1、  課程設計說明書機械設計 （機械設計基礎） 設計題目    帶式運輸機傳動裝置    學    院    冶金科學與工程        專業(yè)班級                 設 計 者    &

2、#160;                     學    號                         

3、60;指導教師                          完成日期      2009年1月8日      中南大學目  錄一、前言.二、設計任務.三、計算過程及計算說明 一    傳動方案的分析和擬定

4、.二    電動機的選擇.三    傳動裝置的運動參數(shù)及動力參數(shù)計算.四 軸的設計計算. 五 軸承、聯(lián)接件、潤滑密封及聯(lián)軸器的選擇和驗算六 箱體結構及附件的設計 七 裝配圖及零件圖的設計與繪制 八 設計說明書的整理和編寫 四、小結.五、參考資料. .     一、前言（一)設計目的：      通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養(yǎng)結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。(二)傳動方案的分析：  

5、0; 機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為圓錐-圓柱齒輪減速器。     帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低

6、傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。     齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是錐齒輪和直齒圓柱齒輪傳動。 一、設計任務具體要求：1、         電動機類型確定2、         單機減速器的齒輪、軸、軸承、箱體等的設計及強度計算3、      &

7、#160;  編寫一份設計說明書4、         裝配圖一張（1號圖紙）、齒輪及軸的零件圖各一張  二、計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（1）    工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2）    原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4200N；帶速V=0.85m/s；滾筒直徑D=600mm。 二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功

8、率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶×4軸承×閉式齒輪×聯(lián)軸器×滾筒×開式齒輪     =0.96×0.994×0.97×0.99×0.96×0.95=0.81(2)電機所需的工作功率：P工作=FV/1000總=4200×0.85/1000×0.81=4.421KW3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=60×1000V/D=60×1000×0.85/×600=27.07r/min 

9、;  按手冊推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I1=36。取V帶傳動比I2=24，則總傳動比理時范圍為Ia=18144。故電動機轉速的可選范圍為nd=Ia×n筒=4874954r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min等。 根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。 4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132M2-

10、6。其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速960r/min，質(zhì)量84kg。 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/27.07=35.462、分配各級偉動比（1）    取V帶，圓柱齒輪i齒輪=i減速器=3.8（單級減速器i=36合理）（2）    i總=i齒輪×iV帶×i減速器iV帶=i總/（i齒輪i減速器）=35.46/3.84=2.456 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速（r/min）V帶高速軸   nI=n電機=960

11、r/min減速器高速軸nII=nI/iV帶=960/2.456=390.9(r/min)減速器低速軸nIII=nII/ i減速器=390.9/3.8=102.9(r/min)傳動滾筒軸    nIV= nIII/i齒輪 =102.9/3.8=27.07(r/min) 2、      計算各軸的輸入功率（KW）V帶低速軸      PI=P工作=5.5KW減速器高速軸   PII=PI×帶=5.5×0.96=5.28K

12、W減速器低速軸   PIII=PII×軸承×齒輪= 5.07KW開式齒輪高速軸PIV = PIII×軸承×聯(lián)軸器=5.07×0.99×0.99=4.97 KW滾筒軸          PV = PIV×軸承×開式齒輪                &

13、#160;                 =4.97×0.99×0.95=4.67 KW3、      計算各軸扭矩（N·m）電動機輸出軸  TI=9.55×106PI/nI=9.55×103×5.5/960=54.714N·m減速器高速軸  TII=9.55×106PII/nII=9.

