螺旋输送机设计说明书

机械设计课程设计设计说明书

螺旋输送机的设计

* ***** 201231150414 谭志荣 201231150420 班 级： 车辆工程3班 指导老师： * * * 完成日期： 2014年1月10日

华南农业大学工程学院

目 录

摘要…………………………………………………………………… 1 设计要求……………………………………………………………… 2 螺旋输送机传动简图………………………………………………… 2

第一章、电动机的选择

1.1 选择电动机……………………………………………………… 3 1.2 选择电动机的功率……………………………………………… 3 1.3 选择电动机的转速……………………………………………… 3 1.4 确定传动装置总传动比及其分配……………………………… 4 1.5 计算传动装置的运动和动力参数……………………………… 4

第二章、普通V带的设计计算

2.1 确定计算功率Pca……………………………………………… 5 2.2 选取普通V带的型号………………………………………… 5 2.3 确定带轮基准直径dd1和dd2………………………………… 5 2.4 确定V带基准长度Ld和中心距a0…………………………… 6 2.5 验算小带轮上的包角………………………………………… 6 2.6 确定V带的根数z……………………………………………… 7 2.7 确定带的初拉力F0…………………………………………… 7 2.8 计算带传动的轴压力…………………………………………… 7 2.9 V带轮的结构设计……………………………………………… 8

第三章、单极齿轮传动设计

3.1 选择齿轮类型、材料、精度及参数…………………………… 9

3.2 按齿面接触疲劳强度设计…………………………………… 9 3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计…………………………………… 12 3.4 几何尺寸计算………………………………………………… 14 3.5 齿轮强度校核………………………………………………… 16

第四章、轴的设计计算

第一节、输入轴的设计

4.1 输入轴的设计………………………………………………… 19 4.2 输入轴的受力分析…………………………………………… 20 4.3 输入轴判断危险截面和校核………………………………… 22 第二节、输出轴的设计

4.4 输出轴的设计………………………………………………… 25 4.5 输出轴的受力分析…………………………………………… 27 4.6 输出轴判断危险截面和校核………………………………… 29

第五章、轴承的计算与选择

5.1 轴承类型的选择……………………………………………… 32 5.2 轴承代号的确定……………………………………………… 32 5.3 轴承的校核…………………………………………………… 33

第六章、平键的计算和选择

6.1 高速轴与V带轮用键连接…………………………………… 35 6.2 低速轴与大齿轮用键连接…………………………………… 35 6.3 低速轴与联轴器用键连接……………………………………

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第七章、联轴器的计算和选择

7.1 类型的选择…………………………………………………… 36 7.2 载荷计算……………………………………………………… 36 7.3 型号的选择…………………………………………………… 36

第八章、减速器密封装置的选择

8.1 输入轴的密封选择…………………………………………… 36 8.2 输出轴的密封选择…………………………………………… 37

第九章、减速器的润滑设计

9.1 齿轮的润滑…………………………………………………… 38 9.2 轴承的润滑…………………………………………………… 39

第十章、减速箱结构尺寸的设计

10.1 箱体的结构尺寸…………………………………………… 39设计心得……………………………………………………………参考文献……………………………………………………………

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摘 要

机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训练，在实现学生总体培养目标中占有重要地位。其目的是通过课程设计实践，树立正确的设计思想，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力；学习机械设计的一般方法、步骤，掌握机械设计的一般规律；进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范等的训练。

本次设计的题目是螺旋输送机的减速传动装置设计。螺旋输送机是一种不具有挠性牵引构件的旋转类型的物料输送机械，俗称绞龙，是矿产、饲料、粮油、建筑业中用途较广的一种输送设备，由钢材做成的，用于输送温度较高的粉末或者固体颗粒等化工、建材用产品。

根据设计要求和机械设计的特点，我们做了以下方面的工作：确定传动装置的总体方案；确定传动比；选择电动机计算传动装置的运动和动力参数；传动零件以及轴的设计计算，轴承、连接件、润滑密封和联轴器的选择和校核计算；机体结构及其附件的设计；绘制零件图和装配图，编写说明书。 关键字：螺旋输送机；减速器；机械设计；强度

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设计要求：

螺旋输送机题目：

设计一个螺旋输送机传动装置，用普通V带传动和圆柱齿轮传动组成减速器。输送物料为粉状或碎粒物料，运送方向不变。

工作时载荷基本稳定，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），大修期五年，小批量生产。

工作量：一张A0装配图，零件图3-4张，不少于30页设计计算说明书。 原始数据：输送机主轴功率Pw（KW）：5 输送机主轴转速n（r/min）：120

螺旋输送机传动简图：

螺旋输送机传动装置简图

1—螺旋输送器 2—1级直齿圆柱齿轮减速器 3—V带传动 4—电动机 5—联轴器

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第一章、电动机的选择 Y系列异步电动机运行可靠、寿命长、使用维护方便、性能优良、体Y系列异步电积小、重量轻、转动惯量小、用料省等优点，完全符合工作要求和工作条动机 件。 故选用Y系列异步电动机。 1.1、选择电动机 1.2、选择电动机的功率 电动机所需的功率： PPwm 式中：Pw——输送机主轴功率，数值为5kW； ——传动装置的总传动效率 1234 1、2、3、4分别为V带传动，一对圆柱齿轮，一对滚动轴承，十字滑块联轴器的传动效率，查表得10.96；20.97；30.99；40.98； =0.960.970.9920.98=0.44 Pm15kW5.59kW 0.44210.96 20.97 30.99 40.98 =0.44 Pm5.59kW 1.3、选择电动机的转速 根据输送机主轴转速n及机械传动效率概率值和传动比范围取得普通 V带传动比i12~4,单级圆柱齿轮减速器的传动比i23~6,可计算电动机转速合理转速范围为 nmnmni1i2120r/min(2~4)(3~6)720~2880r/min 720~2880r/min 综上所述，根据ZB/TK 22007-1988,JB/T 5274-1991，取型号为Y132M-4的电动机，其技术数据如下：

