帶式運輸機傳動裝置設計【3張圖紙】,3張圖紙,運輸機,傳動,裝置,設計,圖紙 機械設計課程設計 計算說明書 設計題目 帶式運輸機傳動裝置 機械電子工程 專業(yè) 二 班 設計者 指導教師 年 12 月 17 日 目錄 一．擬定傳動方案 3 1.電動機選型說明 3 2.電動機容量的確定 3 3.電動機傳動比的確定及各傳動比的分配 4 4.電動機型號 4 5. 各軸轉速、轉矩及傳動功率 5 二．傳動件的設計 6 1.V帶傳動主要傳動參數 6 三．齒輪傳動部分的設計 8 (1)高速級齒輪傳動主要參數 8 (2)低速級齒輪傳動主要參數 13 四．減速器各軸結構設計 18 1.低速軸的設計 18 2.高速軸的設計 23 3.中間軸的設計 24 五．軸承與鍵的選擇與校核 27 六．潤滑與密封 31 七、減速器的箱體及其附件 31 八．小結 34 九.參考文獻 35 計算與說明 一．擬定傳動方案 1.電動機選型說明 工作現場有三相交流電源，因無特殊要求，一般選用三相交流異步電動機。最常用的電動機為Y系列鼠籠式三相異步交流電動機，其效率高，工作可靠，結構簡單，維護方便，價格低，適用于不易燃、不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。本裝置的工作場合屬一般情況，無特殊要求。故采用此系列電動機。 此外，根據工作要求和安裝需要，采用一般用途的Y（IP44）系列臥式封閉結構三相異步電動機。 2.電動機容量的確定 1） 工作機所需功率 由課程設計書P11式（2-3），式中， D=360mm v=0.95m/s 2） 電動機輸出功率 由課程設計書P11式（2-1） 由課程設計書P86表12-8，得： V帶傳動的效率 =0.95 圓柱斜齒輪傳動的效率=0.97 滾動軸承的效率=0.99 彈性聯軸器的效率 =0.992 卷筒的效率 =0.96 傳動裝置總效率為 故電動機輸出功率為 電動機額定功率選擇 由課程設計書P193表19-1選= 5.5 kw 3.電動機傳動比的確定及各傳動比的分配 選用同步轉速為1000r/min的電動機，型號為Y132M2-6 由課程設計書P12式（2-5） V帶傳動常用傳動比范圍i1=2~4 取=3 根據課程設計書P12式（2-6） 又 根據課程設計書P13式（2-8），得 4.電動機型號 根據選定的電動機的類型，結構型式，功率為5.5 kw，轉速為960r/min，結合Y系列電動機的主要參數，選用Y132M2-6型的電動機。 電動機的主要技術數據 電動機型號 額定功率 （kw） 滿載轉速 （r/min） 堵轉轉矩/額定轉矩 最大轉矩/額定轉矩 Y132M2-6 5.5 960 2.0 2.0 5. 各軸轉速、轉矩及傳動功率 設：電動機軸為0軸，高速軸為I軸，中間軸為II軸，低速軸為III軸,鼓輪軸為IⅤ軸。 根據書<機械設計 課程設計>P14頁 得到以下表格和參數: 軸名 功率 p/kw 轉矩T/N.M, 轉速 n/(r/min) 傳動比i 效率 電動機軸 5.08 50.54 960 3 0.941 1軸 4.78 142.65 320 3.66 0.960 2軸 4.59 501.37 87.43 2.61 0.960 3軸 4.41 1257.18 33.50 1 0.992 工作機軸 4.37 1245.77 33.50 二、傳動件的設計 1.V帶傳動主要傳動參數 設計該輸送機傳動系統(tǒng)中第一級用窄V帶傳動，電動機型號為Y 132M2-6，輸出功率Pd=5.08kw，轉速n=960r/min，傳動比i=3，一天運行8小時。 1)確定計算功率Pca 由《機械設計》P156表8-7查得工作情況系數=1.0 故kw 2)選取窄V帶類型 根據、 ，由《機械設計》P157圖8-11選用A型帶。 3)確定帶輪基準直徑 由《機械設計》p.155表8-6和《機械設計》p.157表8-8 取小帶輪基準直徑=112mm 根據 從動輪基準直徑=1123=336mm 根據《機械設計》P157表8-8取=355 mm 按《機械設計》P150式（8-13）驗算帶的速度 ∴帶的速度合適。 