14、55×106×5.28/390.9=128.995N·m減速器低速軸  TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×5.09/102.9=470.539N·m開式齒輪高速  TIV=9.55×106 PIV / nIII= 9550×4.97/102.9=461.289 N·m滾筒軸        TV=9.55×106 PV / nIV   &#

15、160;                           =9550×4.67/27.07=1647.525 N·m五、傳動零件的設計計算1、            皮帶輪傳動的設計計算（1） &

16、#160;      選擇普通V帶截型由課本P205表13-6得：kA=1.1PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW由課本P205圖13-15得：選用A型V帶（2）                確定大小帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本表13-7得，推薦的小帶輪基準直徑為75mm   則取dd1=125mm>dmin=75   dd2=n1

17、/n2·dd1=960/309.9×125=306.9mm由課本P74表5-4，取dd2=300mm   實際從動輪轉速n2=n1dd1/dd2=960×125/300               =400r/min轉速誤差為：n2-n2/n2=390.9-400/390.9           &

18、#160;     =-0.023<0.05(允許)驗算帶速V：V=dd1n1/60×1000=×125×960/60×1000        =6.28m/s在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。（3）        確定帶長和中心矩根據(jù)課本P195式（13-2）得0.    7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.  

19、;  7(125+300)a02×(125+300)   取a0=650mm 由課本P195式（13-2）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =1979.4mm根據(jù)課本P202表（13-2）取Ld=2000mm根據(jù)課本P206式（13-16）得：aa0+Ld-L0/2=660mm(4)驗算小帶輪包角1=1800-dd2-dd1/a×57.30       =1650>1200（適用）（5）確定帶的根數(shù)根據(jù)課本P203表（13-3）P

20、1=1.37KW根據(jù)課本P204表（13-4）P1=0.11KW根據(jù)課本P8204表（13-5）K=0.96根據(jù)課本P202表（13-2）KL=1.03 由課本P204式（13-15）得 Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL  =4.13(6)計算軸上壓力由課本P201表13-1查得q=0.1kg/m，由式（13-17）單根V帶的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2  =158.5N則作用在軸承的壓力FQ，由課本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=1571N 2、齒輪傳動的設計計算   （

21、1）選擇齒輪材料及精度等級   考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240260HBS，取250HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS；根據(jù)課本P162表11-2選9級精度。齒面精糙度Ra1.63.2mHlimZ1=680Mpa   HlimZ2=560Mpa通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0Flim1=240Mpa  Flim2 =190Mpa按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25H1=Hlim1/SH=680/1.1Mpa=618.2MpaH2=Hlim2

22、/SH=560/1.1Mpa=509.1MpaF1=Flim1 /SF=240/1.3Mpa=184.6MpaF2=Flim2 /SF =190/1.3Mpa=146.2Mpa  (2)按齒面接觸疲勞強度計算中心距aT1=128995N·mm 選取載荷系數(shù)K=1.4  齒寬系數(shù)a= =0.4   u=i齒=3.8則a>=(u+1)3 （335/H2*KT1/ ua =178.5     (3)確定齒數(shù)和模數(shù)傳動比i齒=3.8  取小齒輪齒數(shù)Z1=35。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=133 

23、實際傳動比I0=3.31傳動比誤差：i-i0/I=1%<2.5% 可用模數(shù)：m=2a/ Z2+Z1=2*178.5/133+35=2.125mm根據(jù)課本表4-1取標準模數(shù)：m=2.5mm確定中心距 a=m/2(Z2+Z1 ）=210 mm(4)齒寬b=dd1=0.4*210=84取大齒輪寬為84mm 小齒輪齒寬89mm(5)校核齒根彎曲疲勞強度根據(jù)課本P167圖（11-9）得YF1=2.5 YF2 =2.14  F1=(2kT1/bm2Z1)YF1=49.14 MpaF1F2 =F1 YF2/YF1=442.06MpaF2 安全（6）齒輪的幾何尺寸計算分度圓直徑：d1=mZ1=

24、2.5×35mm=87.5mmd2=mZ2=2.5×133mm=332.5mm齒頂圓直徑：da1= d1 +2m=87.5+5=92.5mm            da2= d2 +2m=332.5+5=337.5mm全齒高：h=2.25m=2.25*2.5=5.6mm   (7)計算齒輪的圓周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×87.5×390.9/60×1000=1.79m/s選8級精度合宜&