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电动机型号 固定 功率 /kW 满载 转速 电动机电动机电动机外起动转最大转电动机轴伸出伸出端形尺寸 矩/额定矩/额中心高端直径安装长长宽转矩 定转矩 度/mm /mm 度/mm 高/mm 2.2 2.3 38 80 132 475 275 315 Y132M-4 7.5 1440 电动机的安装及有关尺寸： 底脚安装尺寸AB 216178 地脚螺栓孔尺寸K 12 轴承尺寸 DE 3880 装键部位尺寸Fh 108 1.4、确定传动装置总传动比及其分配 传动装置的总传动比： in满144012 n120i12 取V带传动比i13.11,则单级圆柱齿轮减速器传动比为i2i123.86 i13.1i13.11 i23.86 Pm5.59 kW1.5、计算传动装置的运动和动力参数 1.5.1、计算各轴输入功率 电动机轴：Pm5.59kW 轴Ⅰ（减速器高速轴）PIPm15.590.965.37kW 轴Ⅱ（减速器低速轴）PIIPI25.21kW 1.5.2：计算各轴转速 电动机轴： nm1440r/min 轴I： nI轴II： PI5.37 kWPII5.21 kW nm1440r/minnm1440r/min463.03r/min i13.11nI463.02r/min

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nII120r/min nII120 r/min 1.5.3、计算各轴转矩 电动机轴： Tm9550Pm5.59kW955037.07Nm nm1440r/minTm37.07 Nm 轴I： TI9550PI5.37kW9550110.76Nm NI463.02r/minTI110.76 Nm 轴II: TII9550

PII5.21kW9550414.63Nm NII120r/minTII414.63 Nm 第二章、普通V带的设计计算 确定工作系数：由于载荷变动小，空、轻载起动，每天工作两班制，选取 工作情况系数KA1.2，故 2.1、确定计算功率Pca Pca6.708 PcaKAP1.25.596.708kW kW 根据Pca6.708kW和小带轮转速（即电机转速）n1440r/min，确定A型带 选用A型V带。 小带轮基准直2.3、确定带轮基准直径dd1和dd2 径 ① 计算小带轮的基准直径：由课本《机械设计》中的表8-7和表8-92.2、选取普通V带的型号 dd190mm初选小带轮的基准直径dd190mm。 验算带速：dd1n1601000901440601000ms6.78ms 因为5ms30ms，故带速合适

v6.78m/s - 5 -

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② 计算大带轮的基准直径dd2：因滑移率不大（1%~2%）故不予考虑，则 dd2dd1i1903.11280mm 根据课本表8-9取标准值为dd2280mm 大带轮基准直径dd2280mm 2.4、确定V带基准长度Ld和中心距a0 根据课本公式（8-20），带的传动中心距为a0： 0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2) 0.7(90280)a02(90280) 得：259a0740 初定中心距为500mm。 计算相应带长： 初定中心距为 a0500mm(dd2dd2)2 Ld02a0(dd1dd2)24a02(280-90) 2500(90280) 24500 Ld10mm 1599mm 由课本表8-2选取带的基准长度Ld10mm。 传动的实际中心距a： LLd0101599aa0d500520.5mm 22 a520.5mm 考虑安装调整和保持张紧力的需要，中心距的变动调整范围为： amina0.015Ld535.50.0151940506.4mmamaxa0.03Ld535.50.031940593.7mmamin506.4mmamax593.7mm 2.5、验算小带轮上的包角 小带轮包角： 57.3 1180(dd2dd2)a 180(28090)57.3 520.51159.08120包角合理

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159.08120 包角合理。 ① 根据A型带，n11440m/s,dd190mm，查书本表8-4，根据插 值法取得P01.0kW ② 根据n11440m/s，i13.11和A型带，查书本表8-5得单根V带 的额定功率增量P00.17kW ③ 根据包角1159.08，查书本表8-6取包角修正系数K0.95 ④ 根据A型带，Ld10，取普通V带的带长修正系数KL0.99 ⑤ 计算单根V带的额定功率： Pr(P0P0)KKL(1.00.17)0.950.991.16kW 代入数据： pca6.708z5.78 pr1.16 2.6、确定V带的根数z 选取z6根。 z6 F0139.35N 2.7、确定带的初拉力F0 带的初拉力F0： 由课本表8-3得A型带的单位长度质量为q0.105kg/m F0500(2.5K)Pcaqv2 Kzv(2.50.95)6.708[5000.1056.782]N 0.9566.78139.35N2.8、计算带传动的轴压力 带传动的轴压力： Fp2zF0sin1 2

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159.08 26139.35sin 2 14.41N Fp14.41 N2.9、V带轮的结构设计 带轮材料；选用灰铸铁HT150。 根据槽型为A：查得有关齿槽截面尺寸的数据，单位：mm bd11.0，hamin2.75，hfmin8.7，e150.3，fmin9。 主动带轮的结构尺寸： dd 与dd相对应的 32 — 确定尺寸如下： 34 118 36 — 38 118 单位：mm 已知电机轴的直径d138mm，因为dd190mm2.5d195mm，所以结构型式采用实心式， 设计参数如下： 1) da1dd1ha902396mm,式中ha3 dd190 da196 d138 2) d11（1.8~2）d1，电机轴d138mm，取d112d1，则d1123876mm d1176 3) L1(1.5~2)d1,取L11.7d11.738.6mm 4) B12f(z1)e210(61)1595mm 且外根据直径d1，取C11.5mm 从动带轮的结构尺寸： 因为dd2280mm300mm，结构型式采用腹板式， 设计参数如下： L1.6B195 da2dd22ha28023285mm,式中ha*1 da2285 d与减速器输入轴配合，取定d26mm，