4)確定窄V帶的基準長度和傳動中心距 根據 0.95 (+)＜2 (+) 初步確定中心距=500mm 計算所需的基準長度 mm 由《機械設計》P146表8-2選取帶的基準長度 =1800mm 計算實際中心距a mm 5)驗算主動輪上的包角 合適 ∴主動輪上的包角合適。 6)計算窄V帶的根數Z 根據《機械設計》P158式（8-26） 由n=960r/min，=112mm ，i=3 由《機械設計》p.152、153、154查表8-4a和表8-4b得： =1.160kw Δ=0.11 kw 又=查《機械設計》p.155表8-5得Kα=0.93 查《機械設計》p.146表8-2得=1.01 則： ∴取Z=5根 (7)確定帶的初拉力 （ 取 （8）計算帶傳動的壓軸力 三．齒輪傳動部分的設計 (1)高速級齒輪傳動主要參數 1) 選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數 a. 選用圓柱斜齒傳動 b. 由《機械設計》p.191表（10-1） 　小齒輪為40Cr，調質處理，HBS=280 大齒輪為45號鋼，調質處理，HBS=240，與小齒輪硬度相差40 c. 精度等級選8級精度 d. 初選小齒輪=30 傳動比=3.66 大齒輪==30×3.66=109.8 取= 109 初選螺旋角β=14o 2)按齒面接觸強度設計 根據《機械設計》P203式（10-9）設計公式 l 確定計算參數 a. 初選載荷系數=1.6 b. 小齒輪傳遞的扭矩 由《機械設計》P205表10-7, 取：齒寬系數=1 c. 由資料《機械設計》P215圖10-26 根據=30,=109查得： =0.959 =0.87 所以，端面重合度 d. 據β=14o,由《機械設計》圖P217（10-30 ） 選取區(qū)域系數=2.433 e. 由《機械設計》P201表10-6 查得材料的彈性影響系數ZE= 189.8 f. 由《機械設計》P209圖10-21(d) 小齒輪的= 600 Mpa 大齒輪的= 550 Mpa g. 由《機械設計》P206式（10-13）計算應力循環(huán)次數 h. 由《機械設計》P207圖10-19,查得：接觸疲勞壽命系數=0.94 =0.96 i. 計算接觸疲勞許用應力 安全系數=1　所以 = = 許用接觸應力=Mpa <1.23=1.23×528=649.44Mpa 取小，所以=546MPa l 設計計算 a.試算小齒輪分度圓直徑, 由計算公式得 b.計算圓周速度 =m/s　　 c.計算齒寬及模數 d.計算齒高與齒高之比 e.計算縱向重合度 ==0.318×1×30×tg14°=2.379 f.計算載荷系數K 由《機械設計》P193表10-2,得　 P194圖10-8 (8級精度) 取==1.4　 由《機械設計》P196表10-4 ，按軟齒面，8級精度，非對稱布置，=63.034, =1,得 由P198圖10-13　由=13.733， 1.457，查得1.42 故載荷系數 K= =1.25×1.07×1.4×1.457=2.728 g.按實際的載荷系數修正所算得的分度圓直徑 = (3)按齒根彎曲強度設計 由《機械設計》P201式（10-5）， l 確定計算參數 a.計算載荷系數=1.25×1.07×1.4×1.42=2.659 b.小齒輪傳遞扭矩=142653.125N·mm c.根據縱向重合度 =2.379,從《機械設計》P217圖10-28查得螺旋角影響系數Y =0.88 d.計算當量齒數= = e.查取齒形系數：由《機械設計》P200表10-5得， =2.48 ，=2.16（差值法） f.查取應力校正系數：由《機械設計》P200表10-5查得， =1.639 ,=1.805（差值法） g.由《機械設計》P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度強度極限=550MPa,大齒輪彎曲疲勞強度極限=500MPa h.由《機械設計》P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 i.計算彎曲疲勞許用應力： 由《機械設計》取彎曲疲勞安全系數S=1.4 由《機械設計》P205式（10-12），得 j.