課程設(shè)計--帶式運輸機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計

1、<p><b>　　課程設(shè)計說明書</b></p><p>　　設(shè)計題目： 帶式運輸機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計</p><p>　　專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化</p><p>　　完成日期 ：2011年12月28日</p><p><b>　　課程設(shè)計任務(wù)書</b></p>&

2、lt;p>　　2010—2011學(xué)年第一學(xué)期</p><p>　　課程名稱： 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 </p><p>　　設(shè)計題目： 帶式運輸機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計 &l

3、t;/p><p>　　完成期限：自 2011 年 12 月 18日至 2011 年 12 月 31日共 2 周</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　一、設(shè)計任務(wù)書-----------------------------------------------------------------------

4、-------------------（2）</p><p>　　二、傳動方案的擬定------------------------------------------------------------------------------------（2）</p><p>　　三、電動機(jī)的選擇和計算---------------------------------------------

5、---------------------------------（3）</p><p>　　四、整個傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的選擇與計算------------------------------------------------（6）</p><p>　　五、傳動零件的設(shè)計計算-------------------------------------------------------

6、-----------------------（9）</p><p>　　六、軸的設(shè)計及校核------------------------------------------------------------------------------------（18）</p><p>　　七、軸承的校核--------------------------------------------

7、----------------------------------------------（25）</p><p>　　八、鍵的選擇與校核-------------------------------------------------------------------------- ---------（33）</p><p>　　九、聯(lián)軸器的選擇-------------------

8、--------------------------------------------------------------------（34）</p><p>　　十、減速器的潤滑計算-------------------------------------------------------------------------------（34）</p><p>　　十二、箱體及其附

9、件設(shè)計------------------------------------------------------------------------------（36）</p><p>　　十三、心得體會------------------------------------------------------------------------------------------（37）</p>

10、<p>　　十四、參考文獻(xiàn)------------------------------------------------------------------------------------------（39）</p><p><b>　　一、設(shè)計任務(wù)書</b></p><p>　　1．要求：二班制（每班工作8h），使用年限8年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，空載起動

11、，工作載荷有輕微沖擊，中批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的。</p><p>　　2．已知：帶的圓周力F=7200N，帶速度V=0.55m/s,卷筒直徑D=475mm。</p><p>　　3．設(shè)計任務(wù)：①減速器裝配圖一張；</p><p>　　②零件工作圖2～3張；</p><p>　　③零件說明書1份（6000～8000字）。<

12、/p><p><b>　　二、傳動方案的擬定</b></p><p>　　傳動方案如下圖1-1所示：</p><p>　　圖1-1 帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)簡圖</p><p>　　1—電動機(jī)；2—V帶傳動；3—兩級圓柱齒輪減速器；</p><p>　　4—聯(lián)軸器；5—滾筒；6—輸送帶</p>

13、<p>　　三、電動機(jī)的選擇和計算</p><p>　　一、電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇</p><p>　　經(jīng)綜合分析，選用Y系列三相交流異步電動機(jī)，此系列電動機(jī)具有高效節(jié)能、噪聲小、振動小、運行安全可靠的特點。</p><p>　　Y系列電動機(jī)，額定電壓為380V，額定頻率為50HZ.。</p><p>　　本設(shè)計中電動機(jī)采

14、用封閉式結(jié)構(gòu)。</p><p>　　二、確定電動機(jī)的功率：</p><p>　　（1）傳動裝置的總效率：</p><p><b>　　=××××</b></p><p>　　=0.96×0.99×0.99×0.97×0.99×0.9

15、5</p><p><b>　　=0.86</b></p><p>　　(2)電機(jī)所需的工作功率：</p><p>　　Pd=FV/1000</p><p>　　=7200×0.55/1000×0.86 </p><p><b>　　=4.6KW</b>&

16、lt;/p><p>　　由載荷平穩(wěn)，電動機(jī)額定功率略大于即可由第19章表19—1所示Y系列三相交流異步電動機(jī)的技術(shù)參數(shù)，選電動機(jī)額定功率為5.5 KW</p><p>　　三、確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速：</p><p><b>　　卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為：</b></p><p>　　查表可知，兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比范圍為8～40，

17、則總傳動比合理范圍為8～40，故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：</p><p>　　=（8～40）×22.125 =180～885 </p><p>　　符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750一種。由表19-1查得電動機(jī)數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于表1中。</p><p>　　表1 電動機(jī)數(shù)據(jù)及總傳動比</p><p>　　四、整個傳動系統(tǒng)運

18、動和動力參數(shù)的選擇與計算</p><p>　　一、傳動裝置所要求的總傳動比為</p><p>　　1、總傳動比： </p><p>　　由傳動方案可知，傳動裝置的總傳動比等于各級傳動比的乘積，即： </p><p>　　考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相似，取</p><p><b>　　故；</b

19、></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p><b>　　1.各軸的轉(zhuǎn)速：</b></p><p>　?、褫S：==720 (r/min)<