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d12(1.8~2)d22652mm L2(1.5~2)d,取L22d22652mm B2f(z1)e210(61)1595mm d1290 d26 L276.5 B95 C'11B9513.57mm 77 C'13.57 第三章、单极齿轮传动设计 根据工作条件、要求和上文的传递效率的设计 直齿轮 8级精度 （1）选择直齿轮传动，压力角取为=20。 小齿轮材料为（2）带式输送机为一般工作机器，参考课本中表10-6，选取齿轮精40Cr（调质） 度8级精度。 大齿轮材料为（3）由课本表10-1，选取小齿轮材料为40Cr（调质）、硬度为280HBS；45钢(调质） 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 3.1、选择齿轮类型、材料、精度及参数 （4）取小齿轮齿数z122，大齿轮z2i2z13.862284.92，取z285。 z122 z285 3.2、按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮分度圆直径设计公式： ZHZEZ d32KHtT1i211tdi2H 3.2.1 确定计算参数  2 1.齿轮按标准中心距安装，啮合角'=节圆压力角=20； 2.试选接触疲劳强度计算的载荷系数KHt1.3； 3.计算小齿轮传递的转矩： T1TI110.76Nm1.1076105Nmm 4.查表10-7选取齿宽系数为d 5.区域系数： 20 KHt1.3 T1149.171Nm1 d1

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2cos'2cos20ZH2.5 22cossin'cos20sin20 6.由课本表10-5查得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa1/2 ZH2.49 ZE1.8 MPa1/2 7.接触疲劳强度用重合度系数Z由式Z4和 3 z1tana1tan'z2tana2tan'/2计算: a1arccosz1cos/z12ha arccos22cos20/222130.528 a130.528a223.351 a2arccosz2cos/z22ha arccos85cos20/852123.351 1.707 Z0.874 z1tana1tan'z2tana2tan'/2 22tan30.528Z43tan2085tan23.351tan201.707 241.7070.874 3 8.计算接触疲劳许用应力H Hlim1600MPa查课本图10-25得，小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim2550Hlim1600MPa、Hlim2550MPa MPa计算应力循环次数： N160n1jLh60463.03128300101.33109 N11.33109N23.45108 N11.33109N23.45108 i23.86查课本图10-23取接触疲劳寿命系数KHN10.95、KHN21.06 取失效概率为1%，安全系数S1，由式KNlim得 SKHN10.95KHN21.06 H1KHN1Hlim10.95600570MPa S1

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H2KHN2Hlim21.06550583MPa S1取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即：HH1 570MPaHH1570MPa 3.2.2、试算小齿轮分度圆直径 2KHtT1i21ZHZEZd1t3di2H25852212.51.80.874mm21.31.1076103 852215702 小齿轮分度圆直径 57.680mmd1t57.680 mm 3.2.3 调整小齿轮分度圆直径 3.2.3.1 计算实际载荷系数前的数据准备 1、圆周速度v d1tn157.680463.03 v6010006010001.40m/s v1.40m/s 2、齿宽b bdd1t157.68057.680mm 3.2.3.2、计算实际载荷系数系数KH 1、查课本表10-2得使用系数KA1 小齿轮齿宽 b57.680mm KA1 Kv1.07 2、根据v1.40m/s、8级精度，由课本图10-8查得动载系数 Kv1.07 3、齿轮的圆周力 Ft13.84103 2T121.1076105Ft13.84103Nd1t57.6803N KAFt113.8410N/mm66.58N/mm100N/mmb57.680查课本表10-3得齿间载荷分配系数KH1.2 由课本表10-4用插值法得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿间载荷分布系数KH1.348，于是得到实际载荷系数： KHKAKvKHKH11.071.21.3481.731 KH1.2 KH1.348 KH1.731

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4、按实际载荷系数算得的分度圆直径为 dd3KH57.68031.73163.457mm 11tKHt1.3d163.457mm及相应的齿轮模数 md163.4572.884mm z122m2.884 mm 3.3、按齿根弯曲疲劳强度设计 根据下式计算模数： 2KFtT1Y mt2dz13YFaYsa F3.3.1、确定公式中的各参数值 1、试选KFt1.3。 2、计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y Y0.250.750.250.750.6 1.7073、计算YFaYsa KFt1.3 Y0.6 F YFa12.54YFa22.22 Ysa11.（1）由课本图10-17查得齿形系数YFa12.54，YFa22.22。 （2）由课本图10-18查得应力修正系数Ysa11.,Ysa21.77 Y1.77 （3）由课本图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分 sa2 别为Flim1480MPa、Flim2420MPa。 （4）由课本图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.9、KFN20.94。 （5）取弯曲疲劳安全系数S1.4,得： FKFN1Flim10.9480308.57MPa 1S1.4Flim1500MPaFlim2380MPa KFN10.9KFN20.94F1308.57MPa F2 K0.94420FN2Flim2282MPa S1.4YFa1YF2282 MPaF1sa12.541.0.0130 321.43

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YFa2YF2sa22.221.770.0154 255.14 因为大齿轮的YFaYsa大于小齿轮，所以取 F YFaYsaYFa2Ysa20.0154 FF24、试算模数 YFaYsaF 0.01542KFtT1Y mt32dz1YFaYsa F521.31.1076100.630.0154 21221.848mm mt1.848mm 3.3.2、调整齿轮模数 1、计算实际载荷系数前的数据准备 （1）圆周速度v d1m1z11.8482240.656mm vd1n160100040.656463.03601000d140.656 mm0.986m/s （2）齿宽b bdd1140.65640.656mm （3）宽高比 h2hacmt210.251.848mm4.158mm v0.986 m/sb40.656 mm bh b40.6569.78 h4.1582、计算实际载荷系数KF b9.78 h (1)、根据v0.986m/s，8级精度，查课本图10-8得动载系数 Kv1.05。 Kv1.05 (2)、计算齿间载荷分配系数KFa - 13 -

