腳螺栓安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸 鍵尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 160mm 600×385 254×210 15mm 42×110 12×37 3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 （1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為: ia=nmn=97095.5= 10.16 （2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比: ia=i0×i 式中i0、i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動(dòng)比為: i=iai0=10.162.5=4.06 第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) （1）各軸轉(zhuǎn)速: 輸入軸： nI=nmi0=9702.5=388r╱min 輸出軸： nII=nIi=3884.06=95.57r╱min 工作機(jī)軸： nIII= nII=95.57r╱min （2)各軸輸入功率: 輸入軸： PI= Pd×η1=5.76×0.96=5.53Kw 輸出軸： PII= PI×η2×η3=5.53×0.98×0.97=5.26Kw 工作機(jī)軸： PIII= PII×η2×η4=5.26×0.98×0.99=5.1Kw 則各軸的輸出功率： 輸入軸： PI'= PI×η2=5.53×0.98=5.42Kw 輸出軸： PII'= PII×η2=5.26×0.98=5.15Kw 工作機(jī)軸： PIII'= PIII×η2=5.1×0.98=5Kw (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩: 電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩： Td=9550×Pdnm=9550×5.76970=56.71Nm 輸入軸： TI=9550×PInI=9550×5.53388=136.11Nm 輸出軸： TII=9550×PIInII=9550×5.2695.57=525.61Nm 工作機(jī)軸： TIII=9550×PIIInIII=9550×5.195.57=509.63Nm 各軸輸出轉(zhuǎn)矩為： 輸入軸： TI'= TI×η2=136.11×0.98=133.39Nm 輸出軸： TII'= TII×η2=525.61×0.98=515.1Nm 工作機(jī)軸： TIII'= TIII×η2=509.63×0.98=499.44Nm 第五部分 V帶的設(shè)計(jì) 5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算 1.確定計(jì)算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.3，故 Pca= KAPd=1.3×5.76=7.49Kw 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。 3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v 1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 140 mm。 2）驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度 v=πdd1nm60×1000=π×140×97060×1000=7.11m╱s 因?yàn)? m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式，計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=i0dd1=2.5×140=350mm 根據(jù)課本查表，取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 = 355 mm。 4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度 Ld0≈2a0+π2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×500+π2140+355+355-14024×500=1800mm 由表選帶的基準(zhǔn)長度Ld = 1750 mm。 3）按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0。 a≈a0+Ld-Ld02=500+1750-18002=475mm 按課本公式，中心距變化范圍為449 ~ 528 mm。 5.驗(yàn)算小帶輪上的包角a1 α1≈180°-dd2-dd1×57.3°a=180°-355-140×57.3°475=154.1°>120° 6.計(jì)算帶的根數(shù)z 1）計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 140 mm和nm = 970 r/min，查表得P0 = 1.65 kW。 根據(jù)nm = 970 r/min，i0 = 2.5和A型帶，查表得DP0 = 0.11 kW。 查表得Ka = 0.93，查表得KL = 1，于是 Pr=P0+ΔP0KαKL=1.65+0.11×0.93×1=1.64Kw 2）計(jì)算V帶的根數(shù)z z=PcaPr=7.491.64=4.57 取5根。 7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以 F0=500×2.5-KαPcaKαzv+qv2=500×2.5-0.93×7.490.93×5×7.11+0.105×7.112=183.15N 8.計(jì)算壓軸力FP Fp=2zF0 sinα12=2×5×183.15×sin154.12=1784.64N 9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論 帶型 A型 根數(shù) 5根 小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1 140mm 大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2 355mm V帶中心距a 475mm 帶基準(zhǔn)長度Ld 1750mm 小帶輪包角α1 154.1° 帶速 7.11m/s 單根V帶初拉力F0 183.15N 壓軸力Fp 1784.64N 5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）小帶輪主要尺寸計(jì)算 代號(hào)名稱 計(jì)算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值 內(nèi)孔直徑d 電動(dòng)機(jī)軸直徑D D = 42mm 42mm 分度圓直徑dd1 140mm da dd1+2ha 140+2×2.75 145.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×42 84mm B (z-1)×e+2×f (5-1)×15+2×9 78mm L (1.5~2)B (1.5~2)×78 117mm 2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）大帶輪的結(jié)構(gòu)圖 2）大帶輪主要尺寸計(jì)算 代號(hào)名稱 計(jì)算公式 代入數(shù)據(jù) 尺寸取值 內(nèi)孔直徑d 輸入軸最小直徑 D = 29mm 29mm 分度圓直徑dd2 355mm da dd1+2ha 355+2×2.75 360.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×29 58mm B (z-1)×e+2×f (5-1)×15+2×9 78mm L (1.5~2)d (1.5~2)×29 58mm 第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù) （1）材料選擇：由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度范圍取為240HBS。 （2）一般工作機(jī)器，選用8級(jí)精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)Z1 = 24，大齒輪齒數(shù)Z2 = 24×4.06 = 97.44，取Z2= 97。 （4）初選螺旋角b = 14°。 （5）壓力角a = 20°。 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεZβσH2 1）確定公式中的各參數(shù)值。 ①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。 ②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×103P1n1=9.55×103×5.53388=136.11Nm ③選取齒寬系數(shù)φd = 1。 ④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。 ⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε 。 端面壓力角： αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos14°=20.561° αat1=arccosZ1cosαtZ1+2ha*cosβ =arccos24×cos20.561°24+2×1×cos14°=29.982° αat2=arccosZ2cosαtZ2+2ha*cosβ =arccos97×cos20.561°97+2×1×cos14°=23.377° 端面重合度： εα=12πZ1tanαat1-tanαt'+Z2tanαat2-tanαt'=12π24×tan29.982°-tan20.561°+97×tan23.377°-tan20.561°=1.653 軸向重合度： εβ=φdZ1tanβπ=1×24×tan14°π=1.905 重合度系數(shù)： Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.65331-1.905+1.9051.653=0.667 ⑦由式可得螺旋角系數(shù) Zβ=cosβ=cos14°=0.985 ⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[sH] 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60×388×1×5×3×8×300=8.38×108 N2=N1i12=8.38×1084.06=2.06×108 查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.91。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: σH1=σHlim1KHN1S=600×0.891=534MPa σH2=σHlim2KHN2S=550×0.911=500.5MPa 取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 σH=σH2=500.5MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑 d1≥　32KT1φdu+1uZEZHZεZβσH2=　32×1000×1.3×136.111×4.06+14.06×189.8×2.44×0.667×0.985500.52=54.625mm （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 ①圓周速度v v=π×d1t×n160×1000=π×54.625×38860×1000=1.11m╱s ②齒寬b b=φdd1t=1×54.625=54.625mm 2）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH ①由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。 ②根據(jù)v = 1.11 m/s、8級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.08。 ③齒輪的圓周力 Ft1=2T1d1t=2×1000×136.1154.625=4983.432N KAFt1b=1.25×4983.43254.625=114.04N╱mm＞ 100 N╱mm 查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。 ④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí)，KHb = 1.347。 則載荷系數(shù)為： K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.08×1.4×1.347=2.546 3）可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑 d1=d1t×3KKt=54.625×32.5461.3=68.343mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d1cosβZ1=68.343×cos14°24=2.763mm 模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn = 2.5mm。 3.幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算中心距 a=Z1+Z2mn2cosβ=24+97×2.52×cos14°=155.875mm 中心距圓整為a = 155 mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arccosZ1+Z2mn2a=arccos24+97×2.52×155=12.635° 即：b = 12°38′6″ （3）計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 d1=mnZ1cosβ=2.5×24cos12.635°=61.488mm d2=mnZ2cosβ=2.5×97cos12.635°=248.512mm （4）計(jì)算齒輪寬度 b=φdd1=1×61.488=61.488mm 取b2 = 62 mm、b1 = 67 mm。 4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 （1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件 σF=2KT1YFaYSaYεYβcos2βφdmn3Z12 1）確定公式中各參數(shù)值 ①計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) ZV1=Z1cosβ3=24cos12.635°3=25.83 ZV2=Z2cosβ3=97cos12.635°3=104.395 ②計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye 基圓螺旋角： βb=arctantanβcosαt=arctantan12.635°×cos20.561°=11.854° 當(dāng)量齒輪重合度： εαv=εαcos2βb=1.653cos11.854°2=1.726 軸向重合度： εβ=φdZ1tanβπ=1×24×tan12.635°π=1.712 重合度系數(shù)： Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.726=0.685 ③計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yb Yβ=1-εββ120°=1-1.712×12.635120°=0.82 ④由當(dāng)量齒數(shù)，查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.17 YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.83 ⑤計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF 由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4 根據(jù)KHb = 1.347，結(jié)合b/h = 11.02查圖得KFb = 1.317 則載荷系數(shù)為 KF=KAKVKFαKFβ=1.25×1.08×1.4×1.317=2.489 ⑥計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[sF] 查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。 由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87 取安全系數(shù)S=1.4，得 σF1=KFN1σFlim1S=0.85×5001.4=303.57MPa σF2=KFN2σFlim2S=0.87×3801.4=236.14MPa 2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 σF=2KFT1YFa1YSa1YεYβcos2βφdmn3Z12=2×1000×2.489×136.11×2.61×1.61×0.685×0.82×cos212.635°1×2.53×242=169.201MPa≤σF1 σF=2KFT1YFa2YSa2YεYβcos2βφdmn3Z12=2×1000×2.489×136.11×2.17×1.83×0.685×0.82×cos212.635°1×2.53×242=159.899MPa≤σF2 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。 主要設(shè)計(jì)結(jié)論 齒數(shù)Z1 = 24、Z2 = 97，模數(shù)mn = 2.5 mm，壓力角a = 20°，螺旋角b = 12.635°= 12°38′6″，中心距a = 155 mm，齒寬b1 = 67 mm、b2 = 62 mm。 齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算 代號(hào)名稱 計(jì)算公式 高速級(jí)小齒輪 高速級(jí)大齒輪 模數(shù)m 2.5mm 2.5mm 齒數(shù)z 24 97 螺旋角β 左12°38′6″ 右12°38′6″ 齒寬b 67mm 62mm 分度圓直徑d 61.488mm 248.512mm 齒頂高系數(shù)ha 1.0 1.0 頂隙系數(shù)c 0.25 0.25 齒頂高h(yuǎn)a m×ha 2.5mm 2.5mm 齒根高h(yuǎn)f m×(ha+c) 3.125mm 3.125mm 全齒高h(yuǎn) ha+hf 5.625mm 5.625mm 齒頂圓直徑da d+2×ha 66.488mm 253.512mm 齒根圓直徑df d-2×hf 55.238mm 242.262mm 第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì) 7.1 輸入軸的設(shè)計(jì) 1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 P1 = 5.53 KW n1 = 388 r/min T1 = 136.11 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為: d1 = 61.488 mm 則: Ft=2T1d1=2×1000×136.1161.488=4427.2N Fr=Ft×tanαncosβ=4427.2×tan20°cos12.635°=1651.3N Fa=Ft×tanβ=4427.2×tan12.635°=991.9N 3.初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取A0 = 112，得： dmin=A0×3P1n1=112 ×35.53388=27.2mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 29 mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 35 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 39 mm。大帶輪寬度B = 78 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些，現(xiàn)取l12 = 76 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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)d23 = 35 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為d×D×T = 40×80×19.75 mm，故d34 = d78 = 40 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l34 = l78 = 19.75+15 = 34.75 mm。 軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30208型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 47 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 67 mm，d56 = d1 = 61.488 mm 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，則 l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm l67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30208軸承查手冊得a = 16.9 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (78/2+50+16.9)mm = 105.9 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (67/2+34.75+9-16.9)mm = 60.4 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (67/2+9+34.75-16.9)mm = 60.4 mm V帶壓軸力Fp = 1784.64 N 2）計(jì)算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=4427.2×60.460.4+60.4=2213.6N FNH2=FtL2L2+L3=4427.2×60.460.4+60.4=2213.6N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3+Fa×d12-FpL1+L2+L3L2+L3=1651.3×60.4+991.9×61.4882-1784.64×105.9+60.4+60.460.4+60.4=-2271.1N FNV2=FrL2-Fa×d12+FpL1L2+L3=1651.3×60.4-991.9×61.4882+1784.64×105.960.4+60.4=2137.7N 3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=2213.6×60.4=133701Nmm 截面A處的垂直彎矩： MV0=FpL1=1784.64×105.9=188993Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L2=-2271.1×60.4=-137174Nmm MV2=FNV2L3=2137.7×60.4=129117Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M1=MH2+MV12=1337012+-1371742=191553Nmm M2=MH2+MV22=1337012+1291172=185869Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M12+αT12W=1915532+0.6×136.11×100020.1×61.4883=9MPa≤σ-1=60MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 7.2 輸出軸的設(shè)計(jì) 1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 P2 = 5.26 KW n2 = 95.57 r/min T2 = 525.61 Nm 2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為: d2 = 248.512 mm 則: Ft=2T2d2=2×1000×525.61248.512=4230.1N Fr=Ft×tanαncosβ=4230.1×tan20°cos12.635°=1577.8N Fa=Ft×tanβ=4230.1×tan12.635°=947.8N 3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)表，取:A0 = 112，于是得 dmin=A0×3P2n2=112 ×35.2695.57=42.6mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。 聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT2，查表，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA = 1.5，則: Tca=KAT2=1.5×525.61=788.4Nm 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊，選用LT9型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖 5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 56 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，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I-II段的長度應(yīng)比L略短一些，現(xiàn)取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)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)d23 = 56 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為d×D×T = 60mm×110mm×23.75mm，故d34 = d67 = 60 mm，取擋油環(huán)的寬度為15，則l67 = 23.75+15 = 38.75 mm 右端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊上查得30212型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 69 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 65 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 62 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 60 mm。 