20、/p><p>　　Ⅱ軸：=/ =720/6.75=106.7(r/min) </p><p>　?、筝S: 滾筒=/=22.126 (r/min)</p><p>　　2. 各軸的輸入功率（kw）</p><p>　?、褫S： =Pd×=4.6×0.96=4.416KW</p><p>　?、蜉S： =

21、15;×=4.416×0.99×0.97=4.42 KW</p><p>　?、筝S: =××=4.42×0.99×0.97=4.07 KW</p><p>　　卷筒軸 :Pj=××=4.07×0.99×0.95=3.83 KW</p><p>　　3．各軸輸

22、入扭矩的計算</p><p>　　電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩為：</p><p>　　=9550000×Pd /n=9550000×4.6/720=61000</p><p>　　故，Ⅰ軸： =610000.9659000</p><p>　?、蜉S：=380000</p><p>　　Ⅲ軸:= 175700

23、0</p><p>　　4. 皮帶輪傳動的設(shè)計計算</p><p>　?。?） 選擇普通V帶截型</p><p>　　由參考資料【1】表8-7得：=1.2 P=4.6KW</p><p>　　=P=1.2×4.6=5.52KW</p><p>　　據(jù)=5.52KW和=720r/min</p>

24、<p>　　由參考資料【1】表8-6得：選用B型V帶，=125mm</p><p>　?。?） 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速</p><p>　　由參考資料【1】圖8-11，取=140mm> =140mm</p><p>　　= (1-ε)=6.75×140×(1-0.02)=936.1 mm</p><p&

25、gt;　　由參考資料【1】表8-8，取=1000</p><p><b>　　帶速V： m/s</b></p><p>　　在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。</p><p>　?。?） 確定帶長和中心距</p><p>　　初定中心距=1000mm</p><p><b>　　=2+π

26、+</b></p><p>　　=2×1000+=4148.2mm</p><p>　　根據(jù)參考資料【1】表（10-6）選取相近的=4150mm</p><p>　　確定中心距a≈+( -)/2=1000+(3150-3148.2)/2</p><p><b>　　=1000.9mm</b><

27、/p><p>　　(4) 驗算小帶輪包角</p><p><b>　　=-</b></p><p><b>　　=></b></p><p>　?。?） 確定帶的根數(shù)</p><p>　　單根V帶傳遞的額定功率.據(jù)和，查參考資料【1】表8-4a得 =1.64KW<

28、;/p><p>　　根據(jù)=720，=6.75和B帶型，查參考資料【1】表8-4b得 △=0.22KW</p><p>　　查參考資料【1】8-5，得Kα=0.84查參考資料【1】表8-2得=1.07</p><p><b>　　=1.67 kw</b></p><p><b>　　Z==3.03 </b&g

29、t;</p><p><b>　　故取4根</b></p><p>　　(6) 計算軸上壓力</p><p>　　由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：</p><p><b>　　=261.28</b></p><p

30、><b>　　應(yīng)使實際初拉力></b></p><p>　　則作用在軸承的最小壓力=1848.14 N</p><p>　　五、傳動零件的設(shè)計與計算</p><p>　　一、高速級齒輪傳動設(shè)計</p><p>　　1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) </p><p>　　(1)、按

31、傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　(2)、運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級精度（GB10095-98）。</p><p>　　(3)、材料選擇。由參考資料【1】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　?。?）、選用小齒

32、輪齒數(shù)Z1=23，大齒輪齒數(shù)=155.25，取Z2=155。齒數(shù)比為：</p><p>　　2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　由參考資料【1】式（10-9a）進(jìn)行計算，即：：</p><p>　?、拧⒋_定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p><b>　?、僭囘x載荷系數(shù)。</b></p><p&

33、gt;　　②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 </p><p>　　T=×/ =59000(N.m)</p><p>　?、塾蓞⒖假Y料【1】表10—7 選取齒寬系數(shù) </p><p>　?、苡蓞⒖假Y料【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 Mpa1/2。</p><p>　?、萦蓞⒖假Y料【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接

34、觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa</p><p>　　⑥由教材式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　⑦由參考資料【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，</p><p>　　⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力。</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由教材式（10-12）得：</p&g

35、t;<p><b>　　(2)、計算</b></p><p>　?、儆嬎阈↓X輪分度圓直徑d1t,代入[H]中較小的值。</p><p><b>　　=52.432 </b></p><p><b>　?、谟嬎銏A周速度.</b></p><p><b>　

36、　=1.976 </b></p><p><b>　?、塾嬎泯X寬b。 </b></p><p>　　b= =152.432=52.432</p><p>　　④計算齒寬與齒高之比。</p><p>　　模數(shù) ==2.28</p><p>　　齒高

37、 mm</p><p><b>　　==10.22</b></p><p><b>　　⑤計算載荷系數(shù)K</b></p><p>　　根據(jù)v=1.976 m/s,7級精度，由參考資料【1】圖10-8查得動載系數(shù)=1.03；</p><p><b>　　直齒輪，=1；</b>&