計算大、小齒輪的,并加以比較 取大代入，得 l 設計計算; 取=2 =75.303mm; 取 4)幾何尺寸計算 a.計算中心距 mm 取172mm b.計算螺旋角和大、小齒輪的分度圓直徑 β=arccos c.計算齒輪寬度 d.圓整齒輪寬度 (2)低速級齒輪傳動主要參數 1) 選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數 a.選用圓柱斜齒傳動 b.由《機械設計》P191表（10-1） 　小齒輪為40Cr，調質處理，HBS=280 大齒輪為45號鋼，調質處理，HBS=240，與小齒輪硬度相差40 c.精度等級選8級精度 d.初選小齒輪=20 傳動比=2.61 大齒輪==20×2.61=52.2 取=52 初選螺旋角β=14o 2)按齒面接觸強度設計 根據《機械設計》P203式（10-9）設計公式 l 確定計算參數 a.初選載荷系數=1.6 b.小齒輪傳遞的扭矩 由《機械設計》P205表10-7, ?。糊X寬系數=1 c.由資料《機械設計》P215圖10-26 根據=20,=52查得： =0.954 =0.82 所以，端面重合度 d.根據β=14o,由《機械設計》圖P217（10-30 ） 選取區(qū)域系數=2.433 e.由《機械設計》P201表10-6 查得材料的彈性影響系數ZE= 189.8 f.由《機械設計》P209圖10-21(d) 小齒輪的= 600 Mpa 大齒輪的= 550 Mpa g.由《機械設計》P206式（10-13）計算應力循環(huán)次數 h.由《機械設計》P207圖10-19,查得：接觸疲勞壽命系數=0.94 =0.96 i.計算接觸疲勞許用應力 安全系數=1　所以 = = 許用接觸應力=Mpa <1.23=1.23×528=649.44Mpa 取小，所以=546MPa l 設計計算 a.試算小齒輪分度圓直徑, 由計算公式得 b.計算圓周速度 =m/s　　 c.計算齒寬及模數 d.計算齒高與齒高之比 e.計算縱向重合度 ==0.318×1×20×tg14°=1.586 f.計算載荷系數K 由《機械設計》P193表10-2,得　 P194圖10-8 (8級精度) 取==1.4　 由《機械設計》P196表10-4 ，按軟齒面，8級精度，非對稱布置，=100.58, =1,得 由P198圖10-13　由=9.16， 1.469，查得1.4 故載荷系數 K= =1.25×1.04×1.4×1.469=2.674 g.按實際的載荷系數修正所算得的分度圓直徑 = (3)按齒根彎曲強度設計 由《機械設計》P201式（10-5）， l 確定計算參數 a.計算載荷系數=1.25×1.04×1.4×1.4=2.548 b.小齒輪傳遞扭矩=501366.808N·mm c.根據縱向重合度 =1.586,從《機械設計》P217圖10-28查得螺旋角影響系數Y =0.88 d.計算當量齒數= = e.查取齒形系數：由《機械設計》P200表10-5得， =2.721 ，=2.292（差值法） f.查取應力校正系數：由《機械設計》P200表10-5查得， =1.568 ,=1.721（差值法） g.由《機械設計》P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度強度極限=550MPa,大齒輪彎曲疲勞強度極限=500MPa h.由《機械設計》P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 i.計算彎曲疲勞許用應力： 由《機械設計》取彎曲疲勞安全系數S=1.4 由《機械設計》P205式（10-12），得 j.計算大、小齒輪的,并加以比較 取大代入，得 l 設計計算; 取=4 =119.35mm; 取 4)幾何尺寸計算 a.計算中心距 mm 取208mm b.計算螺旋角和大、小齒輪的分度圓直徑 β=arccos c.計算齒輪寬度 d.