4）根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 23.75 mm，則 l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 23.75+8+16+2.5+2 = 52.25 mm l56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 6.軸的受力分析和校核 1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）: 根據(jù)30212軸承查手冊得a = 22.3 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (62/2-2+52.25-22.3)mm = 59 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (62/2+11.5+38.75-22.3)mm = 59 mm 2）計(jì)算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）： FNH1=FtL3L2+L3=4230.1×5959+59=2115N FNH2=FtL2L2+L3=4230.1×5959+59=2115N 垂直面支反力（見圖d）： FNV1=FrL3+Fa×d22L2+L3=1577.8×59+947.8×248.512259+59=1786.9N FNV2=Fa×d22-FrL2L2+L3=947.8×248.5122-1577.8×5959+59=209.1N 3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖： 截面C處的水平彎矩： MH=FNH1L2=2115×59=124785Nmm 截面C處的垂直彎矩： MV1=FNV1L2=1786.9×59=105427Nmm MV2=FNV2L3=209.1×59=12337Nmm 分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。 截面C處的合成彎矩： M1=MH2+MV12=1247852+1054272=163359Nmm M2=MH2+MV22=1247852+123372=125393Nmm 作合成彎矩圖（圖f）。 4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。 5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有： σca=McaW=M2+αT22W=1633592+0.6×525.61×100020.1×653=12.9MPa≤σ-1=60MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下： 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 8.1 輸入軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×7mm×70mm，接觸長度:l' = 70-8 = 62 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×7×62×29×1201000=377.6Nm T≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。 8.2 輸出軸鍵選擇與校核 1）輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 18mm×11mm×50mm，接觸長度:l' = 50-18 = 32 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×11×32×65×1201000=686.4Nm T≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。 2）輸出軸與聯(lián)軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接觸長度:l' = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T=0.25hl'dσF=0.25×9×56×50×1201000=756Nm T≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。 第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算 根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命： LhLh=5×3×8×300=36000h 9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核 1）初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P=XFr+YFa=1×1651.3+0×991.9=1651.3N 2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C=P×10360n1Lh106=1651.3×10360×388×36000106=12440N 3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:30208軸承，Cr = 63 KN，由課本式11-3有： Lh=10660n1CP103=10660×38863×10001651.3103=8.03×106h≥Lh 所以軸承預(yù)期壽命足夠。 9.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核 1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為：X = 1，Y = 0所以: P=XFr+YFa=1×1577.8+0×947.8=1577.8N 2）求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C=P×10360n2Lh106=1577.8×10360×95.57×36000106=7807N 3）選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:30212軸承，Cr = 102 KN，由課本式11-3有： Lh=10660n2CP103=10660×95.57102×10001577.8103=1.89×108h≥Lh 所以軸承預(yù)期壽命足夠。 第十部分 聯(lián)軸器的選擇 1.載荷計(jì)算 公稱轉(zhuǎn)矩： T=T2=525.61Nm 由表查得KA = 1.5，故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為： Tca=KAT2=1.5×525.61=788.4Nm 2.型號(hào)選擇 選用LT9型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T = 1000 Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n = 2850 r/min，軸孔直徑為50 mm，軸孔長度為84 mm。 Tca=788.4Nm≤T=1000Nm n2=95.57r╱min≤n=2850r╱min 聯(lián)軸器滿足要求，故合用。 第十一部分 減速器的潤滑和密封 11.1 減速器的潤滑 1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v ≤ 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h(yuǎn) = 5.625 mm ≤ 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為 H = 30+10 = 40 mm 根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），牌號(hào)為150潤滑油，粘度薦用值為118 cSt。 2）軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。 由于大齒輪圓周速度v = 1.11 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強(qiáng)度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當(dāng)長的一段時(shí)間。滾動(dòng)軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開。在本設(shè)計(jì)中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤滑脂。 