38、lt;/p><p>　　由參考資料【1】表10-2查得使用系數(shù)=1；</p><p>　　由參考資料【1】表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.417。</p><p>　　由=10.22，=1.417，查參考資料【1】圖10-13得=1.34；故動載 荷系數(shù)為：</p><p>　?、薨磳嶋H的載荷系數(shù)校正所算得的分度

39、圓直徑,由參考資料【1】式(10-10a)得：</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　⑦計算模數(shù)。</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　由參考資

40、料【1】(10-5)得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為：</p><p>　?。?）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　?、儆蓞⒖假Y料【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞極限=380MPa；</p><p>　?、谟蓞⒖假Y料【1】10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85,=0.88；</p><p>　?、?/p>

41、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由參考資料【1】（10-12）得：</p><p><b>　　=303.57 </b></p><p><b>　　=238.86 </b></p><p><b>　?、苡嬎爿d荷系數(shù)。</b><

42、/p><p><b>　?、莶槿↓X形系數(shù)。</b></p><p>　　由參考資料【1】10-5查得 ； </p><p>　　⑥查取應(yīng)力校正系數(shù)。</p><p>　　由參考資料【1】10-5查得 ； </p><p>　?、哂嬎愦笮↓X輪的并加以比較。 </p>&

43、lt;p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　　(2) 設(shè)計計算：</b></p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，取=2.5mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=54.2 mm，算出小齒輪齒數(shù) </p><p>

44、;　　， 取=22</p><p>　　大齒輪齒數(shù) Z2=226.75=148.5， 取Z2=150</p><p><b>　　4.幾何尺寸計算。</b></p><p>　?。?）計算分度圓直徑： </p><p><b>　?。?）計算中心距：</b></p><

45、;p>　　(3)計算齒輪寬度：</p><p><b>　　取，</b></p><p>　　5.結(jié)構(gòu)設(shè)計 小齒輪1由于直徑比較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)；大齒輪2采用實心結(jié)構(gòu)。高速級齒輪傳動的尺寸如表3所示。</p><p>　　表3 高速級齒輪傳動的尺寸</p><p>　　二、低速級齒輪傳動設(shè)計</

46、p><p>　　1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) </p><p>　　(1)、按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　(2)、運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-98）。</p><p>　　(3)、材料選擇。由參考資料【1】表10-1選擇小齒輪材料為HT350，硬度為240HBS，大齒輪材料為

47、ZG340-640（?；捕葹?00HBS，二者材料硬度差為40HBS。</p><p>　　（4）、選用小齒輪齒數(shù)Z1=23，大齒輪齒數(shù)，取Z2=111。齒數(shù)比為：</p><p>　　2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　由參考資料【1】式（10-9a）進(jìn)行計算，即：</p><p>　?、?、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p&

48、gt;<p><b>　?、僭囘x載荷系數(shù)。</b></p><p>　?、谟嬎阈↓X輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 </p><p><b>　　=</b></p><p>　　③由參考資料【1】表10—7 選取齒寬系數(shù) </p><p>　?、苡蓞⒖假Y料【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=143.

49、7Mpa1/2。</p><p>　　⑤由參考資料【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=370MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=320MPa</p><p>　?、抻蓞⒖假Y料【1】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。</p><p><b>　　=60</b></p><p>　?、哂蓞⒖假Y料【1】圖10

50、-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，</p><p>　?、嘤嬎憬佑|疲勞許用應(yīng)力。</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考資料【1】式（10-12）得：</p><p><b>　　(2)、計算</b></p><p>　?、儆嬎阈↓X輪分度圓直徑d1t,代入[H]中較小的值。</p><p

51、><b>　　=109.13</b></p><p><b>　?、谟嬎銏A周速度.</b></p><p><b>　　=0.609 </b></p><p><b>　　③計算齒寬b。 </b></p><p>　　b= =1109.13=109.

52、13</p><p>　?、苡嬎泯X寬與齒高之比。</p><p>　　模數(shù) </p><p>　　齒高 </p><p><b>　?、萦嬎爿d荷系數(shù)K</b></p><p>　　根據(jù)v=0.609 m/s,7級精度，由參考資料【1】圖10-8查得動載系數(shù)

53、=1.04；</p><p><b>　　直齒輪，=1；</b></p><p>　　由參考資料【1】表10-2查得使用系數(shù)=1；</p><p>　　由參考資料【1】10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.420。</p><p>　　由=10.223，=1.420，查參考資料【1】圖10-13

54、得=1.430；故動載荷系數(shù)為： </p><p>　?、薨磳嶋H的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由參考資料【1】(10-10a)得：</p><p><b>　?、哂嬎隳?shù)。</b></p><p>　　3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計</p><p>　　由參考資料【1】(10-5)得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為：</p>

55、<p>　?。?）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　?、儆蓞⒖假Y料【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=170MPa，大齒輪的彎曲疲勞極限=250MPa；</p><p>　?、谟蓞⒖假Y料【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.0.88,=0.90；</p><p>　　③計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。</p><p&

