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1、摘要 本文在參考常規(guī)下運帶式輸送機設計方法的基礎上， 分析了常見驅動 方式和制動方式用于長運距、大運量下運帶式輸送機上的優(yōu)缺點，提 出該運輸機可采用的驅動和制動方式； 分析了常見軟起動裝置及其選 型方法，歸納總結出長運距、大運量變坡輸送下運帶式輸送機設計中 的關鍵問題和可靠驅動方案和制動方式優(yōu)化組合的可行方案； 通過常 規(guī)設計計算，提出了合理確定張緊位置、張緊方式及張緊力大小的方 法；對驅動裝置及各主要部件進行了選型并校核。 長距離變坡下運帶式輸送機運行工況復雜，在設計方面需考慮各種 可能的工況，并計算最危險工況下輸送機的各項參數(shù)，同時為保證運 行過程中輸送機各組成部分能適應載荷及工況

2、的變化需將拉緊力統(tǒng) 一，然后重新計算各工況下輸送機參數(shù)，最終確定整機參數(shù)。 本論文對長運距、大運量變坡下運帶式輸送機，綜合考慮各方面的 因素，采用合理的驅動方案、制動方式和軟啟動裝置組合，有效保證 長運距、大運量變坡下運帶式輸送機的可靠運行 關鍵詞：傳動齒輪 目錄 課程設計題目 第一部分 傳動裝置總體設計 6 1. 傳動方 案 6 2. 該方案的優(yōu)缺 點 6 3. 原動機選擇（ Y 系列三相交流異步電動 機） 6 4. 傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分 配 7 第二部分 V帶設計 8 第三部分 各齒輪的設計計算 10 1. 高速級減速齒輪設計

3、（直齒圓柱齒輪） 10 2. 低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪） 11 第四部分軸的設計 14 1.高速軸的設計 14 第五部分 校核 19 1.高速軸軸承 21 第六部分 主要尺寸及數(shù)據 1. 箱體尺 寸： 21 第七部分 結論 24 第八部分致謝 25 第九部分參考文獻 26 課程設計題目： 設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下） 原始數(shù)據： 數(shù)據編號 3 5 7 10 運輸機工作轉矩 T/（N.m） 690 630 760 620 運輸機帶速 V/（m/s） 0.8 0.9 0.75 0.9 卷筒直徑 D/mm 320 380 320 3

4、60 工作條件： 連續(xù)單向運轉， 工作時有輕微振動， 使用期限為 10 年，小批量生產， 單班制工作（ 8 小時/ 天）。運輸速度允許誤差為 。 二、 課程設計內容 1）傳動裝置的總體設計。 2）傳動件及支承的設計計算。 3）減速器裝配圖及零件工作圖。 4）設計計算說明書編寫。 每個學生應完成： 1） 部件裝配圖一張（ A1）。 2） 零件工作圖兩張（ A3） 3） 設計說明書一份（ 6000~8000 字）。 本組設計數(shù)據： 第三組數(shù)據：運輸機工作軸轉矩 T/(N.m) 690 。 運輸機帶速 V/(m/s) 0.8 。 卷筒直徑 D/mm 320 。 已給方案：

5、外傳動機構為 V 帶傳動。 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。 第一部分 傳動裝置總體設計 一、傳動方案(已給定)： 1) 外傳動為 V 帶傳動。 2) 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。 3) 方案簡圖如下： 二、該方案的優(yōu)缺點： 該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶 傳動能減小振動帶來的影響， 并且該工作機屬于小功率、 載荷變化不 大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高， 大幅降低了成本。 減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速， 這是兩級減 速器中應用最廣泛的一種。 齒輪相對于軸承不對稱， 要求軸具有較大 的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸

6、入端的一邊， 以減小因彎曲 變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。 原動機部分為 Y 系列三相交 流 異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求， 適應工作條件、 工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 計算與說明 三、原動機選擇（ Y 系列三相交流異步電動機） 工作機所需功率： =0.96 （ 見課設 P9） 傳動裝置總效率： （見課設式 2-4 ） （見課設表 12-8 ） 電動機的輸出功率： （見課設式 2-1 ） 取 選擇電動機為Y132M1-6型 （見課設表19-1 ） 技術數(shù)據：額定功率（ ） 4 滿載轉矩（ ） 960 額定轉矩（