圓整齒輪寬度 各齒輪參數 輪號 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬B 全齒高h 齒頂高 齒根高 高速級小齒輪 74.16 78.16 69.16 80 4.5 2 2.5 高速級大齒輪 269.84 273.84 264.84 75 4.5 2 2.5 低速級小齒輪 115.33 123.33 105.33 120 9 4 5 低速級大齒輪 300.67 308.67 290.67 115 9 4 5 四．減速器各軸結構設計 1.低速軸的設計 已知：分度圓直徑， 一．初步估算軸的直徑： 由《機械設計》P370表15-3選，則： ?。? 二．受力分析： 1．計算作用在軸上的力： 三．初步確定軸的尺寸進行軸的結構設計： 1．選擇聯軸器型號： 聯軸器計算轉矩，查《機械設計》P351表14-1，查得， ，則，查課程設計書P159表16-4，選用HL5型彈性柱銷聯軸器，半聯軸器的孔徑為60，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為：，半聯軸器長度。 2．初步選取可同時承受徑向力與軸向力的滾動軸承，參照，選擇30314圓錐滾子軸承，其尺寸為a=30.6故 四．計算軸上的載荷 1） 由軸的初步結構作計算簡圖： 2）判斷危險截面 參照《機械設計》P372圖15-24 從應力集中來看截面Ⅳ和Ⅴ應力集中最嚴重。但截面Ⅴ不受扭矩作用而且軸徑較大故不必校核。因此軸只需較核截面Ⅳ。 3）作出軸的計算簡圖 （1）水平面 （2）垂直面 （3）總彎矩 （4）按彎扭合成應力較核軸的強度 ∵ ∴該軸的強度合格。 （5）精確較核軸的疲勞強度 a.危險截面左側 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面上的彎矩 截面上的扭矩 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 軸的材料為45號鋼, 調質處理，由資料[1]p362,表15-1查得 , , 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及 ∵ , ∴根據《機械設計》P41附圖3-1，用插值法求得 軸的材料的敏感系數為 0.82 ∴有效應力集中系數為 由附圖3-2，得尺寸系數0.67 尺寸系數0.959 軸按磨削加工,表面質量系數為 軸未經表面強化處理, 強化系數為 綜合系數值為: 材料的特性系數 0.1~0.2 ,取 ,取 計算安全系數值: 故可知軸安全。 b.危險截面右側 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面上的彎矩 截面上的彎曲應力 截面上的扭矩 截面上的扭轉應力 截面上過盈配一值, 取個 , 軸按磨削加工,表面質量系數為 故綜合系數值為: 計算安全系數值: 故可知軸安全。 2.高速軸的設計 一．初步估算軸的直徑： 由《機械設計》P370表15-3選，則： ?。? 二．受力分析： 1．計算作用在軸上的力： 三．初步確定軸的尺寸進行軸的結構設計： 1．初步選取可同時承受徑向力與軸向力的滾動軸承，參照，選擇30306圓錐滾子軸承，其尺寸為a=15故 四．計算軸上的載荷 1） 由軸的初步結構作計算簡圖： 2）判斷危險截面 參照《機械設計》P372圖15-24 從應力集中來看截面Ⅳ和Ⅴ應力集中最嚴重。但截面Ⅴ不受扭矩作用而且軸徑較大故不必校核。因此軸只需較核截面Ⅳ。 3）作出軸的計算簡圖 （1）水平面 （2）垂直面 （3）總彎矩 （4）按彎扭合成應力較核軸的強度 ∵ ∴該軸的強度合格。 3.中間軸的設計 一．初步估算軸的直徑： 由《機械設計》P370表15-3選，則： 取： ，已知 二．受力分析： 1．計算作用在軸上的力： 三．初步確定軸的尺寸進行軸的結構設計： 1．初步選取可同時承受徑向力與軸向力的滾動軸承，參照，選擇30310圓錐滾子軸承，其尺寸為a=23故 四．計算軸上的載荷 1） 由軸的初步結構作計算簡圖： 2）判斷危險截面 參照《機械設計》P372圖15-24 從應力集中來看截面II和Ⅴ應力集中最嚴重。 3）作出軸的計算簡圖 （1）水平面 （2）垂直面 （3）總彎矩 （4）按彎扭合成應力較核軸的強度 ∵ ∴該軸的強度合格。 五．