56、gt;　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由參考資料【1】（10-12）得：</p><p>　　MPa=106.86 MPa</p><p>　　MPa=160.71 MPa</p><p><b>　?、苡嬎爿d荷系數(shù)。 </b></p><p><b>　?、莶槿↓X形系數(shù)。</b></p&g

57、t;<p>　　由參考資料【1】表10-5查得 ； </p><p>　　⑥查取應(yīng)力校正系數(shù)。</p><p>　　由參考資料【1】表10-5查得 ； </p><p>　　⑦計算大小齒輪的并加以比較。</p><p><b>　　小齒輪的數(shù)值大。 </b></p><

58、;p><b>　　(2) 設(shè)計計算：</b></p><p>　　對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，查參考資料【4】表7-3取=4.5 mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度。按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=113.95 mm，算出小齒輪齒數(shù) </p><p>　　， 取=26</p><p>　　

59、大齒輪齒數(shù) Z2=264.826=125.475， 取Z2=126</p><p><b>　　4.幾何尺寸計算。</b></p><p>　?。?）計算分度圓直徑： </p><p>　?。?）計算中心距： </p><p>　　(3)計算齒輪寬度： </p><p><b>　　

60、取，</b></p><p>　　5.結(jié)構(gòu)設(shè)計 小齒輪1由于直徑比較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)；大齒輪2采用腹板式結(jié)構(gòu)。結(jié)構(gòu)尺寸按經(jīng)驗公式和后續(xù)設(shè)計的中間配合段直徑計算，見表4。低速級齒</p><p>　　輪傳動的尺寸如表5所示。</p><p>　　表4 低速級大齒輪結(jié)構(gòu)尺寸</p><p>　　表5 低速級齒輪傳動

61、的尺寸</p><p><b>　　六軸的設(shè)計</b></p><p>　　6.1 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算</p><p>　　6.1.1 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算</p><p><b>　　在前面的設(shè)計中得到</b></p><p><b>　　=4.07&

62、lt;/b></p><p>　　=22.126 r/min</p><p>　　=1757000N.m</p><p>　　6.1.2 求作用在齒輪上的力</p><p>　　因在前面的設(shè)計中得到低速級大齒輪的分度圓直徑為</p><p>　　而 ==N </p><

63、;p>　　因為是直齒輪傳動，只有徑向力，無軸向力.</p><p>　　圓周力、徑向力的方向如（圖6-1）所示。</p><p>　　6.1.3 初步確定軸的最小直徑</p><p>　　根據(jù)參考資料【1】中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。有參考資料【1】中的表15-3，取，于是就有</p><p>&

64、lt;b>　　mm</b></p><p>　　輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑（見圖6-2）與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故須同時選取連軸器型號。</p><p><b>　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩</b></p><p>　　由參考資料【1】中的表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取</p><p><

65、;b>　　=1.3</b></p><p><b>　　則：</b></p><p>　　=1.31757000=2284100 </p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，根據(jù)參考資料【2】中P159，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000。半聯(lián)軸器的孔徑=70mm，故取=70mm，半聯(lián)軸器

66、長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=107mm。</p><p>　　6.1.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　6.1.4.1擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　由于在此軸上只有一個齒輪，左邊需空出一長段給其他軸上的齒輪留下空間，由參考資料【1】P368所述，故采用參考資料【1】中的圖15-22a所示裝配方案。</p><

67、p>　　6.1.4.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度方案。</p><p>　　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=82mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=107,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L1略短一些，現(xiàn)取。=104mm</p><p>　

68、　2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)=82mm，又軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6317，其尺寸為</p><p><b>　　。</b></p><p>　　故，而。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。根據(jù)參考資料【2】可以知道6317型的定位軸肩的高度</p><p>　　

69、由于，但也不能大于內(nèi)圈的外徑，為了便于拆裝方便，綜合考慮得，取。</p><p>　　3）根據(jù)參考資料【1】P364所敘述的理論可得</p><p>　　齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端因略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位。軸肩高度h（h>0.07d）可取一個合適的值h=7,則軸環(huán)處的直徑=104。軸環(huán)寬度b1.4h，取。</p

70、><p>　　4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)決定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 (參考資料【1】圖15-21)，故取。</p><p>　　5）取齒輪輪轂距箱體內(nèi)壁之間的距離為16 (參考資料【1】圖15-21),齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20 (參考資料【1】圖15-21), 考慮

71、到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8 (參考資料【1】圖15-21),已知深溝球軸承的寬度為B=41，高速級上小直齒輪輪轂的長度為L=122，則</p><p>　　= +s+a+（122—120）=41+8+16+2=67</p><p>　　. </p><p>　　至此，已初步確定軸的各段直徑和長度

72、。</p><p>　　6.1.4.3軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由參考資料【2】中表12-11查的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為90mm，同時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的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，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

73、公差為。</p><p>　　6.1.4.4確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　根據(jù)參考資料【1】中的表15-2，取軸的小端倒角為，軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑</p><p>　　6.1.5 求軸上的載荷 </p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖6-2）做出軸的計算簡圖（圖6-1）</p><p>　