7、） 2.0 最大轉矩（ ） 2.0 Y132M1-6電動機的外型尺寸（mm： （見課設表19-3） A： 216 B ： 178 C ： 89 D ： 38 E ： 80 F ： 10 G： 33 H： 132 K ： 12 AB： 280 AC： 270 AD： 210 HD： 315 BB： 238 L ： 235 四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配 1 、 總傳動比： （見課設式 2-6 ） 2、 各級傳動比分配： （見課設式 2-7 ） 初定 第二部分 V 帶設計 外傳動帶選為 普通 V 帶傳動 1、 確定計算功率： 1）、由表 5-9 查得工作情

8、況系數(shù) 2）、由式 5-23 （機設） 2、選擇 V 帶型號 查圖5-12a（機設）選A型V帶。 3. 確定帶輪直徑 （1）、參考圖5-12a （機設）及表5-3 （機設）選取小帶輪直徑 （電機中心高符合要求） （ 2）、驗算帶速 由式 5-7 （機設） （ 3）、從動帶輪直徑 查表 5-4 （機設） 取 （ 4 ）、傳動比 i 5）、從動輪轉速 4. 確定中心距 和帶長 （ 1）、按式（ 5-23 機設）初選中心距 取 （2）、按式 （5-24 機設） 求帶的計算基礎準長度 L0 查圖.5-7（ 機設） 取帶的基準長度 Ld=2000mm （3） 、按式（5-

9、25 機設 ） 計算中心距 :a （4） 、按式（ 5-26 機設）確定中心距調整范圍 5. 驗算小帶輪包角a 1 由式（5-11 機設 ） 6. 確定 V 帶根數(shù) Z （1）、由表（5-7 機設）查得 dd仁 112 n1=800r/min 及 n1=980r/min 時，單根V帶的額定功率分呷為1.00KW和1.18KW,用線性插值法求 n1=980r/min時的額定功率 P0值。 (2) 、由表（5-10機設）查得△ P0=0.11Kw (3) 、由表查得（ 5-12 機設）查得包角系數(shù) (4) (5) 、計算V帶根數(shù)乙由式（5-28機設） 、由表

10、 （5-13 機設）查得長度系數(shù) KL=1.03 (2) 、由表（5-10機設）查得△ P0=0.11Kw (2) 、由表（5-10機設）查得△ P0=0.11Kw 取Z=5根 7 .計算單根V帶初拉力F0,由式（5-29 ）機設。 q 由表 5-5 機設查得 8.計算對軸的壓力FQ由式（5-30機設）得 9 .確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準直徑dd1=112mn采用實心式結構。大帶輪基準直徑 dd2=280mm 采用孔板式結構，基準圖見零件工作圖。 第三部分 各齒輪的設計計算 一、高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）

11、 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉速不高， 材料 按表 7-1 選取，都采用 45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理， 小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用 8 級，輪齒表面精糙度為 Ra1.6， 軟齒面閉式傳動， 失效形式為占蝕， 考慮傳動平穩(wěn)性， 齒數(shù)宜取多些， 取 Z1=34 貝卩 Z2二Z1i=34X 2.62=89 1. 設計計算。 （1） 設計準貝，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度 校核。 （2） 按齒面接觸疲勞強度設計，由式（ 7-9 ） T1=9.55X 106X P/n二9.55 x 106X 5.42/384=134794 N?m

12、m 由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應力為 6 HILim=580 6 HILin二560 由圖 7-7 選取材料彎曲疲勞極陰應力 6 HILim=230 6 HILin=210 應力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3 ）計算 N1=60n, at=60 x（8x360x10）=6.64 x109 N2= N1/u=6.64x109/2.62=2.5.1 ZN2=1.04 由圖 7-9 查得彎曲 ；YN1=1 3x109 由圖 7-8 查得接觸疲勞壽命系數(shù)； ZN1=1YN2=1 由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=1.4又YST=2.0試選Kt=1.3 由式 （7-1

13、）（7-2） 求許用接觸應力和許用彎曲應力 將有關值代入式 (7-9) 得 貝y V1=( ndltn1/60 x 1000)=1.3m/s (Z1 V1/100)=1.3 x (34/100)m/s=0.44m/s 查圖 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4 查得 KB =1.08.取 Ka =1.05.貝S KH二KAKVKKa =1.42 ,修 正 M=d1/Z1=1.96mm 由表 7-6 取標準模數(shù)： m=2mm (3) 計算幾何尺寸 d1=mz1=2x 34=68mm d2=mz2=2x 89=178mm

14、 a=m(z1＋z2)/2=123mm b=? ddt=1 x 68=68mm 取 b2=65mm b1=b2+10=75 2. 校核齒根彎曲疲勞強度 由圖 7-18 查得，YFS仁4.1, YFS2=4.0 取 Ye =0.7 由式 (7-12) 校核大小齒輪的彎曲強度 . 二、低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪） 1. 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉速不高， 材料 按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理， 小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用 8 級，輪齒表面精糙度為 Ra1.6， 軟齒面閉式傳動， 失效形式為占蝕， 考慮傳動平穩(wěn)性，