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5 F2T121.107610N5.449103N t1d140.656KAFt115.449103 N/mm134.02N/mm100N/mm b40.656查课本表10-3得齿间载荷分配系数KF1.1。 (3)、由课本表10-4查得KH1.342 (4)、结合b9.78，查课本表10-13，得KF1.29 h KF1.1 KH1.342 KF1.29 KF1.49 则载荷系数为： KFKAKvKFKF11.051.11.291.49 3、按实际载荷系数算得的齿轮模数 mmt3KF1.84831.49mm1.934mm KFt1.3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模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度提供的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿轮的乘积）有关，可取弯曲强度的模数1.934mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=63.457mm,算出小齿轮齿数z1d163.45731.729 m2取z132，则大齿轮齿数z2i2z13.8632123.5，取z2124。 m1.934mm 最终取齿数 z132 z2124 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 3.4、几何尺寸计算 1、计算分度圆直径 d1z1m322mm d2z2m1242248mm 2、计算中心距 ad1d2248156mm 22 3、计算齿轮宽度 bdd11mm

d1mmd2248mm a156mm bmm - 14 -

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考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料。一般将小 齿轮略微加宽5~10mm，取b170mm，而大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2bmm。 b170mmb2mm 齿轮几何尺寸计算结果列于下表： 名称 中心距 传动比 代号 a i2 计算公式 dd2 a12小齿轮 156mm 3.86 大齿轮 iz2 z1YFaYsa F模数 m mt32KFtT1Ydz122 压力角 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 齿距 法向齿距 齿厚 齿槽宽 顶隙  z d da df arccos(rb/r) 20 32 mm 20 124 248mm 252mm 243mm mm 6.28 5.90 3.14 3.14 0.5  dzm dam(z2ha) dfm(z2ha2c) bdd1 68mm 59mm 70mm b p pm pbpcos pb s e c sp/2 ep/2 cc*m 表中，ha为齿顶高系数（ha=1）；c为顶隙系数（c=0.25）。

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3.5、齿轮强度校核 3.5.1、齿面接触疲劳强度校核 2KHT1u1ZHZEZ 利用公式：3dd1u查课本表10-2，得KA1 圆周速度：vd1n1601000 KA1 463.036010001.552m/s v1.552m/sKV1.08 F13461.25N查图10-8得动载系数KV1.08 52T21.1076101齿轮圆周力：F13461.25N d1 KAF1b13461.2554.08N/mm100N/mm KH1.2 查表10-3得齿间载荷分配洗系数KH1.2 查表10-4，由8级精度得KH1.350 实际载荷系数为KHKAKvKHKH11.081.21.351.750 查图10-20得区域系数ZH2.5 查表10-5得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa12 计算重合度系数，ha1 KH1.350 KH1.750 ZH2.5 ZE1.8MPa12 32cos203221a1arccosz1cos/z12haarccos27.82o a127.82oa122.37  arccos124cos20/1242122.37 重合度 z1tana1tan'z2tana2tan'/2 32tan28.82重合度系数Ztan20124tan22.37tan201.888 24341.8880.839 3a1.888 Z0.839

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H2KHT1u1ZHZEZdd13u 21.7501.10761053.8612.51.80.839 313.86接触疲劳强度 543.22MPaH570MPa 在许用应力范围内。 3.5.2、齿根弯曲疲劳强度校核 2KFT1YFaYsaY利用公式：F 32dmz1 从接错疲劳强度校核中得知：KA1，KV1.08，v1.552m/s。 查表10-3得齿间载荷分配系数KF1.2。 查表10-4得齿向载荷分配系数为KH1.35。 bh宽高比 h2hacm210.2524.5 H543.22 MPaHbh4.514.22 查图10-13得KF1.3 计算实际载荷系数： bh14.22 KF1.3 KF1.6848 KFKAKVKFaKF11.081.21.31.6848 查图10-17得齿形系数YFa12.42，YFa22.17 查图10-18得应力修正系数Ysa11.67，Ysa21.81 Y0.250.750.7 1.888YFa12.42YFa22.17 Ysa11.67Ysa21.81 Y0.7 2KFT1YFaYsaY计算F dm3z12 F1119.13 MPaF1

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2KFT1YFa1Ysa1YF1dm3z1221.68481.10761052.421.670.7123322 119.13MPaF1F22KFT2YFa2Ysa2Ydm3z12 F228.86 MPaF221.68484.14631052.171.810.71231242 28.86MPaF2在许用应力范围内。 小齿轮齿顶圆直径da1≤160mm，采用实心式结构，决定把输入轴设计为齿轮轴； 大齿轮齿顶圆直径da2≤500mm，采用腹板式结构；结构如下表:

小齿轮实心式 大齿轮腹板式 代号 da2 D0 D4 D3 D1 D2 计算公式 大齿轮(mm) da2m(z2ha2) D0da210~14m 252mm 228mm 68mm 116mm 172mm 34mm 16mm 由轴的强度及结构要求计算确定 D31.6D4 D1D0D3 2D20.25~0.35D0D3 C C0.2~0.3b

