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機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書
學(xué)號(hào) 姓名 班級(jí)
設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置（傳動(dòng)裝置簡圖如下）
原始數(shù)據(jù)：輸送帶的拉力F =5000 N； 輸送帶的線速度：v = 0.75 m/s
驅(qū)動(dòng)滾筒直徑D = 280 mm
工作條件：工作年限：3年 班制：1班 工作環(huán)境：良好 載荷性質(zhì)：均勻平穩(wěn)
生產(chǎn)批量：小
生產(chǎn)條件：一般機(jī)械廠制造，中批量生產(chǎn)
技術(shù)要求：輸送帶速度允許誤差為±5%；輸送機(jī)效率
設(shè)計(jì)任務(wù)量：1）減速器裝配圖草圖一張（坐標(biāo)紙，手工繪制），計(jì)算機(jī)繪制裝配圖A0一張； 2）零件工作圖2張；3）設(shè)計(jì)說明書一份
指導(dǎo)教師：
日期：
1
機(jī)械設(shè)計(jì)（論文）說明書
題 目：二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器
系 別： XXX系
專 業(yè)：
學(xué)生姓名：
學(xué) 號(hào)：
指導(dǎo)教師：
職 稱：
二零一二年五月一日
目 錄
第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書-------------------------------3
第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案-------------------------3
第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇--------------------------------4
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 齒輪的設(shè)計(jì)----------------------------------8
第六部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)---------------17
第七部分 鍵連接的選擇及校核計(jì)算-----------------------20
第八部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì)-------------------------22
第九部分 潤滑與密封----------------------------------24
設(shè)計(jì)小結(jié)--------------------------------------------25
參考文獻(xiàn)--------------------------------------------25
第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書
一、設(shè)計(jì)課題：
設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)展開式圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動(dòng),卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限3年(300天/年),1班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
二. 設(shè)計(jì)要求:
1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。
2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。
3.設(shè)計(jì)說明書一份。
三. 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
1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。
2.特點(diǎn)：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。
3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下：
圖一: 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖
初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。
選擇V帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱斜齒輪減速器（展開式）。
計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率ha:
ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.96=0.81
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為滾筒的效率（包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率）。
第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇
1 電動(dòng)機(jī)的選擇
皮帶速度v:
v=0.75m/s
工作機(jī)的功率pw:
pw= 3.75 KW
電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:
pd= 4.63 KW
執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:
n = 51.2 r/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=2~4，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2=8~40，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=16~160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (16×160)×51.2 = 819.2~8192r/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Y132S-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。
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=nm/n=1440/51.2=28.1
（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:
ia=i0×i
式中i0,i1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，則減速器傳動(dòng)比為:
i=ia/i0=28.1/2=14.1
取兩級(jí)圓柱齒輪減速器高速級(jí)的傳動(dòng)比為:
i12 =
則低速級(jí)的傳動(dòng)比為:
i23 = 3.18
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:
nI = nm/i0 = 1440/2 = 720 r/min
nII = nI/i12 = 720/4.44 = 162.2 r/min
nIII = nII/i23 = 162.2/3.18 = 51 r/min
nIV = nIII = 51 r/min
（2)各軸輸入功率:
PI = Pd×h1 = 4.63×0.96 = 4.44 KW
PII = PI×h2×h3 = 4.44×0.98×0.97 = 4.22 KW
PIII = PII×h2×h3 = 4.22×0.98×0.97 = 4.01 KW
PIV = PIII×h2×h4 = 4.01×0.98×0.99 = 3.89 KW
則各軸的輸出功率：
PI' = PI×0.98 = 4.35 KW
PII' = PII×0.98 = 4.14 KW
PIII' = PIII×0.98 = 3.93 KW
PIV' = PIV×0.98 = 3.81 KW
(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:
TI = Td×i0×h1
電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:
Td = = 30.7 Nm
所以：
TI = Td×i0×h1 = 30.7×2×0.96 = 58.9 Nm
TII = TI×i12×h2×h3 = 58.9×4.44×0.98×0.97 = 248.6 Nm
TIII = TII×i23×h2×h3 = 248.6×3.18×0.98×0.97 = 751.5 Nm
TIV = TIII×h2×h4 = 751.5×0.98×0.99 = 729.1 Nm