15、 齒數(shù)宜取多些， 取 Z1=34 則 Z2二Z1i=34X 3.7=104 2. 設計計算。 （1） 設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度 校核。 （2） 按齒面接觸疲勞強度設計，由式（ 7-9 ） T1=9.55 x 106X P/n二9.55 x 106X 5.20/148=335540 N?mm 由圖（ 7-6 ）選取材料的接觸疲勞，極限應力為 6 HILim=580 6 HILin二560 由圖 7-7 選取材料彎曲疲勞極陰應力 6 HILim=230 6 HILin=210 應力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3 ）計算 N1=60n at=60x148x

16、（8x360x10）=2.55 x109 N2= N1/u=2.55x109/3.07=8.33 x108 由圖 7-8 查得接觸疲勞壽命系數(shù)； ZN1=1.1 ZN2=1.04 由圖 7-9 查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1 由圖 7-2 查得接觸疲勞安全系數(shù)： SFmin=1.4 又 YST=2.0 試選 Kt=1.3 由式 (7-1)(7-2) 求許用接觸應力和許用彎曲應力 將有關值代入式 (7-9) 得 則 V仁(n d1tn1/60 X 1000)=0.55m/s (Z1 V1/100)=0.55 X (34/100)m/s=0.19m/s 查圖 7-10 得

17、Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4 查得 KB =1.08.取 Ka =1.05.貝S KH二KAKVKKa =1.377 ,修正 M=d1/Z1=2.11mm 由表 7-6 取標準模數(shù)： m=2.5mm (3) 計算幾何尺寸 d1=mz1=2.5X 34=85mm d2=mz2=2.5X104=260mm a=m(z1＋z2)/2=172.5mm b= ? ddt=1 X 85=85mm 取 b2=85mm b1=b2+10=95 3. 校核齒根彎曲疲勞強度 由圖 7-18 查得，YFS仁4.1, YFS2=4.0 取 Ye =0.7

18、 由式 (7-12) 校核大小齒輪的彎曲強度 . 總結：高速級 z1=34 z2=89 m=2 低速級 z1=3 第四部分 軸的設計 高速軸的設計 1. 選擇軸的材料及熱處理 由于減速器傳遞的功率不大, 對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常 用材料 45 鋼, 調質處理 . 2. 初估軸徑 按扭矩初估軸的直徑，查表10-2,得c=106至117,考慮到安裝聯(lián)軸器 的軸段僅受扭矩作用.取c=110則： D1min= D2min= D3min= 3. 初選軸承 1 軸選軸承為 6008 2 軸選軸承為 6009 3 軸選軸承為 6012 根據軸承確定各軸安裝軸承的直徑為

19、 : D1=40mm D2=45mm D3=60mm 4. 結構設計 （現(xiàn)只對高速軸作設計 ,其它兩軸設計略 , 結構詳見圖 ）為 了拆裝方便 , 減速器殼體用剖分式 , 軸的結構形狀如圖所示 . （1）. 各軸直徑的確定 初估軸徑后 ,句可按軸上零件的安裝順序 , 從左端開始確定直徑 .該軸 軸段1安裝軸承6008,故該段直徑為40mm 2段裝齒輪，為了便于安 裝，取2段為44mm齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為4.5mm, 取 3 段為 53mm。 5 段裝軸承， 直徑和 1 段一樣為 40mm。 4 段不裝任何 零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取 4 段為

20、42mm。 6 段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用 JB/ZQ4606-1986中d=36mn的毛氈圈，故取6段36mm7段裝大帶輪， 取為 32mm>dmin。 （2）各軸段長度的確定 軸段 1 的長度為軸承 6008的寬度和軸承到箱體內壁的距離加上箱體 內壁到齒輪端面的距離加上 2mm， l1=32mm。 2 段應比齒輪寬略小 2mm， 為 l2=73mm。 3 段的長度按軸肩寬度公式計算 l3=1.4h ；去 l3=6mm， 4 段：I4=109mm 15和軸承6008同寬取l5=15mm l6=55mm 7段同大 帶輪同寬，取I7=90mm其中I4，I6是在確定其