25、#160;六、軸的設計計算  輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS根據(jù)課本P230（14-2）式，并查表14-2，取c=115d115 (5.28/390.9)1/3mm=27.4mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=27.4×(1+5%)mm=28.8mm選d=30mm 2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配  單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 

26、0;（2）確定軸各段直徑和長度d1=30mm L1=72mmd2=36mm L1=58mmd3=43mm L1=43mmd4=50mm L4=87mmd5=58mm L5=7mmd6=36mm L1=4mmd7=43mm L1=25mm初選用深溝球承6209 d=45 D=85 B=19 Cr=24.5   (3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=87.5mm求轉矩：已知T1=128995N·mm求圓周力：Ft根據(jù)課本P163（11-1）式得Ft=2T1/d1=128995/87.5=2948.457N求徑向力Fr根據(jù)課本P163（11-1）式得Fr=Ft

27、·tan=2948.457×tan200=1073.2N強度校核(1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=536.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1474.229N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=536.6×50=9.1N·m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=1474.229×50=25N·m (4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=

28、(9.12+252)1/2=26.6N·m (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m (6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=1，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(1×48)21/2=54.88N·m (7)校核危險截面C的強度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5MPa< -1b=60MPa該軸強度足夠。輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#

29、調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217255HBS）根據(jù)課本P230頁式（14-2），表（14-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(5.07/102.9)1/3=45.31mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=45.31×(1+5%)mm=47.6mm取d=50mm2、軸的結構設計（1）軸的零件定位，固定和裝配  單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 

30、（2）確定軸的各段直徑和長度d1=50mm L1=70mmd2=56mm L1=60mmd3=63mm L1=45mmd4=70mm L4=80mmd5=76mm L5=7mmd6=63mm L1=30mmd7=72mm L1=4mm初選用深溝球承6213 d=65 D=120 B=23 Cr=44.0(3)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=332.5mm求轉矩：已知TIII=470.539N·m求圓周力Ft：根據(jù)課本P163（11-1）式得Ft=2T3/d2=2×470.539×103/332.5=2830.3N求徑向力Fr根據(jù)課本P163（11-1）式

31、得Fr=Ft·tan=2830.3×0.36379=1030.1N校核(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=1030.1/2=515.1NFAZ=FBZ=Ft/2=2830.3/2=1415.2N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=515.1×94.5/2*1000=23.34N·m (3)截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=1415.2×94.5/2*1000=66.87N·m (4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC2

32、2）1/2   =（23.342+66.872）1/2   =70.83N·m (5)計算當量彎矩：=0.6Mec=MC2+(T)21/2=70.832+(0.6*470.5)21/2   =291.1N·m (6)校核危險截面C的強度由式（10-3）e=Mec/（0.1d3）=291.1/(0.1×543)=18.5Mpa<ob=70Mpa此軸強度足夠 七 滾動軸承的選擇1、計算輸入軸承選用6209型深溝球軸承，其內(nèi)徑d為45mm,外徑D為85mm，寬度B為19mm.

33、 Cr=24.5kN根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命16×365×8=48720小時（1）已知n=458.2r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N初先兩軸承為6209型深溝球軸承根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) FS1+Fa=FS2   Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1N   FA2=FS2=315.1N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA

34、2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據(jù)課本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1            y1=0                y2=

35、0 (4)計算當量載荷P1、P2根據(jù)課本P263表（11-9）取f P=1.5根據(jù)課本P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)軸承壽命計算P1=P2  故取P=750.3N角接觸球軸承=3根據(jù)手冊得7206AC型的Cr=23000N由課本P264（11-10c）式得LH=16670/n(ftCr/P)=16670/458.2×(1×23000/750.