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第四章、轴的设计计算 第一节、输入轴的设计 4.1、输入轴的设计 in，转矩 已知数据：输入功率P15.37Kw，转速n1463.03r/mT1110.76Nm 45钢 4.1.1、选取轴的材料和热处理方法 选取轴的材料为45钢，经过调质处理，硬度HB240。 4.1.2、初步估算轴的直径 dminA03P n根据选用材料为45钢，A0的范围为126~103，选取A0值为110， 代入数据： dmin11035.3724.90mm 463.03 dmin24.90 mm输入轴的最小直径为安装带轮处的直径，考虑到轴上开有键槽，将计算轴颈增大3%～7%后，取直径为26mm。 4.1.3、输入轴的结构设计 输入轴系的主要零部件包括一对深沟球轴承，考虑到轴的最小直径为26mm，而减速器的输入齿轮分度圆为mm，设计输入轴为齿轮轴，且外为了便于轴上零件的装卸，采用阶梯轴结构。 （1）外伸段： 输入轴的外伸段与带轮的从动齿轮键连接，开有键槽，根据键槽的长度和带轮的轴孔的直径，选取直径为26mm，长为60mm。 （2）密封段： 密封段与油封毡圈35JB/ZQ460686配合，选取密封段长度为60mm，直径为35mm。 齿轮轴 d526mml560mm 35JB/ZQ460686d435mml460mm（3）齿轮段： 此段加工出轴上齿轮，根据主动轮b70mm，选取此段的长度为95mm，齿轮两端的轴颈为15mm，轴颈直径为57mm。 （4）左右两端轴颈段： 左右两端轴颈跟深沟球轴承6309配合，采用过度配合k6，实现径

l2100mmd254mm - 19 -

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向定位，根据轴承B25mm,端轴颈直径为45mm，长度左端为28mm和l130mm 右端为30mm。 （5）倒角： 根据推介值（mm）：d30~50，C取1.2或1.6。 d50~80，C取2。 此处选取d30~50，C取1.6，d50~80，C取2。 输入轴的基本尺寸如下表： 右端 左端 名称 齿轮段 密封段 轴颈 轴颈 长度l130 l2100 l328 l460 （mm） 直径 d145 d254 d345 d435 （mm） l328mm d145mm d345mm 外伸段 l560 d526 4.2、输入轴的受力分析 4.2.1、画出受力简图 4.2.2、计算支座反力 （1）作用于齿轮上的圆周力 Ft2TI2110.763461.25N d20.0 Ft3461.25 N （2）作用于齿轮上的径向力 FrFttan20o3461.25tan201259.79N （3）计算在水平面上的反力： F1259.79FNV1FNV2r629.90N 22

Fr1259.79 NFNV1FNV2 629.90N- 20 -

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（4）计算在垂直面上的反力： FNH1FNH2 Ft3461.251730.625N22FNH1FNH2 1730.625N 4.2.3、计算弯矩 （1）计算水平面上的弯矩 MV1FNV1L1629.900.062539.37Nm MV2FNV2L2629.900.062539.37Nm MVMV1MV2 （2）计算垂直面上的弯矩 MV1MV239.37Nm MH1FNH1L11730.6250.0625108.16Nm MH2FNH2L21730.6250.0625108.16Nm MHMH1MH2 （3）计算合成弯矩 M1MV1MH139.372108.162115.10Nm 22MH1MH2108.16Nm M2MV2MH239.372108.162115.10Nm 22M1M2 115.10 Nm MM1M2 （4）计算转矩 T9550PI95505.37110.76Nm nI463.03T110.76 Nm （5）计算截面当量弯矩：取应力校正系数0.6 222MM1αT115.1020.6110.76 132.91Nm M132.91 Nm（6）绘制输入轴的载荷分析图

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4.3、输入轴判断危险截面和校核 4.3.1、判断危险截面 如上计算所得：危险截面位于安装齿轮的位置。 4.3.2、截面左侧 抗弯截面系数 W0.1d30.1453mm39112.5mm3 抗扭截面系数 WT0.2d30.2453mm318225mm3 62.5507874Nmm 截面左侧的弯矩 M3937062.5截面上的扭矩 T110760Nmm

W9112.5mm3WT18225mm3 M7874Nmm - 22 -

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截面上的弯曲应力 b截面上的扭转切应力 TM7874MPa0.8MPa W9112.5T110760MPa6.077MPa WT18225b0.8MPa T6.077 MPa 1275MPa，-1155MPa。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查 r1.6D54 取。因 0.036，1.2，经插值后可查得 d45d45轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得B0MPa，2.1，1.33 又由附图3-1可得轴的材料的敏感性系数为： q0.81，q0.84 2.11.33 q0.81q0.84 故有效应力集中系数为： k1q110.812.011.81k1q110.841.3111.26k1.81k1.26 由附图3-2得尺寸系数0.7；由附图3-3得扭转尺寸系数0.84。 轴按磨削加工，由附图3-4地表面质量系数为： 0.84 0.92 0.92 轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为： 1.811K112.67 0.70.92Kk111.26111.59 0.840.92k1 K2.67K1.59 碳钢的特性系数为： 0.1~0.2，取0.1 0.05~0.1，取0.05 于是计算安全系数Sca

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1275S119.21Kam2.670.80.101155S38.94 Kam1.266.0770.056.077ScaSS2SS2 2119.2138.942Sca37.02S1.5119.21238.94237.02S1.5故可知其安全。 4.3.3、截面右侧 抗弯截面系数 W0.1d30.1543mm315746.4mm3 抗扭截面系数 WT0.2d30.2543mm331492.8mm3 弯矩M及弯曲应力为： 62.550M39370Nmm7874Nmm62.5M7874bMPa0.05MPa W1574故左侧安全 W15746.4mm3 WT31492.8mm3 M7874Nmmb0.05MPa 扭矩T及扭转切应力为： T110760NmmT过盈配合处的于是得 kk T110760MPa3.24MPaWT31492.8k0.8kT110760NmmT3.24MPa，由附表3-8用插值法求出，并取， k3.16，k0.83.162.53  2.53 按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： 0.92 故得综合系数为： 1K13.1613.250.92Kkk10.92 K3.25 K2.62 112.53112.620.92所以轴在截面右侧的安全系数为：