輸出轉(zhuǎn)矩為：
TI' = TI×0.98 = 57.7 Nm
TII' = TII×0.98 = 243.6 Nm
TIII' = TIII×0.98 = 736.5 Nm
TIV' = TIV×0.98 = 714.5 Nm
第五部分 V帶的設(shè)計(jì)
1 選擇普通V帶型號(hào)
計(jì)算功率Pc:
Pc = KAPd = 1.1×4.63 = 5.09 KW
根據(jù)手冊查得知其交點(diǎn)在B型交界線范圍內(nèi)，故選用B型V帶。
2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速
取小帶輪直徑為d1 = 140 mm,則：
d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)
= 2×140×(1-0.02) = 274.4 mm
由手冊選取d2 = 280 mm。
帶速驗(yàn)算：
V = nm×d1×π/(60×1000)
= 1440×140×π/(60×1000) = 10.55 m/s
介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適。
3 確定帶長和中心距a
0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)
0.7×(140+280)≤a0≤2×(140+280)
294≤a0≤840
初定中心距a0 = 567 mm，則帶長為:
L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)
= 2×567+π×(140+280)/2+(280-140)2/(4×567)=1802 mm
由表9-3選用Ld = 1800 mm，確定實(shí)際中心距為：
a = a0+(Ld-L0)/2 = 567+(1800-1802)/2 = 566 mm
4 驗(yàn)算小帶輪上的包角a1:
a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a
= 1800-(280-140)×57.30/566
= 165.80>1200
5 確定帶的根數(shù)：
Z = Pc/((P0+DP0)×KL×Ka)
= 5.09/((2.83+0.46)×0.95×0.96) = 1.7
故要取Z = 2根B型V帶。
6 計(jì)算軸上的壓力：
由初拉力公式有：
F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2
= 500×5.09×(2.5/0.96-1)/(2×10.55)+0.10×10.552 = 204.6 N
作用在軸上的壓力：
FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)
= 2×2×204.6×sin(165.8/2) = 812.1 N
第六部分 齒輪的設(shè)計(jì)
（一） 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
1 齒輪材料、熱處理及精度：
考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。
1） 材料：高速級(jí)小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274~286HBW。高速級(jí)大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225~255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1 = 22，則：
Z2 = i12×Z1 = 4.44×22 = 97.68 ?。篫2 = 98
2） 初選螺旋角:b = 160。
2 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：
確定各參數(shù)的值:
1) 試選Kt = 1.6
2) T1 = 58.9 Nm
3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1
4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8
5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.42
6) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/22+1/98)]×cos160 = 1.636
7) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×22×tan160 = 2
8) 由式8-19得:
Ze = = = = 0.782
9) 由式8-21得：
Zb = = = 0.98
10) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 530 MPa。
11) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×720×1×3×300×1×8 = 3.11×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 3.11×108/4.44 = 7.01×107
12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.9,KHN2 = 0.93
13) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:
[sH]1 = = 0.9×650 = 585 MPa
[sH]2 = = 0.93×530 = 492.9 MPa
許用接觸應(yīng)力:
[sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (585+492.9)/2 = 538.95 MPa
3 設(shè)計(jì)計(jì)算:
小齒輪的分度圓直徑:d1t:
= = 46.8 mm
4 修正計(jì)算結(jié)果：
1) 確定模數(shù)：
mn = = = 2.04 mm
取為標(biāo)準(zhǔn)值:2.5 mm。
2) 中心距：
a = = = 156 mm
3) 螺旋角：
b = arccos = arccos = 160
4) 計(jì)算齒輪參數(shù)：
d1 = = = 57 mm
d2 = = = 255 mm
b = φd×d1 = 57 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 57 mm。
5) 計(jì)算圓周速度v:
v = = = 2.15 m/s
由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。
6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.42。
7) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/22+1/98)]×cos160 = 1.636
8) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×22×tan160 = 2
9) eg = ea+eb = 3.636
10) 同前，取:eb = 1
Ze = = = = 0.782
11) 由式8-21得：
Zb = = = 0.98
12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。
13) Ft = = = 2066.7 N
= = 36.3 < 100 Nmm
14) 由tanat = tanan/cosb得：
at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos160) = 20.70
15) 由式8-17得：
cosbb = cosbcosan/cosat = cos16cos20/cos20.7 = 0.97
16) 由表8-3得：
KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.636/0.972 = 1.74
17) 由表8-4得：
KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.36
18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.74×1.36 = 2.6
19) 計(jì)算d1：
d1 ≥
= = 54.3 mm
實(shí)際d1 = 57 > 54.3所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。
5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：
(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值：
1) 當(dāng)量齒數(shù)：
ZV1 = Z1/cos3b = 22/cos3160 = 24.8
ZV2 = Z2/cos3b = 98/cos3160 = 110.3
2)
eaV = [1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)]cosb