74、　在確定軸承的支點位置時，因從手冊中查取e值（參考資料【1】圖15-23）。對于6317型深溝球軸承，由手冊中可查得e=20.5mm。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6-1）</p><p><b>　　）</b></p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出截面C處的、及的值如表6

75、-1所示（參看圖 6-1）</p><p><b>　　表 6-1 </b></p><p>　　6.1.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度</p><p>　　進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)參考資料【1】中式15-5及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力<

76、/p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由參考資料【1】的表15-1查得。因此，所以次軸是安全的。</p><p>　　6.1.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度</p><p>　　6.1.7.1判斷危險截面</p><p>　　截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小徑是

77、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以上述截面無需校核。</p><p>　　從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度來看，截面VI和ⅤII處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面VI的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必要校核。由文獻(xiàn)【

78、1】的第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面VI左右兩側(cè)即可。</p><p>　　6.1.7.2截面VI右側(cè)</p><p>　　抗彎截面系數(shù) </p><p>　　抗扭截面系數(shù) </p><p>　　截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為 =274616.75 </p>

79、;<p>　　截面Ⅳ上的扭矩為 =1757000N.mm</p><p>　　截面上的彎曲應(yīng)力為 =3.12MPa</p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 </p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由參考資料【1】中的表15-1查得，，。</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集

80、中系數(shù)及根據(jù)參考資料【1】中的附表3-2查取。因為，，經(jīng)插值后可查得</p><p><b>　　，</b></p><p>　　又由參考資料【1】中的附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為</p><p><b>　　，</b></p><p>　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)由參考資料【1】附表3-4所示為&

81、lt;/p><p>　　由參考資料【1】中的附圖3-2得尺寸系數(shù)；由參考資料【1】中的附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。</p><p>　　軸按磨削加工，由參考資料【1】中的附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按參考資料【1】中的式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為</p><p>　　又由參考資料【1】中

82、的§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數(shù)</p><p><b>　　，取</b></p><p><b>　　，取</b></p><p>　　于是，計算安全系數(shù)的值，按參考資料【1】中的式（15-6）～（15-8）則得</p><p><b>　　故可知其安全。<

83、/b></p><p>　　6.1.7.3截面VI左側(cè)</p><p>　　抗彎截面系數(shù) </p><p>　　抗扭截面系數(shù) </p><p>　　截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為 =274616.75</p><p>　　截面Ⅳ上的扭矩為 =1757000N.mm<

84、/p><p>　　截面上的彎曲應(yīng)力為 =2.3MPa</p><p>　　截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 </p><p>　　過盈配合處的，由參考資料【1】的附表3-8用插值法求出，并取，于是得 </p><p>　　軸按磨削加工，由參考資料【1】中的附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為</p>&

85、lt;p><b>　　故得綜合系數(shù)為</b></p><p>　　于是，計算安全系數(shù)的值，按參考資料【1】中的式（15-6）～（15-8）則得</p><p>　　故該軸在截面VI左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。再加上設(shè)計中的運輸機(jī)有平穩(wěn)的特點，所以就無大的瞬時過載及其嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，所以可以省略靜強(qiáng)度校核。軸的設(shè)計基本上就這樣了。</p><

86、p>　　6.2、中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　6.2.1中間軸：因已知中間軸上的功率=4.2，轉(zhuǎn)速=106.7 r/min，轉(zhuǎn)矩=380000</p><p>　　因在前面的設(shè)計中得到低速級大齒輪的分度圓直徑為</p><p><b>　　==N </b></p><p>　　6.2.2 初步確定軸

87、的最小直徑</p><p>　　先按參考資料【1】式15-2初步估算軸的直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)參考資料【1】表15-3，選取 則得</p><p><b>　　mm</b></p><p>　?。?）各軸段直徑的確定：</p><p>　　：最小直徑，滾動軸承處軸段，=，滾動軸承選取6308 其尺寸為

88、。</p><p>　?。焊鶕?jù)齒輪等軸向定位要求， =42</p><p>　　齒輪處軸段：由于小齒輪處直徑比較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。所以軸和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。</p><p><b>　?。狠S環(huán)，=50 。</b></p><p><b>　　，=42</b><

89、;/p><p>　　：滾動軸承處軸段，==40。</p><p>　　（2）各軸段長度的確定：</p><p>　?。河蓾L動軸承，擋油盤及裝配關(guān)系等確定，=23+8+16+2=39 。</p><p>　?。河傻退偌夶X輪寬度B1=122確定，=120.</p><p>　?。狠S環(huán)寬度，=10.</p><

90、;p><b>　?。?=58。</b></p><p>　?。河蓾L動軸承，擋油盤及裝配關(guān)系等確定，，==39。</p><p>　　6.3、高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　?。?）根據(jù)工作條件，初選軸的材料為40鋼，調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法進(jìn)行最小直徑估算，即：。由參考資料【1】表15-3確定，取高速軸</p><p

91、>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝V帶輪處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與V帶輪的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取V帶輪的型號。</p><p>　　V帶輪的計算轉(zhuǎn)矩，查參考資料【1】表8-7，考慮轉(zhuǎn)矩變化很少，故取=1.3則： =1.359000=67600 </p><p>　　由計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于V帶輪公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查參考資料【2】表8-34，其公稱轉(zhuǎn)矩為100000.V帶輪的