21、它段長度和箱體內 壁寬后確定的 于是，可得軸的支點上受力點間的跨距 L1=52.5mm，L2=159mm， L3=107.5mm。 （ 3）. 軸上零件的周向固定 為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 H7/r6 。與軸承內圈 配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用 A型普通平鍵聯(lián)接，分別為 16*63 GB1096-1979 及鍵 10*80 GB1096-1979 。 （4）. 軸上倒角與圓角 為保證 6008 軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推 薦，取軸肩圓角半徑為1mm其他軸肩圓角半徑均為2mm根據標準 GB6403.4-1986,軸的左右端倒角均為 1*

22、45。。 5. 軸的受力分析 （1） 畫軸的受力簡圖。 （2） 計算支座反力。 Ft=2T1/d1= Fr=Fttg20 。 =3784 FQ=1588N 在水平面上 FR1H= FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上 FR1V= Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N ( 3) 畫彎矩圖 在水平面上， a-a 剖面左側 MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m a-a 剖面右側 M'Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m 在垂直面上 MAv二M AV二FR1VI2=352< 1

23、53=53.856 N?m 合成彎矩， a-a 剖面左側 a-a 剖面右側 畫轉矩圖 轉矩 3784X( 68/2 ) =128.7N?m 6. 判斷危險截面 顯然，如圖所示，a-a剖面左側合成彎矩最大、扭矩為 T,該截面左 側可能是危險截面； b-b 截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側 也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮， a-a ， b-b 截面右側均有應 力集中， 且 b-b 截面處應力集中更嚴重， 故 a-a 截面左側和 b-b 截面 左、右側又均有可能是疲勞破壞危險截面。 7. 軸的彎扭合成強度校核 由表 10-1 查得 (1)a-a 剖面左側 3=0.1 x

24、 443=8.5184m3 =14.57 ( 2)b-b 截面左側 3=0.1 x423=7.41m3 b-b 截面處合成彎矩 Mb: =174 N?m =27 8. 軸的安全系數(shù)校核 : 由表查得 (1) 在 a-a 截面左側 10-1 WT=0.2d3=0.2x443=17036.8mm3 由附表 10-1 查得 由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù) ; 軸經磨削加工 , 由附表 10-5 查得質量系數(shù) . 則 彎曲應力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數(shù) 查表10-6得許用安全系數(shù)=1.3?1.5,顯然S> ,故a-a剖面安全. (2)b-b 截面右側 抗

25、彎截面系數(shù)3=0.1 x 533=14.887m3 抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2X 533=29.775 m3 又Mb=174 N?m,故彎曲應力 切應力 由附表 10-1 查得過盈配合引起的有效應力集中系 數(shù) 。 則 顯然 S> , 故 b-b 截面右側安全。 (3) b-b 截面左側 WT=0.2d3=0.2x423=14.82 m3 b-b 截面左右側的彎矩、扭矩相同。 彎曲應力 切應力 （ D-d）/r=1 r/d=0.05 ，由附表 10-2 查得圓角引起的有效應力集中 系數(shù) 。由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù) 。又 。則 顯然 S> , 故 b-

26、b 截面左側安全。 第五部分 校 核 高速軸軸承 FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 軸承的型號為 6008， Cr=16.2 kN 1) FA/COr=0 2) 計算當量動載荷 查表得fP=1.2徑向載荷系數(shù)X和軸向載荷系數(shù)Y為X=1, Y=0 = 1.2 X( 1X 352) =422.4 N 3) 驗算 6008 的壽命 驗算右邊軸承 鍵的校核 鍵 1 10X8 L=80 GB1096-79 則強度條件為 查表許用擠壓應力 所以鍵的強度足夠 鍵 2 12X8 L=63 GB1096

27、-79 則強度條件為 查表許用擠壓應力 所以鍵的強度足夠 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器選擇為 TL8 型彈性聯(lián)軸器 GB4323-84 減速器的潤滑 1. 齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度＜12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm低速級齒輪 浸入油高度約為 1 個齒高（不小于 10mm）， 1/6 齒輪。 2．滾動軸承的潤滑 因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度 V》1.5?2m/s所以采用 飛 第六部分 主要尺寸及數(shù)據 箱體尺寸 : 箱體壁厚 箱蓋壁厚 箱座凸緣厚度 b=15mm 箱蓋凸緣厚度 b1=15mm 箱座底凸緣厚

28、度 b2=25mm 地腳螺栓直徑 df=M16 地腳螺栓數(shù)目 n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=M12 聯(lián)接螺栓 d2 的間距 l=150mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3=M8 定位銷直徑 d=6mm df、di、d2 至外箱壁的距離 6=18mm 18 mm 13 mm df、d2至凸緣邊緣的距離 C2=16mm11 mm 軸承旁凸臺半徑 R1=11mm 凸臺高度根據低速軸承座外半徑確定 外箱壁至軸承座端面距離 L1=40mm 大齒輪頂圓與內箱壁距離△ 仁10mm 齒輪端面與內箱壁距離厶2=10mm 箱蓋，箱座肋厚 m1=m=7mm 軸承端蓋外徑D2 :凸緣式端蓋：D+ （5?5.5