11.2 減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，輸出軸與軸承蓋間v ＜ 3 m/s，故均采用半粗羊毛氈密封圈。 第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 12.1 減速器附件的設(shè)計(jì)與選取 1.檢查孔和視孔蓋 檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。 視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關(guān)尺寸計(jì)算如下： 查輔導(dǎo)書手冊得具體尺寸如下： L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 4 2.放油螺塞 放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。放油螺塞常為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對(duì)應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示： 3.油標(biāo)（油尺） 油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計(jì)采用桿式油標(biāo)，桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡單，其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低，以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書手冊，具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下： 4.通氣器 通氣器用于通氣，使箱體內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱體內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字形孔，常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進(jìn)入。查輔導(dǎo)書手冊，本設(shè)計(jì)采用通氣器型號(hào)及尺寸如下： 5.起吊裝置 起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計(jì)中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示： 吊孔尺寸計(jì)算： b ≈ (1.8-2.5)δ1 = (1.8-2.5)×8 = 16 mm d = b =16 mm R ≈ (1-1.2)d = (1-1.2)×16 = 16 mm 吊耳尺寸計(jì)算： K = C1+C2 = 16+14 = 30 mm H = 0.8×K = 0.8×30 = 24 mm h = 0.5×H = 0.5×24 = 12 mm r = 0.25×K = 0.25×30 = 8 mm b = (1.8-2.5)δ = (1.8-2.5)×8 = 16 mm 6.起蓋螺釘 為便于起箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個(gè)起蓋螺釘。拆卸箱蓋時(shí)，可先擰動(dòng)此螺釘頂起箱蓋。 起蓋螺釘釘頭部位應(yīng)為圓柱形，以免損壞螺紋。本設(shè)計(jì)起蓋螺釘尺寸如下： 7.定位銷 為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應(yīng)在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)圓錐銷，并盡量放在不對(duì)稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。 為便于裝拆，定位銷長度應(yīng)大于連接凸緣總厚度。本設(shè)計(jì)定位銷尺寸如下： 12.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 名稱 符號(hào) 公式與計(jì)算 結(jié)果取值 箱座壁厚 δ 0.025a+3=0.025×155+3=4.9 取8mm 箱蓋壁厚 δ1 0.02a+3=0.02×155+3=4.1 取8mm 箱蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1=1.5×8=12 取12mm 箱座凸緣厚度 b 1.5δ=1.5×8=12 取12mm 箱座底凸緣厚度 b2 2.5δ=2.5×8=20 取20mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=0.036×155+12=17.6 取M18 地腳螺釘數(shù)目 n a≤250時(shí)，取n=4 取4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df=0.75×18=13.5 取M14 蓋與座連接螺栓直徑 d2 (0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×18=9-10.8 取M10 連接螺栓d2的間距 l 150-200 取150 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×18=7.2-9 取M8 視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×18=5.4-7.2 取M6 定位銷直徑 d (0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8 取8mm df、d1、d2至外箱壁距離 C1 根據(jù)螺栓直徑查表 取24、20、16 df、d1、d2至凸緣邊緣距離 C2 根據(jù)螺栓直徑查表 取22、18、14 軸承旁凸臺(tái)半徑 R1 =18 取18 凸臺(tái)高度 h 根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn) 外箱壁至軸承座端面距離 L1 C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10) 取43 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 Δ1 ＞1.2δ=1.2×8=9.6 取12 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 Δ ＞δ=8 取16 箱蓋、箱座肋厚 m1、m ≈0.85δ=0.85×8=6.8 取7 設(shè)計(jì)小結(jié) 這次關(guān)于減速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過程的實(shí)踐考驗(yàn)，對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐，使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí).為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程，它融《機(jī)械原理》、《機(jī)械設(shè)計(jì)》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《互換性與技術(shù)測量》、《工程材料》、《機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)》等于一體。 這次的課程設(shè)計(jì),對(duì)于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想、訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反應(yīng)和解決工程實(shí)際問題的能力，鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)等方面有重要的作用。 本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計(jì)中還存在不少錯(cuò)誤和缺點(diǎn)，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)的知識(shí)，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力。 參考文獻(xiàn) [1] 濮良貴、陳國定、吳立言.機(jī)械設(shè)計(jì).9版.北京：高等教育出版社，2013.05 [2] 陳立德.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書 [3] 龔桂義.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊 [4] 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊委員會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(新版).北京機(jī)械工業(yè)出版社，2004