= [1.88-3.2×(1/24.8+1/110.3)]×cos160 = 1.655
3) 由式8-25得重合度系數(shù)：
Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68
4) 由圖8-26和eb = 2查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.86
5)
= = 3.27
前已求得:KHa = 1.74<3.27，故取：KFa = 1.74
6)
= = = 10.13
且前已求得:KHb = 1.36，由圖8-12查得：KFb = 1.33
7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.74×1.33 = 2.55
8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：
齒形系數(shù):YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17
應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.6 YSa2 = 1.83
9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：
sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa
10) 同例8-2：
小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 3.11×108
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 7.01×107
11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：
KFN1 = 0.86 KFN2 = 0.9
12) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]1 = = = 330.8
[sF]2 = = = 263.1
= = 0.01272
= = 0.01509
大齒輪數(shù)值大選用。
(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：
mn≥
= = 1.65 mm
1.65≤2.5所以強(qiáng)度足夠。
(3) 各齒輪參數(shù)如下：
大小齒輪分度圓直徑：
d1 = 57 mm
d2 = 255 mm
b = yd×d1 = 57 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 57 mm
圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 62 mm b2 = 57 mm
中心距：a = 156 mm，模數(shù)：m = 2.5 mm
（二） 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
1 齒輪材料、熱處理及精度：
考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。
1） 材料：高速級(jí)小齒輪選用40Cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：274~286HBW。高速級(jí)大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為大齒輪：225~255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3 = 24，則：
Z4 = i23×Z3 = 3.18×24 = 76.32 ?。篫4 = 76
2） 初選螺旋角:b = 150。
2 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：
確定各參數(shù)的值:
1) 試選Kt = 1.6
2) T2 = 248.6 Nm
3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1
4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8
5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.42
6) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/24+1/76)]×cos150 = 1.636
7) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan150 = 2.04
8) 由式8-19得:
Ze = = = = 0.782
9) 由式8-21得：
Zb = = = 0.98
10) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 530 MPa。
11) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60×162.2×1×3×300×1×8 = 7.01×107
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 7.01×107/3.18 = 2.2×107
12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.93,KHN4 = 0.95
13) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:
[sH]3 = = 0.93×650 = 604.5 MPa
[sH]4 = = 0.95×530 = 503.5 MPa
許用接觸應(yīng)力:
[sH] = ([sH]3+[sH]4)/2 = (604.5+503.5)/2 = 554 MPa
3 設(shè)計(jì)計(jì)算:
小齒輪的分度圓直徑:d3t:
= = 76 mm
4 修正計(jì)算結(jié)果：
1) 確定模數(shù)：
mn = = = 3.06 mm
取為標(biāo)準(zhǔn)值:4 mm。
2) 中心距：
a = = = 207 mm
3) 螺旋角：
b = arccos = arccos = 150
4) 計(jì)算齒輪參數(shù)：
d3 = = = 99 mm
d4 = = = 315 mm
b = φd×d3 = 99 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 99 mm。
5) 計(jì)算圓周速度v:
v = = = 0.84 m/s
由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。
6) 同前，ZE = 189.8。由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)為:ZH = 2.42。
7) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/24+1/76)]×cos150 = 1.647
8) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×24×tan150 = 2.04
9) eg = ea+eb = 3.687
10) 同前，取:eb = 1
Ze = = = = 0.779
11) 由式8-21得：
Zb = = = 0.98
12) 由表8-2查得系數(shù)：KA = 1，由圖8-6查得系數(shù)：KV = 1.1。
13) Ft = = = 5022.2 N
= = 50.7 < 100 Nmm
14) 由tanat = tanan/cosb得：
at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos150) = 20.70
15) 由式8-17得：
cosbb = cosbcosan/cosat = cos15cos20/cos20.7 = 0.97
16) 由表8-3得：
KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.647/0.972 = 1.75
17) 由表8-4得：
KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.39
18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.75×1.39 = 2.68
19) 計(jì)算d3：
d3 ≥
= = 88.9 mm
實(shí)際d3 = 99 > 88.9所以齒面接觸疲勞強(qiáng)度足夠。
5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：
(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值：
1) 當(dāng)量齒數(shù)：
ZV3 = Z3/cos3b = 24/cos3150 = 26.6
ZV4 = Z4/cos3b = 76/cos3150 = 84.3
2)
eaV = [1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)]cosb
= [1.88-3.2×(1/26.6+1/84.3)]×cos150 = 1.663