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1275S1692.31 Kam3.250.050.10S Sca309.97 S1.5115535.83 Kam2.623.240.053.2422ScaSSSS221692.3135.831692.3135.8322309.97S1.5 故右侧安全 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。 第二节、输出轴的设计 已知数据：输出轴输入功率P25.21Kw，输出轴转矩 T2414.Nm，输出轴转速n2120r/min。 4.4.1、选取轴的材料和热处理方法 选取轴的材料为45钢，经过调质处理，硬度HB240。 45钢 4.4.2、计初步估算轴的直径 P dminA03 n 根据选用材料为45钢，A0的范围为126~103，选取A0值为110， n120r/min低速轴功率P5.21kW，， 代入数据： 4.4、输出轴的设计 5.21dmin11038.66mm 1203dmin38.66 mm 4.4.3、输出轴的结构设计 输出轴系的主要零部件包括一对深沟球轴承，直齿圆柱齿轮和联轴 器等，为了便于轴上零件的装卸，采用阶梯轴结构。 （1）外伸段： 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴 直径与联轴器的孔径相配合，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩TcaKAT2，查表14-1，考虑转矩变化小，故取

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KA1.5，则 TcaKAT21.54.1463105621945Nmm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用LT8型弹性柱销连轴器，其公称转矩为710Nm，半联轴器的孔径 Tca621945 Nmm d145mm L184mm d45mm，故取外伸端轴径为d145mm,半联轴器的长度为L112mm，因此取伸出端长度L184mm。 （2）密封段： 设计密封段与油封毡圈50JB/ZQ460686配合，选取密封段直径长度为L248mm，直径为d250mm。 （3）轴肩段： 轴肩与轴承和从动齿轮作轴向定位，选取轴肩段长为L313mm，直径为d374mm。 （4）左右两端轴颈段： 左右两端轴颈与12深沟球轴承配合，轴承内圈与轴承采用过度配合k6，实现径向定位，根据轴承B35mm,端轴颈直径为L248mm d250mm L313mmd374mm d460mm L4左51mmd460mm，长度左端为L4左51mm和右段为L4右35mm。 L4右35mm（5）齿轮配合段： 此段开有键槽，采用圆头普通平键与减速器的从动配合，根据设计L61mm5的直齿齿轮的齿宽为mm，为使装配紧实，设计配合段长度为61mm，d568mm直径为68mm。 （6）倒角： 根据推介值（mm）：d30~50，C取1.5或1.6。 d50~80，C取2。 此处选取d30~50，C取1.6，d50~80，C取2。 输出轴的基本尺寸如下表：

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名称 长度（mm） 直径 （mm） 左端 轴颈 齿轮配合段 轴肩段 右端轴颈 密封段 外伸段 L4左51 d4左60 L561 L313 d374 L4右35 L248 d250 L184 d184 d5 d4右60 4.5、输出轴的受力分析 4.5.1、画出受力简图 4.5.2、计算支座反力 （1）作用于齿轮上的圆周力： Ft2TII2414.633343.79N d20.248 Ft3343.79 N （2）作用于齿轮上的径向力： FrFttan20o3343.79tan201217.04NFr1217.04 N （3）计算在水平面上的反力： FL1217.0462.5FNV1FNV2r2608.52N L125（4）计算在垂直面上的反力： FNV1FNV2 608.52N FNH1FNH2FL3343.7962.5t21671.5N L125 FNH1FNH2 1671.5N 4.5.3、计算弯矩 （1）计算水平面上的弯矩：

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MV1FNV1L1608.520.062538.03Nm MV2FNV2L2608.520.062538.03Nm MV1MV238.03Nm MVMV1MV2 （2）计算垂直面上的弯矩： MH1FNH1L11671.50.0625104.49Nm MH2FNH2L21671.50.0625104.49Nm MH1MH2104.49 NmMHMH1MH2 （3）计算合成弯矩： M1MV1MH138.03104.49111.20Nm M2MV2MH238.032104.492111.20Nm 222222 M1M2 111.20 Nm MM1M2 （4）计算转矩： T9550PII95505.21414.63Nm nII12020.6414.63T414.63 Nm （6）计算截面当量弯矩： MM22αT111.202272.50Nm M272.50 Nm取应力校正系数0.6。 （7）绘制输出轴的载荷分析图：

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4.6、输出轴判断危险截面和校核 4.6.1、判断危险截面 如上计算所得：危险截面位于安装齿轮的位置。 4.6.2、截面左侧 抗弯截面系数 W0.1d30.1603mm321600mm3 抗扭截面系数 WT0.2d30.2603mm343200mm3 62.52920384.08Nmm 截面左侧的弯矩 M3803062.5截面上的扭矩 T414630Nmm W21600mm3WT43200mm3 M20384.08Nmm

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截面上的弯曲应力 bM20384.08MPa0.944MPa W21600 T414630MPa9.598MPa 截面上的扭转切应力 TWT43200b0.944MPa 轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得B0MPa，MPaT9.598 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查 r2.0D68 取。因经插值后可查得 0.034，1.134，d60d602.02.0，1.31 1.31 1275MPa，-1155MPa。 又由附图3-1可得轴的材料的敏感性系数为： q0.82，q0.85 q0.82q0.85 故有效应力集中系数为： k1q110.822.011.82k1q110.851.3111.26k1.82k1.26 由附图3-2得尺寸系数0.69；由附图3-3得扭转尺寸系数0.83。 轴按磨削加工，由附图3-4地表面质量系数为： 0.83 0.92 轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为： Kk111.82112.72 0.670.920.92 K2.72 k1K1.16 1.261K111.16 0.830.92碳钢的特性系数为： 0.1~0.2，取0.1 0.05~0.1，取0.05 于是计算安全系数Sca