92、孔徑=50mm，故取=50mm，V帶輪長度L=142mm，V帶輪與軸配合的轂孔長度=90mm</p><p>　?。?）各軸段直徑的確定：</p><p>　?。簼L動軸承處軸段，=50 mm，滾動軸承選取6310，尺寸為</p><p>　?。旱退偌壌簖X輪軸段=52 mm。</p><p>　?。狠S環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=62 mm&l

93、t;/p><p>　?。哼^渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位要求，=60 mm.</p><p>　　：滾動軸承處軸段，==50mm。</p><p>　?。好芊馓庉S段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（擬采用氈圈密封），=45 mm。</p><p>　?。鹤钚≈睆?，安裝V帶輪的外伸段，=</p><p>　　（2）

94、各軸段長度的確定：</p><p>　?。河蓾L動軸承，套筒及裝配關(guān)系等確定，=53 。</p><p>　?。河傻退偌壌簖X輪的轂寬60 確定，=58.</p><p>　?。狠S環(huán)寬度，=10.</p><p>　　：由裝配關(guān)系，箱體結(jié)構(gòu)等確定，=146。</p><p>　?。河蓾L動軸承確定，=27。</p>

95、;<p>　　：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定，=50 。</p><p>　?。河蒝帶輪的轂孔寬確定，取=48。</p><p><b>　　七、軸承的校核</b></p><p>　　一、高速軸滾動軸承的校核</p><p>　　1、滾動軸承的選擇。</p><p>　　根

96、據(jù)載荷及速度情況，擬選用深溝球軸承，由高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，根據(jù)，選取6310，其基本參數(shù)查資</p><p><b>　　2、當(dāng)量動載荷</b></p><p>　　根據(jù)工況，輕微沖擊，，由教材表13—6查出載荷系數(shù)。</p><p>　　按教材表13—5，,故當(dāng)量載荷P為，</p><p><b>　　=234

97、.58 N</b></p><p><b>　　=725.43N</b></p><p><b>　　3、驗算軸承壽命：</b></p><p>　　因，故只需驗算軸承2。軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為：</p><p><b>　　>72000h</b>&l

98、t;/p><p>　　故，所選軸承滿足壽命要求。</p><p>　　二、中間軸滾動軸承的校核</p><p>　　1、滾動軸承的選擇。</p><p>　　根據(jù)載荷及速度情況，擬選用深溝球球軸承，由中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，根據(jù)，選取6308，其基本參數(shù)查資</p><p><b>　　2、當(dāng)量動載荷</b>

99、;</p><p>　　根據(jù)工況，載荷平穩(wěn)，，由教材表13—6查出載荷系數(shù)。</p><p>　　按教材表13—5，,故當(dāng)量載荷P為，</p><p>　　=1246.403 N</p><p>　　=1210.818N</p><p><b>　　3、驗算軸承壽命：</b></p>

100、<p>　　因，故只需驗算軸承1。軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為：</p><p><b>　　>72000h</b></p><p>　　故，所選軸承滿足壽命要求。</p><p>　　三、低速軸滾動軸承的校核</p><p>　　1、滾動軸承的選擇。</p><p>　　根據(jù)

101、載荷及速度情況，擬選用深溝球球軸承，由高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，根據(jù)，選取6317，其基本參數(shù)查資</p><p><b>　　2、當(dāng)量動載荷</b></p><p>　　根據(jù)工況，載荷平穩(wěn)，，由教材表13—6查出載荷系數(shù)。</p><p>　　按教材表13—5，,故當(dāng)量載荷P為，</p><p><b>　　=93.

102、654 N</b></p><p><b>　　=60.282N</b></p><p><b>　　3、驗算軸承壽命：</b></p><p>　　因，故只需驗算軸承1。軸承預(yù)期壽命與整機(jī)壽命相同，為：</p><p><b>　　＞72000h</b></

103、p><p>　　故，所選軸承滿足壽命要求。</p><p><b>　　八、鍵的選擇與校核</b></p><p><b>　　一、高速軸上鍵：</b></p><p>　　由高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選定：高速軸伸出段軸端處鍵槽為：，標(biāo)記為：鍵，軸段d=43 mm，鍵的工作長度；鍵的接觸高度K=0.5h=4m

104、m；傳遞的轉(zhuǎn)矩；按參考資料【1】表6—2查出鍵靜連接時的許用應(yīng)力MPa,</p><p>　　==28.585<110=</p><p><b>　　鍵連接強(qiáng)度足夠</b></p><p><b>　　二、中間軸上鍵：</b></p><p>　　由中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選定：中間軸大齒輪處鍵槽為

105、：，標(biāo)記為：鍵，軸段d=35 mm，鍵的工作長度；鍵的接觸高度K=0.5h=4mm；傳遞的轉(zhuǎn)矩；按參考資料【1】表6—2查出鍵靜連接時的許用應(yīng)力MPa,</p><p>　　==98.24<110=</p><p><b>　　鍵連接強(qiáng)度足夠</b></p><p><b>　　三、低速軸上鍵：</b></p&