36、3)3=1047500h>48720h預期壽命足夠  2、計算輸出軸承選6213型深溝球軸承，其內(nèi)徑d為65mm，外徑D=120mm，寬度B為23mm Cr=44.0kN(1)已知n=76.4r/min           Fa=0   FR=FAZ=903.35N試選6213型深溝球軸承根據(jù)課本P265表（11-12）得FS=0.063FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)計算軸向載荷FA1、F

37、A2FS1+Fa=FS2      Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根據(jù)課本P263表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1<e    x1=1              

38、0;     y1=0FA2/FR2<e    x2=1                y2=0 (4)計算當量動載荷P1、P2根據(jù)表（11-9）取fP=1.5根據(jù)式（11-6）得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)

39、=1355N (5)計算軸承壽命LHP1=P2  故P=1355    =3根據(jù)手冊P71  7207AC型軸承Cr=30500N根據(jù)課本P264 表（11-10）得：ft=1根據(jù)課本P264  （11-10c）式得Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/76.4×(1×30500/1355)3  =2488378.6h>48720h此軸承合格 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1、帶輪與輸入軸采用平鍵軸徑d1=30mm,L1=75mm查手冊得單圓頭普通平鍵用于軸

40、端，選用C型平鍵，得：b×h=8×7  l=L1-b=75-8=67mmT2=129N·m   h=7mmp=4T/dhl=4×128995/30×7×67 =36.67Mpa<R(110Mpa) 2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d4=50mm  L4=87mm  T=128.995N·m查手冊10-9  選A型平鍵鍵14×9  l=L4-b=87-14=73mm    h=9mmp=4

41、T/dhl=4×128995/50×9×73  =15.71Mpa<p(110Mpa) 3、輸出軸與齒輪聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d4=70mm   L4=82mm   T=470.539N.m查手冊 選用A型平鍵鍵20×12  l=L4-b=82-20=62mm    h=12mmp=4 T/dhl=4×470539/70×12×62=36.14Mpa<p4、輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d1=50mm  L

42、1=75mm  T=470.539N.m查手冊  選C型平鍵鍵16×10   l=L1-b=75-16=59mm    h=10mmp=4 T/dhl=4×470539/16×10×59  =101.87Mpa<p(110Mpa) 九  減速箱體結構1、箱體是減速器結構和受力最復雜的零件，其各部分的尺寸均根據(jù)內(nèi)部的零件的尺寸以及經(jīng)驗計算。尺寸列入下表，單位mm。  符 號名 稱尺 寸備 注底座壁厚10不小于81箱蓋壁厚1 =0.8=8不小于

43、8b箱底座上不凸緣厚b=1.5=15 b1箱蓋凸緣厚b1 =1.51=12 b2想底座厚b2=2.5=25 m箱座加強肋厚m=0.85 =8.5 m1箱蓋加強肋厚m1=0.851 =6.8 df地腳螺栓直徑df=20手冊查得d1軸承旁連接螺栓直徑d1=0.75 df=15n=4d2箱座與箱蓋連接螺栓直徑d2=0.5 df=10 d3軸承蓋固定螺栓直徑d3=8手冊查得d4視孔蓋螺栓直徑d4=0.4 df=8 c1箱殼外壁至螺釘中心線間的距離c1=26c1=24可由手冊查得k底座上部或下不凸緣寬k= c1+ c1=50 

44、;D1小軸承蓋螺釘分布圓直徑D1=D+5 d3=105D=85為小軸承外徑D0 105 D5 81 D2大軸承蓋螺釘分布圓直徑D2=D+5 d3=160 D0 145 D5 115 R箱蓋外表面圓弧半徑196.75  十  潤滑和密封一、齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為1.8m/s，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。 二、滾動軸承的潤滑 由于齒輪周向速度為1.8m/s2 m/s所以宜用脂潤滑，應開設封油盤。 三、潤滑油的選擇 考慮到該裝置用于小型

45、設備，選用L-AN15潤滑油。 四、密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。         F=4200NV=0.85m/sD=600mm    滾筒=27.07r/min總=0.81P工作=4.421KW       

46、             電動機型號Y132M2-6    i總=35.46據(jù)手冊得i齒輪=3.8i V帶=2.456    nI =960r/minnII=390.9r/minnIII=102.9r/minnIV=27.07 r/min  PI=5.5KWPII=5.28KWPIII=5.07KWPIV =4.97KWPV =4.67KW  &#