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1275S107.10Kam2.720.9440.101155S19.46 Kam1.619.5980.059.598ScaSS2SS2 2107.1019.462107.10219.46219.15S1.5Sca19.15S1.5故可知其安全。 4.6.3、截面右侧 抗弯截面系数 W0.1d30.1683mm331443.2mm3 抗扭截面系数 WT0.2d0.268mm62886.4mm 弯矩M及弯曲应力为： 62.529Nmm20384.08Nmm62.5 M20384.08bMPa0.65MPaW31443.2M380303333故左侧安全 W31443.2mm3 WT62886.4mm3M20384.08Nmmb0.65MPaT110760NmmT6.59MPa扭矩T及扭转切应力为： T110760NmmT过盈配合处的于是得 kk T414630MPa6.59MPaWT62886.4k0.8k，由附表3-8用插值法求出，并取，3.16，k k0.83.162.53 按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： 2.53 0.92 故得综合系数为： 1K13.1613.250.92Kkk10.92 K3.25 K2.62 112.53112.620.92所以轴在截面右侧的安全系数为：

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1275S130.18 Kam3.250.650.10S Sca5.21 S1.5115517.62 Kam2.626.590.056.5922ScaSSSS22130.1817.62130.1817.62225.21S1.5 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。 第五章、轴承的计算与选择 5.1、轴承类型的选择 因为减速器采用直齿圆柱齿轮传动，分析轴承会将受到径向力的影 响，所以选取深沟球轴承，结构代号为60000，其性能和特点如下： 主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷，当量摩擦系数最深沟球轴承 小。在高转速且轻量化要求的场合，可用来承受单向或双向的轴向载荷。 工作中允许内、外圈轴线偏斜量8'~16'，大量生产，价格低。 5.2、轴承代号的确定 5.2.1、输入轴的轴承代号的确定 确定宽度系列代号为0； 确定直径系列代号为3； 确定内径系列代号为09； 初选输入轴的轴承代号为6309，其基本尺寸为: 输入轴轴承选6309 d45mm,D100mm,B25mm，rasmax1.5mm 基本额定动载荷为Cr52.8kN，基本额定静载荷为C0r31.8kN。 5.2.2、输出轴的轴承代号的确定 确定宽度系列代号为0； 确定直径系列代号为4； 确定内径系列代号为12； 输出轴轴承初选输出轴的轴承代号为12，其基本尺寸为: 选12 d60mm，D150mm，B35mm，rsmin2.1mm 基本额定动载荷为Cr109kN，基本额定静载荷为C0r70.0kN。

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5.3、轴承的校核 5.3.1、输入轴轴承的校核 （1）求轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2 FNV1FNV2629.90N 2 FNH1FNH21730.625NFr1Fr2 1841.69N Fr1Fr2FNV12FNH12 2629.901730.6251841.69N （2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 因为选用直齿轮，不会产生派生轴向力，且外自身没有受到轴向力。 所以： Fa1Fa20 Fa1Fa20 C0C0Fa1Fa20 （3）求轴承的当量动载荷P 1和P2因Fa1Fa20,查得径向载荷系数为X1,轴向载荷系数Y0； Fr1Fr2因轴承运转中所受载荷基本平稳，fd1.0~1.2，取fd1.2。 则： P1P2fd(XFr1YFa1)1.2(11841.690) 2210.03N（4）验算轴承寿命 因为P，所以选取轴承1的受力大小验算： 1P2106C Lh()60nP2 P1P22210.03N 106528003() 60463.032210.03490847.84h式中，因为所用轴承为球轴承，3。 轴承工作条件为每天二班制，使用期限10年（每年工作日300天），

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Lh'281030048000hLh 故所选轴承满足寿命要求。 5.3.2、输出轴轴承的校核 （1）求轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2； Lh'Lh 合适 FNV1608.52N，FNV2608.52N FNH11671.N，FNH21671.N Fr1Fr2FNV1FNH1608.521671.1779.19N （2）求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2： 2222Fr1Fr21779.19N 因为选用直齿轮，不会产生派生轴向力，且外自身没有受到轴向力。 所以： Fa1Fa20 Fa1Fa20 C0C0 Fa1Fa20 （3）求轴承的当量动载荷P： 和P12 因Fa1Fa20,查得径向载荷系数为X1,轴向载荷系数Y0； Fr1Fr2 因轴承运转中所受载荷基本平稳，fd1.0~1.2，取fd1.2。 则： P1P2fd(XFr1YFa1) P1P22135.03N 1.2(11779.190) 2135.03N（5）验算轴承寿命 因为P，所以选取轴承1的受力大小验算 1P2106C Lh()60nP2h式中轴承工作条件为每天二班制，使用期限10年（每年工作日300天） 适 1061090003() 601202135.03362003.31h，因为所用轴承为球轴承，3。 L'Lh合

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Lh'281030048000hLh 故所选轴承满足寿命要求。 第六章、平键的计算和选择 6.1：高速轴与V带轮用键连接 1、选用圆头普通平键（A型） 按轴的直径d=26mm,及带轮宽B293mm，据文献得键的bh为A型 bh87L45mm 87，长度L45mm的键。 2、强度校核 键材料选择45钢，V带轮材料为铸铁，查表得键联接的许用应 力P70~80MPa，键的工作长度 lL-b45837mm，k0.5h0.573.5mm 挤压应力： 2000TI2000110.76 P65.79MPaP(安全）kld3.53726PP (安全） A型 6.2、低速轴与大齿轮用键连接 1、选用圆头普通平键（A型） 按轴的直径d=68mm,据文献得键的键宽b键高h为2012，长度bh2012L56mm L56mm的键。 2、强度校核： 键材料选择45钢，大齿轮的材料也为45钢，查表得键联接的许 用应力P120~150MPa，键的工作长度 lL-b562036mm，k0.5h0.5126mm 挤压应力： 2000TII2000414.63 P56.46MPaP(安全）kld63668PP (安全） A型 bh149L80mm 6.3、低速轴与联轴器用键连接 1、选用圆头普通平键（A型） 按轴的直径d=45mm，据文献查得键的的键宽b键高h为149，长度L80mm的键。 2、强度校核

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键材料选择45钢，联轴器的材料为钢，查表得键联接的许用应 力P120~150MPa，键的工作长度 lL-b801466mm，k0.5h0.594.5mm 挤压应力 2000TII2000414.63 P60.05MPaP(安全）kld4.56645