106、gt;<p>　　由低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選定：低速軸大齒輪處鍵1為：，標(biāo)記為：鍵；低速軸伸出軸處鍵2為：</p><p>　　標(biāo)記為：鍵;由于是同一根軸上的鍵槽，傳遞的轉(zhuǎn)矩，所以只需要校核鍵2即可，聯(lián)軸器段處d=70 mm，鍵的工作長度；鍵的接觸高度K=0.5h=7 mm；傳遞的轉(zhuǎn)矩；按參考資料【1】表6—2查出鍵靜連接時的許用應(yīng)力MPa,</p><p>　　==103.56

107、<130=</p><p><b>　　鍵連接強(qiáng)度足夠</b></p><p><b>　　九、聯(lián)軸器的選擇</b></p><p>　　一、低速軸（輸出軸）</p><p>　　根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，取=1.3，則=2

108、284.1。按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)，選用YL13型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500N.m，孔徑d=70 mm，L=142mm，L1=107 mm,許用轉(zhuǎn)速為4300r/min，故適用。標(biāo)注：YL13聯(lián)軸器</p><p>　　十.減速器的潤滑計算</p><p>　　10.1 齒輪的潤滑計算</p><p>　　減速器的齒輪傳動，除少數(shù)低

109、速、小型減速器采用脂潤滑外，絕大多數(shù)都采用油潤滑，其主要潤滑方式為浸油潤滑。對于高速運動，則為壓力噴油潤滑。本次所設(shè)計的減速器轉(zhuǎn)速不大，則潤滑方式為浸油潤滑。浸油潤滑是將齒輪浸入油中，當(dāng)傳動件轉(zhuǎn)時，粘在上面的油液被帶至粘合面進(jìn)行潤滑，同時油池中的油也被甩上箱壁，借以散熱。</p><p>　　為了保證輪齒粘合的充分潤滑，控制攪油的功耗損失和發(fā)熱量，傳動件浸入油中的深度不宜太淺和太深，二級圓柱齒輪減速器合適的浸油深

110、度如下：</p><p>　　高速級：約為0.7個齒高，但不小于10mm;</p><p>　　低速級：按圓周速度大小而定，速度大者取小值；</p><p>　　當(dāng)時，約為1個齒高（不小于10mm）～齒輪半徑；</p><p><b>　　當(dāng)時，齒輪半徑；</b></p><p>　　經(jīng)查表，常用

111、潤滑油的主要性質(zhì)和用途，一般選擇機(jī)械油，主要用于對潤滑油無特殊要求的錠子、軸承、齒輪和其他低負(fù)荷機(jī)械，根據(jù)所設(shè)計的參數(shù)，綜合考慮可選代號為46，運動粘度40℃時，41.4～50.6，閃點（開口）不低于200℃，凝點不高于-9℃，是機(jī)械油作為齒輪潤滑油。</p><p>　　10.2 軸承的潤滑計算</p><p>　　滾動軸承常采用油潤滑和脂潤滑。減速器軸承采用油潤滑，其潤滑和冷卻效果較好

112、，也可利用箱內(nèi)的潤滑油，與脂潤滑相比，其結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，密封要求較高。故采用脂潤滑。脂潤滑易于密封，結(jié)構(gòu)簡單，維護(hù)方便。在較長的時間內(nèi)無須補(bǔ)充及更換潤滑劑，采用脂潤滑時，滾動軸承的內(nèi)徑和轉(zhuǎn)速的積一般不宜超過。但潤滑脂脂粘性大，高速時摩擦大，散熱效果差，且潤滑脂在較高溫度下，易變稀流失，所以潤滑脂只使用軸承轉(zhuǎn)速較低，溫度不高的場合。</p><p><b>　　十一 密封</b></p>

113、;<p>　　減速器需密封的部位很多，密封結(jié)構(gòu)種類復(fù)雜，應(yīng)根據(jù)不同的工作條件和使用要求進(jìn)行選擇和設(shè)計。</p><p><b>　　軸伸出端的密封：</b></p><p>　　軸伸出端密封的作用是防止軸承處的油流出和箱外污物、灰塵、水氣等進(jìn)入軸承腔內(nèi)。選用氈圈密封和O型橡膠圈密封。</p><p>　　氈圈密封的特點是結(jié)構(gòu)簡單，

114、價格低廉，安裝方便，但接觸面的摩擦磨損大，氈圈壽命短，一般用于軸頸圓周速度的脂潤滑軸承場合。</p><p>　　軸承考箱體內(nèi)壁的密封：</p><p>　　采用封油環(huán)，封油環(huán)用于脂潤滑軸承的密封。其作用是防止箱內(nèi)的稀油飛濺到軸承腔內(nèi)，使?jié)櫥兿《魇А?lt;/p><p><b>　　箱體結(jié)合面的密封：</b></p><p