3) 由式8-25得重合度系數(shù)：
Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.67
4) 由圖8-26和eb = 2.04查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.87
5)
= = 3.34
前已求得:KHa = 1.75<3.34，故取：KFa = 1.75
6)
= = = 11
且前已求得:KHb = 1.39，由圖8-12查得：KFb = 1.36
7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.75×1.36 = 2.62
8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：
齒形系數(shù):YFa3 = 2.58 YFa4 = 2.23
應(yīng)力校正系數(shù):YSa3 = 1.62 YSa4 = 1.77
9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：
sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa
10) 同例8-2：
小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N3 = 7.01×107
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N4 = 2.2×107
11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：
KFN3 = 0.9 KFN4 = 0.93
12) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]3 = = = 346.2
[sF]4 = = = 271.8
= = 0.01207
= = 0.01452
大齒輪數(shù)值大選用。
(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：
mn≥
= = 2.52 mm
2.52≤4所以強(qiáng)度足夠。
(3) 各齒輪參數(shù)如下：
大小齒輪分度圓直徑：
d3 = 99 mm
d4 = 315 mm
b = yd×d3 = 99 mm
b圓整為整數(shù)為：b = 99 mm
圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 104 mm b4 = 99 mm
中心距：a = 207 mm，模數(shù)：m = 4 mm
第七部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)
Ⅰ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 = 4.44 KW n1 = 720 r/min T1 = 58.9 Nm
2 求作用在齒輪上的力:
已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:
d1 = 57 mm
則:
Ft = = = 2066.7 N
Fr = Ft× = 2066.7× = 782.5 N
Fa = Fttanb = 2066.7×tan160 = 592.3 N
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)），根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表15-3，取A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 20.5 mm
顯然，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4%，故選取:d12 = 21 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (2-1)×18+2×8 = 34 mm，為保證大帶輪定位可靠取：l12 = 32 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 24 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。
4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:
初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78 = 25 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30205型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:d×D×T = 25×52×16.25 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，取:l34 = 16.25 mm。右端軸承采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得30205。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 31 mm。
齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d1≤2d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 62 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則:
l67 = s+a = 10+8 = 18 mm
l45 = b3+c+a+s = 104+12+10+8 = 134 mm
l78 = T = 16.25 mm
5 軸的受力分析和校核:
1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）:
根據(jù)30205圓錐滾子軸承查手冊得a = 12.5 mm
帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (34/2+35+12.5)mm = 64.5 mm
齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (62/2+16.25+134-12.5)mm = 168.8 mm
齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (62/2+18+16.25-12.5)mm = 52.8 mm
2）計(jì)算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 492.4 N
FNH2 = = = 1574.3 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = -785.9 N
FNV2 = = = 756.3 N
3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 492.4×168.8 Nmm = 83117 Nmm
截面A處的垂直彎矩：
MV0 = FQL1 = 812.1×64.5 Nmm = 52380 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L2 = -785.9×168.8 Nmm = -132660 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 756.3×52.8 Nmm = 39933 Nmm
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 = = 156547 Nmm
M2 = = 92212 Nmm
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：
sca = = = MPa
= 8.7 MPa≤[s-1] = 60 MPa
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：
II軸的設(shè)計(jì)
1 求中間軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：
P2 = 4.22 KW n2 = 162.2 r/min T2 = 248.6 Nm
2 求作用在齒輪上的力:
已知高速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:
d2 = 255 mm
則:
Ft1 = = = 1949.8 N
Fr1 = Ft1× = 1949.8× = 738.2 N
Fa1 = Ft1tanb = 1949.8×tan160 = 558.8 N
已知低速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為:
d3 = 99 mm
則:
Ft2 = = = 5022.2 N
Fr2 = Ft2× = 5022.2× = 1892.3 N
Fa2 = Ft2tanb = 5022.2×tan150 = 1345 N
3 確定軸的各段直徑和長度:
先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表15-3，取：A0 = 107，得:
dmin = A0× = 107× = 31.7 mm
中間軸最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號(hào)為：30207型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 35×72×18.25 mm，則：d12 = d67 = 35 mm。取高速大齒輪的內(nèi)孔直徑為：d23 = 40 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度，則：l23 = 55 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×40 = 2.8 mm，軸肩寬度：b≥1.4h = 1.4×2.8 = 3.92 mm，所以：d34 = d56 = 46 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 99 mm，l45 = 104 mm，則：
l12 = T2+s+a+2.5+2 = 40.75 mm
l56 = 10-3 = 7 mm
l67 = T2+s+a-l56 = 18.25+8+10-7 = 29.25 mm
4 軸的受力分析和校核：
1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）:
根據(jù)30207圓錐滾子軸承查手冊得a = 15.3 mm
高速大齒輪齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (57/2-2+40.75-15.3)mm = 52 mm
中間軸兩齒輪齒寬中點(diǎn)距離L2 = (57/2+14.5+b3/2)mm = 95 mm
低速小齒輪齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (b3/2+7+29.25-15.3)mm = 73 mm
2）計(jì)算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 3155.4 N
FNH2 = = = 3816.6 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = 562.3 N
FNV2 = = = -1716.4 N
3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面B、C處的水平彎矩：
MH1 = FNH1L1 = 3155.4×52 Nmm = 164081 Nmm
MH2 = FNH2L3 = 3816.6×73 Nmm = 278612 Nmm
截面B、C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L1 = 562.3×52 Nmm = 29240 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -1716.4×73 Nmm = -125297 Nmm
分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。
截面B、C處的合成彎矩：
M1 = = 166666 Nmm
M2 = = 305490 Nmm
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B）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對其他危險(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：
sca = = = MPa
= 34.9 MPa≤[s-1] = 60 MPa
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：
III軸的設(shè)計(jì)
1 求輸出軸上的功率P3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3：
P3 = 4.01 KW n3 = 51 r/min T3 = 751.5 Nm
2 求作用在齒輪上的力:
已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為:
d4 = 315 mm
則:
Ft = = = 4771.4 N
Fr = Ft× = 4771.4× = 1797.8 N
Fa = Fttanb = 4771.4×tan150 = 1277.8 N
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)），根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表15-3，取:A0 = 112，得:
dmin = A0× = 112× = 48 mm
輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時(shí)需要選取聯(lián)軸器的型號(hào)，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT3，查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:
Tca = KAT3 = 1.2×751.5 = 901.8 Nm
由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT9型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑50 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 50 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 60 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 53 mm。
4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：
初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34 = d78 = 55 mm；因軸既受徑載荷又受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30211型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d×D×T = 55mm×100mm×22.75mm。由軸承樣本查得30211型軸承的定位軸肩高度為：h = 4.5 mm，故?。篸45 = 64 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。
齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內(nèi)徑為：d4 = 64 mm，所以：d67 = 64 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 97 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h ≥ 0.07d = 0.07×64 = 4.48 mm，軸肩寬度：b ≥ 1.4h = 1.4×4.48 = 6.27 mm，所以：d56 = 73 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：
l34 = T3 = 22.75 mm
l45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 57+10+8+5+12+2.5-10 = 84.5 mm
l78 = T3+s+a+2.5+2 = 22.75+8+10+2.5+2 = 45.25 mm
5 軸的受力分析和校核:
1）作軸的計(jì)算簡圖（見圖a）:
根據(jù)30211圓錐滾子軸承查手冊得a = 21 mm
齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (99/2+10+84.5+22.75-21)mm = 145.8 mm
齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (99/2-2+45.25-21)mm = 71.8 mm
2）計(jì)算軸的支反力：
水平面支反力（見圖b）：
FNH1 = = = 1574.4 N
FNH2 = = = 3197 N
垂直面支反力（見圖d）：
FNV1 = = = 1518.1 N
FNV2 = = = -279.7 N
3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：
截面C處的水平彎矩：
MH = FNH1L2 = 1574.4×145.8 Nmm = 229548 Nmm
截面C處的垂直彎矩：
MV1 = FNV1L2 = 1518.1×145.8 Nmm = 221339 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -279.7×71.8 Nmm = -20082 Nmm
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 = = 318878 Nmm
M2 = = 230425 Nmm