29、 ） d3 以上尺寸參考機械設計課程設計 P17?P21 傳動比 原始分配傳動比為： i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5 修正后 ： i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07 各軸新的轉速為 ： n1=960/2.5=3.84 n2=384/2.61=147 n3=147/3.07=48 各軸的輸入功率 P1二pd葉 8n 7 =5.5 X 0.95 X 0.99=5.42 P2=p1n 6n 5=5.42 X 0.97 X 0.99=5.20 P3=p2n 4n 3=5.20 X 0.97 X 0.99=5.00 P4=p3葉 2n 1=5.00 X 0.99 X

30、0.99=4.90 各軸的輸入轉矩 T1=9550Pdi1 n 8n 7/nm=9550X5.5 X2.5 X0.95 X0.99=128.65 T2= T1 i2 n 6 n 5=128.65 X 2.62 X 0.97 X 0.99=323.68 T3= T2 i3 n 4n 3=323.68X3.07X0.97X0.99=954.25 T4= T3 n 2n 1=954.23X0.99X0.99=935.26 軸號 功率 p 轉矩 T 轉速 n 傳動比 i 效率 n 電機軸 5.5 2.0 960 1 1 1 5.42 128.65 384 2.5 0.94 2 5.2

31、0 323.68 148 2.62 0.96 3 5.00 954.25 48 3.07 0.96 工作機軸 4.90 935.26 48 1 0.98 齒輪的結構尺寸 兩小齒輪采用實心結構 兩大齒輪采用復板式結構 齒輪 z1 尺寸 z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75 d1=68 ha=ha*m=1X 2=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25) X 2=2.5mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm da=d1 + 2ha=68+2x 2=72mm df=d1 — 2hf=68 — 2X 2.5=63 p= n m=6.28mm s

32、= n m/2=3.14 X 2/2=3.14mm e= n m/2=3.14 X 2/2=3.14mm c=c*m=0.25X2=0.5mm 齒輪 z2 的尺寸 由軸可得 d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=1X2=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm hf=(1 +0.5) X2=2.5mm da=d2+2ha=178+2X2=182 df=d1—2hf=178—2X2.5=173 p= n m=6.28mm s= n m/2=3.14 X 2/2=3.14mm e= n m/2=3.14 X 2/2=3.14mm c

33、=c*m=0.25X2=0.5mm DA DA 1.6D4=1.6 X 49=78.4 Dg da-10m n=182-10X 2=162 D2^ 0.25(D0 -D3)=0.25(162-78.4)=20 R=5 c=0.2b=0.2 x 65=13 齒輪 3 尺寸 由軸可得 , d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95 ha =ha*m=1x 2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) x2.5=3.125 da=d3+2ha=85+2x 2.5=90 df=d1-2hf=85- 2x3.125=

34、78.75 p= n m=3.14X 2.5=7.85 s=n m/2=3.14 x 2.5/2=3.925 e=s c=c*m=0.25x 2.5=0.625 齒輪 4 尺寸 由軸可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85 ha =ha*m=1x 2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.25=5.625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) x0.25=3.125 da=d4+2ha=260+2x 2.5=265 df=d1-2hf=260- 2x3.125=253.75 p= n m=3.14X 2.5=7.85 s=e=n m/2=3.14 x 2.5

35、/2=3.925 c=c*m=0.25x 2.5=0.625 Dg da-10m=260-10X 2.5=235 DA 1.6 X 64=102.4 D2=0.25(D0-D3) =0.25 X (235-102.4)=33.15 r=5 c=0.2b=0.2 X85=17 結論 機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環(huán)節(jié)通過了 3 周的課程 設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練， 對機械的有關各個零 部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。 由于在設計方面我們沒有經驗， 理論知識學的不牢固， 在設計中難免 會出現(xiàn)這樣那樣的問題，如：在選擇計算標準件是可能會出現(xiàn)誤差， 如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大， 在查表和計算上精 度不夠準 在設計的過程中， 培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論 知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力， 在設計的過程中 還培養(yǎng)出了我們的團隊精神， 大家共同解決了許多個人無法解決的問 題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用 方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。 由于本次設計是分組的， 自己獨立設計的東西不多， 但在通過這次設 計之后，我想會對以后自己獨立設計打下一個良好的基礎。