115、>　　通常在箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠和水玻璃，同時也可在箱座結(jié)合面上開回油溝以提高密封效果。為了保證箱體座孔和軸承的配合，結(jié)合面上嚴(yán)禁加墊片</p><p>　　十二、箱體及其附件設(shè)計</p><p>　　和箱體等零件工作能力的主要指標(biāo)是剛度，其次是強(qiáng)度和抗震性能，此外，對具體的機(jī)械，還應(yīng)滿足特殊的要求，并力求具有良好的工藝性。</p><p>　　機(jī)座和箱

116、體的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸大小，決定于安裝在它的內(nèi)部或外部的零件和部件的形狀和尺寸及其相互配置、受力與運動情況等。設(shè)計時，應(yīng)使所裝的零件和部件便于裝拆與操作。</p><p>　　窺視孔、視孔蓋：為了便于檢查傳動的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點和齒側(cè)間隙，并為了向箱體內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在傳動件嚙合區(qū)的上方設(shè)置窺視孔。窺視孔尺寸應(yīng)足夠大，以便檢查操作。視孔蓋用螺釘緊固在窺視孔上，其下墊有密封墊，以防止?jié)櫥吐┏龌蛭畚镞M(jìn)入箱體內(nèi)

117、。視孔蓋可用鋼板、鑄鐵等制成。</p><p>　　通氣器，減速器運轉(zhuǎn)時，會因摩擦發(fā)熱而導(dǎo)致箱內(nèi)溫度升高、氣體膨脹、壓力增大。為使含油受熱膨脹氣體能自由地排出，以保持箱體內(nèi)外壓力平衡，防止?jié)櫥脱叵潴w結(jié)合面、軸外伸處及其他縫隙滲漏出來，常在視孔蓋或箱蓋上設(shè)置通氣器。通氣器的結(jié)構(gòu)形式很多，常見的有通氣塞、通氣罩和通氣帽等。通氣塞的通氣能力較小，用于發(fā)熱較小、較清潔的場合；通氣罩和通氣帽通氣能力大，帶過濾網(wǎng)，可防止停

118、機(jī)后灰塵隨空氣進(jìn)入箱內(nèi)。</p><p>　　放油孔及螺塞，為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池最低位置處設(shè)置放油孔。放油孔應(yīng)避免與其他機(jī)件相靠近，以便放油。平時放油孔用螺塞及封油墊圈密封。</p><p>　　油標(biāo)，用于指示減速器內(nèi)的油面高度，以保證箱體內(nèi)有適當(dāng)?shù)挠土俊?lt;/p><p>　　起吊裝置，為便于拆卸和搬運減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)置起吊裝置。</p>

119、<p>　　啟蓋螺釘，為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆卸時會接較緊而不易分開。為此，常在箱蓋或箱座上設(shè)置啟蓋螺釘，其位置宜與連接螺栓共線，以便鉆孔。</p><p>　　定位銷，用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上、下兩半孔始終保持加工時的位置精度。</p><p>　　軸承蓋，用于對軸系零件進(jìn)行軸向固定和承

120、受軸向載荷，同時起密封作用，選擇凸緣式軸承端蓋結(jié)構(gòu)。</p><p><b>　　十三、心得體會</b></p><p>　　機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計是機(jī)械設(shè)計課程的一個重要實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，其主要目的是培養(yǎng)學(xué)生綜合運用在機(jī)械設(shè)計課程以及先修課程所學(xué)的理論，方法和工程實際知識的能力，在課程設(shè)計過程中使學(xué)生得到機(jī)械設(shè)計，工程計算和繪圖能力的綜合訓(xùn)練。</p><

121、;p>　　這次課程設(shè)計從整體上來說，通過詳細(xì)的計算和仔細(xì)的校核并且結(jié)合了實際情況，設(shè)計的過程基本正確，</p><p>　　結(jié)果基本合理，可以滿足設(shè)計的要求。</p><p>　　課程設(shè)計使我們對所學(xué)的知識得到了一次系統(tǒng)，完整的復(fù)習(xí)，讓我們初步了解到機(jī)械的選擇、設(shè)計與加工基本知識。課程設(shè)計的過程中，進(jìn)一步增強(qiáng)了數(shù)據(jù)的處理和一些細(xì)節(jié)處理的能力。</p><p>

122、　　在設(shè)計的過程中，還有一些小的問題還未能處理的很好，我會努力找的到不足，多加注意，以便以后能做的更好</p><p><b>　　十四、參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　1.《機(jī)械設(shè)計（第八版）》（濮良貴，紀(jì)明剛主編 高教出版社）</p><p>　　2.《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》（金清肅主編 華中科技大學(xué)出版社）</p>&

123、lt;p>　　3.《工程圖學(xué)》（趙大興主編 高等教育出版社）</p><p>　　4．《機(jī)械原理》（朱理主編 高等教育出版社）</p><p>　　5.《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》（徐雪林主編 湖南大學(xué)出版社）</p><p>　　6.《機(jī)械設(shè)計手冊（單行本）》（成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社） </p><p>　　7.《材料力學(xué)