PP (安全）第七章、联轴器的计算和选择 7.1、类型的选择 联轴器设置在减速器输出轴和螺旋输送机主轴之间。为了隔离振动和冲击，选择弹性套柱联轴器。 弹性套柱联轴器 7.2、载荷计算 公称转矩： P5.21T295509550414.63Nm n120 T2414.63NmNmm Tca621945 根据工作时载荷基本稳定，取工况系数KA1.5，则计算转矩为： TcaKAT21.54.1463105621945Nmm 7.3、型号的选择 选用弹性柱销连轴器，其传递转矩能力大，结构更为简单，安装、制造方便，耐久性好，弹性柱销有一定的缓冲和吸振能力，允许被连接的两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，适用于轴向窜动较大的工况。 从GB/T 4323—84中查得LT8型弹性柱销连轴器，公称转矩为710Nm，许用转速为3000r/min，轴孔直径在45~63mm，故合用。

LT8型弹性柱销连轴器 第八章、减速器密封装置的选择 8.1、输入轴的密封选择 根据输入轴的密封直径为35mm，选取油封毡圈为

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35JB/ZQ460686， 具体参数如下： 毡圈 轴颈d 35 D 35JB/ZQ 460686沟槽 B1 D0 d1 d0 b 49 34 8 48 36 6 密封长度为B12mm。 8.2、输出轴的密封选择 输出轴的密封直径为50mm，选取油封毡圈50JB/ZQ460686， 50JB/ZQ 具体参数如下： 轴颈 毡圈 沟槽 460686d 50 D 69 d1 49 B1 8 D0 68 d0 52 b 7 密封长度为B12mm。 第九章、减速器的润滑设计 9.1、齿轮的润滑 齿轮传动的圆周速度为： v 6010001.55m/s v1.55m/sd1tn1601000463.03 式中：d1t——分度圆直径，mm； n1——齿轮轴的转速，r/min。 因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。根据用途齿轮用于减速器起差速作用，选用全损耗系统用油AN22

v<12 m/s 浸油润滑 - 37 -

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（GB/T443-）。 输入轴转速为463.03r/min，所以其线速度为： v1n1d1/60463.030.045/601.09m/s 输出轴转速为100r/min，所以其线速度为： v2n2d2/601200.05/600.31m/s 所以对于对于轴承的润滑，因V<2m/s，采用脂润滑，选用钙基润V<2m/s 脂润滑 11滑脂ZG2（GB/T491-1987），只需填充轴承空间的~，并在轴承内329.2、轴承的润滑 侧设挡油环，使油池内的油不能进入轴承以致稀释润滑油。 第十章、减速箱结构尺寸的设计 箱体的结构尺寸如下表： 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 符号 计算公式 结果 10 10  1 0.025a18 10.02a18 箱座b1.5;b16.5mm 箱体凸缘厚度 b、b1、b2 箱盖b11.51;箱底座b22.5b115mmb227.5mm 加强肋厚 地脚螺钉直径 m、m1 箱座m0.85; 箱盖m10.851m8mm;m18mm16mm df df0.036a12 a250,n4a250~500,n6 a500,n8地脚螺钉数量 n 4

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轴承旁联接螺栓直径 箱盖、箱座联接 螺栓直径 d1 d2 d10.75df d20.5~0.6df;螺栓间距L150~200轴承外径D12mm 12mm 轴承盖螺钉 直径和数目 d3、n 70~100、d38、n6110~140、d310、n6150~230、d312~16、n6 D=100 D=150 100mm 10mm 轴承盖外径 观察孔盖螺钉 直径 df、d1、d2至箱外壁距离；df、d2至凸缘边缘的距离轴承旁凸台 高度和半径 箱体外壁至 轴承端面距离

D2 d4 D2D5d3 d40.3~0.4df C1、C2 C150 C280h、R1 l1 h由结构确定；R1C2 l1C1C2(5~10) 23mm

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设计心得

机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节，通过此次课程设计，使我更加扎实的掌握了有机械设计和机械原理方面的知识，在设计过程中虽然遇到了一些问题，但经过一次又一次的思考，一遍又一遍的检查终于找出了原因所在，也暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。通过此次课程设计，使我们的理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术和计算机绘图都得到了很多的实践，实践出真知，通过亲自动手制作，使我们掌握的知识不再是纸上谈兵。

通过了三周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，在课程设计过程中，我们不断发现错误，不断改正，不断领悟，不断获取，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。

在课程设计中，不仅培养了思考、动手操作的能力，在各种其它能力上也都有了提高。更重要的是，在设计中，我们学会了很多学习的方法。而这是日后最实用的，真的是受益匪浅。要面对社会的挑战，只有不断的学习、实践，再学习、再实践。这对于我们的将来也有很大的帮助。以后，不管有多苦，我想我们都能变苦为乐，找寻有趣的事情，发现其中珍贵的事情。我们可以在课程设计结束之后变得更加成熟，会面对需要面对的事情。

回顾起此课程设计，至今我仍感慨颇多，从理论到实践，在这段日子里，可以说得是苦多于甜，但是可以学到很多很多的东西，同时不仅可以巩固了以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所没有学到过的知识。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和思考的能力。在设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重，但可喜的是最终都得到了解决。

实验过程中，也对团队精神的进行了考察，让我们在合作起来更加默契，在成功后一起体会喜悦的心情。果然是团结就是力量，只有互相之间默契融洽的配合才能换来最终完美的结果。

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参考文献

[1] 濮良贵，陈定国，吴立言．机械设计[M]．北京：高等教育出版社，2013． [2] 孙桓，陈作模，葛文杰．机械原理[M]．北京：高等教育出版社，2013．

[3] 王之栎，王大康．机械设计综合课程设计[M]．北京：机械工业出版社，2012．

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