軸承與鍵的選擇與校核 一、軸承的校核 高速軸軸承的壽命驗算 從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年(年工作 日為300天)。單班制工作 選擇30306軸承,=55800N，e=0.31，=1.2 1．求兩軸承受到的徑向載荷 2．求兩軸承受到的徑向載荷 因為，所以左端被壓緊。 3、求兩軸承的當量動載荷 4．驗算軸承的壽命 因為，所以按左端軸承的受力大小驗算； 按每天工作8小時，一年工作300天算，壽命為36年 故所選軸承可滿足壽命要求。 二．鍵的選擇與校核 1）高速軸： 鍵一（與V帶輪連接） a. 選擇鍵的類型與尺寸 選用單圓頭普通平鍵，C類鍵 軸的材料為45鋼 查《機械設計》P106表6-2，得 鍵的工作長度l，鍵與輪轂槽的接觸高度k b. 校核鍵連接的強度 ∴鍵聯接擠壓強度滿足 鍵二（與高速小齒輪連接） c. 選擇鍵的類型與尺寸 選用單圓頭普通平鍵，A類鍵 軸的材料為45鋼 查《機械設計》P106表6-2，得 鍵的工作長度l，鍵與輪轂槽的接觸高度k d. 校核鍵連接的強度 ∴鍵聯接擠壓強度滿足 2）中間軸 鍵一(與高速軸大齒輪連接) a.選擇鍵的類型和尺寸 選用圓頭普通平鍵,A型鍵，軸的材料為45號鋼, 查《機械設計》P106表6-2, 取 鍵的工作長度l,鍵與輪轂槽的接觸高度k b.校核鍵聯接的強度 ∴該鍵滿足強度要求。 鍵二（與低速小齒輪連接） a.選擇鍵的類型和尺寸 選用圓頭普通平鍵,A型鍵，軸的材料為45號鋼, 查《機械設計》P106表6-2, 取 鍵的工作長度l,鍵與輪轂槽的接觸高度k b.校核鍵聯接的強度 ∴該鍵滿足強度要求。 3）低速軸 鍵一 （與低速大齒輪連接） a. 選擇鍵的類型和尺寸 選用圓頭普通平鍵,A型鍵，軸的材料為45號鋼, 查《機械設計》P106表6-2, 取 100Mpa 鍵的工作長度l,鍵與輪轂槽的接觸高度k b.校核鍵聯接的強度 ∴該鍵滿足強度要求 鍵二（與聯軸器聯結） a.選擇鍵的類型和尺寸 選用圓頭普通平鍵, A型鍵，軸的材料為45號鋼, 查<機械設計》P106表6-2, 取 125Mpa 鍵的工作長度l,鍵與輪轂槽的接觸高度k b.校核鍵聯接的強度 ∴該鍵滿足強度要求 六．潤滑與密封 1.潤滑油牌號及油量計算 由《機械設計》P234表10-11，選擇牌號220，運動粘度為220V、est的潤滑劑。 2 油量計算 以每傳遞1KW功率所需油量為350--700，各級減速器需油量按級數成比例。該設計為雙級減速器，每傳遞1KW功率所需油量為700--1360 實際儲油量： 由高速級大齒輪浸油深度約0.95個齒高，但不小于10mm；低速大齒輪浸油深度在齒輪半徑；大齒輪齒頂距箱底距離大于30—50mm的要求得：（設計值為50） 最低油深： 最高油深： 箱體內壁總長：L=665.02mm 箱體內壁總寬：b=219mm 可見箱體有足夠的儲油量. 2. 滾動軸承的潤滑 采用油潤滑 七、減速器的箱體及其附件 （1）箱體 本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器內傳動件軸心線平面重合。 此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度，并且要求仔細加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設有加強肋。 箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。 減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產。 箱體主要結構尺寸 名稱 數值(mm) 箱座壁厚 δ=8 箱蓋壁厚 δ1=8 箱體凸緣厚度 b=12 b1=12 b2=20 加強肋厚 m=6.8 m1=6.8 地腳螺釘直徑 df=19.488M20 地腳螺釘數目 n=4 軸承旁聯接螺栓直徑 d1=14.62選用M16 箱蓋、箱座聯接螺栓直徑 d2=9.74選用M10 觀察孔蓋螺釘直徑 d4=5.85M8 df、d1、d2至箱外壁距離 df C1= 26 d1 22 d2 18 df、d1、d2至凸緣邊緣的距離 df C2= 24 d1 20 d2 14 軸承旁凸臺半徑R1 R1=C2=22 凸臺高度 97mm 外箱壁至軸承端蓋距離l1 42 大齒輪頂圓與內壁距離 10 齒輪端面與內機壁距離 10 （2） 主要附件 1.