47、160; TI=54.714N·mTII=128.995N·m TIII=470.539N·m TIV=461.289 N·m TV=1647.525 N·m        dd1=125mm dd2=306.9mm取標準值dd2=300mm n2=400r/min V=6.28m/s       取a0=650 &#

48、160; Ld=2000mm a=660mm           Z=5根    F0=158.5N FQ =1571N            H1=618.2Mpa H2=509.1Mpa F1=184.6Mpa F2=146.2Mpa  

49、0;     i齒=3.8 Z1=35Z2=133m=2.5mma =210mm b=89mmb1=84mm  T1=128995N·mm  d1=87.5mmd2=332.5mmda1=92.5mmda2=337.5mmh=5.6mmV =1.8m/s         d=30mm         

50、;   d1=30mm L1=72mmd2=36mm L1=58mmd3=43mm L1=43mmd4=50mm L4=87mmd5=58mm L5=7mmd6=36mm L1=4mmd7=43mm L1=25mm L=296mm   Ft =2948.457N Fr=1073.2N    FAY =536.6NFBY=536.6N FAZ =1474.229N MC1=9.1N·m      &

51、#160;                     MC2=25N·m MC =26.6N·m T=48N·m   Mec =99.6N·m   e =14.5MPa<-1b       

52、60;    d=50mm         d1=50mm L1=70mmd2=56mm L1=60mmd3=63mm L1=45mmd4=70mm L4=80mmd5=76mm L5=7mmd6=63mm L1=30mmd7=72mm L1=4mm       Ft=2830.3N  Fr=1030.1N  FAX= FBY=515.1NFAZ=FBZ=1

53、415.2N   MC1=23.34N·m MC2=66.87N·m  MC=70.83N·m   Mec=291.1N·m    e=18.5Mpa           軸承預計壽命48720h       FS1=FS2=315.1N 

54、      x1=1y1=0x2=1y2=0  P1=750.3NP2=750.3N     LH=1047500h預期壽命足夠            FR =903.35NFS1=569.1N         x1=1y1=0x2=1y2=0 &#

55、160; P1=1355NP2=1355N        Lh =2488378.6h故軸承合格         C型平鍵8×7 p=36.67Mpa    A型平鍵14×9 p =15.71Mpa    A型平鍵20×12p=36.14Mpa    

56、;C型平鍵 16×10 p=101.87Mpa   四、小結在設計過程中的經(jīng)驗教訓總結：1.設計的過程中必須嚴肅認真，刻苦專研，一絲不茍，精益求精，才能在設計思想，方法和技能各方面獲得較好的鍛煉與提高。2.機械設計課程設計是在老師的指導下獨立完成的。必須發(fā)揮設計的主動性，主動思考問題分析問題和解決問題。3.設計中要正確處理參考已有資料和創(chuàng)新的關系。熟悉和利用已有的資料，既可避免許多重復的工作，加快設計進程，同時也是提高設計質(zhì)量的重要保證。善于掌握和使用各種資料，如參考和分析已有的結構方案，合理選用已有的經(jīng)驗設計數(shù)據(jù)，也是設計工作能力的重要方面。4.在教師的指導下訂好設計進程計劃，注意掌握進度，按預定計劃保證質(zhì)量完成設計任務。機械設計應邊計算，邊繪圖，邊修改，設計計算與結構設計繪圖交替進行，這與按計劃完成設計任務并不矛盾，應從第一次設計開始就注意逐步掌握正確的設計方法。 5.整個設計過程中要注意隨時整理計算結果，并在設計草稿本上記下重要的論據(jù)，結果，參考資料的來源以及需要進一步探討的問題，使設計的各方面都做到有理有據(jù)。這對設計正常進行，階段自我檢查和編寫計算說明書都是必要的。通過這次為期兩周的課程設計，我拓寬了知識面，鍛煉了能力，綜合素質(zhì)得到較大提高。安排課程設計的基本目的，