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：
sca = = = MPa
= 21.1 MPa≤[s-1] = 60 MPa
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
1 輸入軸鍵計(jì)算：
校核大帶輪處的鍵連接：
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×28mm，接觸長度:l' = 28-6 = 22 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×6×22×21×120/1000 = 83.2 Nm
T≥T1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。
2 中間軸鍵計(jì)算：
校核高速大齒輪處的鍵連接：
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×50mm，接觸長度:l' = 50-12 = 38 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×38×40×120/1000 = 364.8 Nm
T≥T2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。
3 輸出軸鍵計(jì)算：
(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接：
該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 18mm×11mm×90mm，接觸長度:l' = 90-18 = 72 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×11×72×64×120/1000 = 1520.6 Nm
T≥T3，故鍵滿足強(qiáng)度要求。
(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接：
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'd[sF] = 0.25×9×56×50×120/1000 = 756 Nm
T≥T3，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：
Lh = 3×1×8×300 = 7200 h
1 輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:
(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 = 1×782.5+0×592.3 = 782.5 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 782.5× = 4386 N
(3) 選擇軸承型號(hào):
查課本表11-5，選擇:30205軸承，Cr = 32.2 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 5.5×106≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
2 中間軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:
(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 = 1×1892.3+0×1345 = 1892.3 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 1892.3× = 6780 N
(3) 選擇軸承型號(hào):
查課本表11-5，選擇:30207軸承，Cr = 54.2 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 7.31×106≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
3 輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:
(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 = 1×1797.8+0×1277.8 = 1797.8 N
(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C = P = 1797.8× = 4551 N
(3) 選擇軸承型號(hào):
查課本表11-5，選擇:30211軸承，Cr = 90.8 KN，由課本式11-3有：
Lh =
= = 1.54×108≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
第十部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì)
1 箱體（箱蓋）的分析：
箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個(gè)零件，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求各零件之間配置恰當(dāng)，并且滿足強(qiáng)度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟(jì)性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機(jī)器。
2 箱體（蓋）的材料：
由于本課題所設(shè)計(jì)的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因?yàn)殍T造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。
3 箱體的設(shè)計(jì)計(jì)算，箱體尺寸如下：
代號(hào) 名稱 計(jì)算與說明 結(jié)果
d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 ≥ 8 取d = 10 mm
d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 ≥ 8 取d1 = 10 mm
d' 箱體加強(qiáng)筋厚 d' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d' = 10 mm
d1' 箱蓋加強(qiáng)筋厚 d1' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d1' = 10 mm
b 箱體分箱面凸緣厚 b≈1.5d = 1.5×10 = 15mm 取b = 15 mm
b1 箱蓋分箱面凸緣厚 b1≈1.5d11.5×10 = 15mm 取b1 = 15 mm
b2 平凸緣底厚 b2≈2.35d = 2.35×10 = 23.5mm取b2 = 24 mm
df 地腳螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm
d1 軸承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14 mm
d2 聯(lián)接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm
d3 軸承蓋螺釘 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm
d4 檢查孔螺釘 M8×22
n 地腳螺栓數(shù) ?。簄 = 6
第十一部分 潤滑與密封設(shè)計(jì)
對于二級(jí)圓柱齒輪減速器，因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于150-200 m/min，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用CKC150潤滑油，裝至規(guī)定高度。油的深度為：H+h1：
H = 30 mm h1 = 34 mm
所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。
其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為Ra=6.3，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，為150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。
設(shè)計(jì)小結(jié)
這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級(jí)圓柱齒輪減速器的課程設(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 《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》 高等教育出版社。
2 《機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)》 高等教育出版社。
3 《機(jī)械零件手冊》 天津大學(xué)機(jī)械零件教研室。