窺視孔和視孔蓋 為便于觀察齒輪嚙合情況及注入潤滑油，在箱體頂部設有窺視孔,大小以手可以伸進為宜。為了防止?jié)櫥惋w出及密封作用，在窺視孔上加設視孔蓋。 2.通氣器 減速器工作時，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大。為避免由此 引起的密封部位的密封性下降，造成潤滑油泄漏，在視孔蓋上設有通 氣器，使箱體內熱膨脹氣體自由逸出，保持箱體內壓力正常，從而保證箱體的密封性。 3.油面指示器 為方便的檢查油面高度，保證傳動件的潤滑，將油面指示器設在低速級齒輪處油面較穩(wěn)定的部位，可以及時加泄?jié)櫥汀? 4.定位銷 保證拆裝箱蓋時，箱蓋箱座安裝配合準確，且保持軸承孔的制造精度，在箱蓋與箱座的聯接凸緣上配兩個定位銷。 5.起吊裝置 減速器箱體沉重，采用起重裝置起吊，在箱蓋上鑄有吊耳。為搬運整個減速器，在箱座兩端凸緣處鑄有吊鉤。 6.啟蓋螺釘 在箱體剖分面上涂有水玻璃，用于密封，為便于拆卸箱蓋，在箱蓋凸緣上設有啟蓋螺釘一個，擰動起蓋螺釘，就能頂開箱蓋。 7.放油孔及螺塞 為排出油污，箱座底部常有傾斜，在底面較低處設有放油孔并用放油螺塞和密封墊圈進行密封。此外，在最低處作有一定斜度，以便于放油。 小結 讓人絞盡腦汁的機械設計課程設計終于結束了，在本次課程設計中，我體會最深的就是在設計環(huán)節(jié)中每個不起眼的數字就可能使你一切的努力與功勞白費，因為在設計中，數據與數據之間往往都是環(huán)環(huán)相扣，一旦原始的數據算錯了，那么接下來的所有數據都有可能是錯的，所以在本次設計中，這使我費勁了腦汁，保證每個數據的正確性。 此外，讓我感受最深的是對于機械領域的知識的缺乏，回想起本次課程設計，要不是依靠著參考書，以前學過的關于機械設計方面的知識幾乎都已經忘得差不多了，這使我感覺很對不起辛辛苦苦教我們的老師，我們把他們教我們的又還給了他們還不是消化為自己的知識。當然也正是因為本次課程設計給我們敲響了警鐘，對于以前學過的知識一定要去復習和掌握，徹底轉化為自己的知識。 在課程設計中，一方面是進行大量的數字計算及校核檢驗，另一方面則是進行電腦CAD的繪制，因為CAD是很早就學習的課程，所以起先都忘記的差不多了，后來通過熟悉，慢慢的就習慣了。雖然，數據的計算確實很累，但是從中我們學到了很多以前忘記的知識，雖然原先的數據被一次次的推翻，但是我們是不會被打敗的，因為我們學的是機械，所以我們要勇敢的面對挑戰(zhàn)。 看著一疊疊厚厚的說明書以及幾張很標準的CAD圖，心里不由得自豪起來，畢竟這些都是自己親手完成的，是通過自己無數次的計算與檢驗能到的。此外，老師的幫助也是功不可沒的，正是因為有了他們的指點，才能讓我們省去了很多無謂的計算，為我們節(jié)省了很多時間。 通過本次的課程設計，使我對機械行業(yè)更加的感興趣，同時也讓我懂得了只有認真努力的做好每一件事，才能能夠該有的回報。才能在未來的道路上使自己立于不敗之地。 九.參考文獻 （1）濮良貴、紀名剛 主編　 《機械設計》第八版　高等教育出版社 2006； （2）王洪 劉揚 主編 《機械設計 課程設計》 北京交通大學出版社 2010 （3） 陸玉 主編 《機械設計 課程設計》第四版 機械工業(yè)出版社 2009 （4）孫恒，陳作模，葛文杰 主編 《機械原理》第七版 高等教育出版社 主要結果 =3.67kw Ped = 5.5 kw i=9.57 =112mm =355mm =500mm =1763.09mm =518.455mm Z=5 = 600 Mpa = 550 Mpa =564Mpa =528Mpa =546Mpa mm =13.733 =2.379 K=2.728 K=2.659 S=1.4 a=172mm β= β=14o ZE= 189.8 = 600 Mpa = 550 Mpa =0.4604m/s =9.16 =119.35mm =55800N e=0.31 100Mpa 125Mpa 36