机械设计课程设计10564

1、机械设计课程设计-单级圆柱齿轮减速箱2008-11-13 11:58机械设计课程-带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录 设计任务书1 传动方案的拟定及说明4 电动机的选择4 计算传动装置的运动和动力参数5 传动件的设计计算5 轴的设计计算8 滚动轴承的选择及计算14 键联接的选择及校核计算16 连轴器的选择16 减速器附件的选择17 润滑与密封18 设计小结18 参考资料目录18 机械设计课程设计任务书 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 一 总体布置简图 1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器 二 工作情况： 载荷平稳、

2、单向旋转 三 原始数据 鼓轮的扭矩T（N?m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350 运输带速度V（m/s）：0.7 带速允许偏差（）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四 设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写 五 设计任务 1 减速器总装配图一张 2 齿轮、轴零件图各一张 3 设计说明书一份 六 设计进度 1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的

3、校核及草图绘制 4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 电动机的选择 1电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 2电动机容量的选择 1） 工作机所需功率Pw Pw3.4kW 2） 电动机的输出功率 PdPw/ 0.904 Pd3.76kW 3电动机转速的选择 n

4、d（i1?i2in）nw 初选为同步转速为1000r/min的电动机 4电动机型号的确定 由表201查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1计算总传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： inm/nw nw38.4 i25.14 2合理分配各级传动比 由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。 因为i25.14，取i25，i1=i2=5 速度偏差为0.5%5%，所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 电动机轴 高速轴I 中

5、间轴II 低速轴III 鼓 轮 转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 转矩（N?m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97传动件设计计算 1 选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理； 选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2） 精度等级选用7级精度； 3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z2100的； 4） 选取螺旋角。

6、初选螺旋角14 2按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（1021）试算，即 dt 1） 确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt1.6 （2） 由图1030选取区域系数ZH2.433 （3） 由表107选取尺宽系数d1 （4） 由图1026查得10.75，20.87，则121.62 （5） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa （6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa； （7） 由式1013计算应力循环次数 N160n1jLh601921

7、（283005）3.3210e8 N2N1/56.64107 （8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.98 （9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.95600MPa570MPa H20.98550MPa539MPa HH1H2/2554.5MPa 2） 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t = =67.85 （2） 计算圆周速度 v= = =0.68m/s （3） 计算齿宽b及模数mnt b=dd1t=167.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 h=2.25mnt=2.253.39mm=7

8、.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 （4） 计算纵向重合度 = =0.3181tan14 =1.59 （5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11；由表104查的KH的计算公式和直齿轮的相同， 故 KH=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42 由表1013查得KF=1.36 由表103查得KH=KH=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05 （6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1= = mm

9、=73.6mm （7） 计算模数mn mn = mm=3.74 3按齿根弯曲强度设计 由式(1017 mn 1） 确定计算参数 （1） 计算载荷系数 K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96 （2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0。88（3） 计算当量齿数 z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47 （4） 查取齿型系数 由表105查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 （5） 查取应力校正系数 由表105查得Ysa1=1.569；Ysa2=1

10、.798 （6） 计算F F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 F1=339.29Mpa F2=266MPa （7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468 大齿轮的数值大。 2） 设计计算 mn =2.4 mn=2.5 4几何尺寸计算 1） 计算中心距 z1 =32.9，取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圆整后取255mm 2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arcos =13 5550” 3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =85.00mm d2 =425mm 4） 计算齿轮宽度 b=dd1

11、b=85mm B1=90mm，B2=85mm 5） 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 轴的设计计算 拟定输入轴齿轮为右旋 II轴： 1初步确定轴的最小直径 d =34.2mm 2求作用在齿轮上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttan=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案 i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为

12、44mm。 iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽

13、度，为83mm。 6. VI-VIII长度为44mm。 4 求轴上的载荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N 5精确校核轴的疲劳强度 1） 判断危险截面 由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 2） 截面IV右侧的截面上的转切应力为 由于轴选用40cr，调质处理，所以 （2P355表15-1） a) 综合系数的计算 由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， （2P38附表3-2经直线

14、插入） 轴的材料敏感系数为 ， ， （2P37附图3-1） 故有效应力集中系数为 查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， （2P37附图3-2）（2P39附图3-3） 轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， （2P40附图3-4） 轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 b) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 ， c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 故轴的选用安全。 I轴： 1作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2初步确定轴的最小直径3轴的结构设计 1） 确定轴上零件的装配方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 d)

15、 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 2） 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下： a)

16、该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 4按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，

17、所以 。III轴 1作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2初步确定轴的最小直径 3轴的结构设计 1） 轴上零件的装配方案 2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.255求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 弯扭校合 滚动轴承的选择及计算 I轴： 1求两轴承受到的径向载荷 5、 轴承30206的校核 1） 径向力 2） 派

18、生力 3） 轴向力 由于 ， 所以轴向力为 ， 4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 5） 轴承寿命的校核 II轴： 6、 轴承30307的校核 1） 径向力 2） 派生力 ， 3） 轴向力 由于 ， 所以轴向力为 ， 4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 5） 轴承寿命的校核 III轴： 7、 轴承32214的校核 1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ， 所以轴向力为 ， 4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，

19、故当量载荷为 5） 轴承寿命的校核 键连接的选择及校核计算代号 直径 （mm） 工作长度 （mm） 工作高度 （mm） 转矩 （N?m） 极限应力 （MPa） 高速轴 8760（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 12880（单头） 40 68 4 39.8 7.32 中间轴 12870（单头） 40 58 4 191 41.2 低速轴 201280（单头） 75 60 6 925.2 68.5 1811110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 连轴器的选择 由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选

20、用它。 二、高速轴用联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， 计算转矩为 所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） 其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴孔直径 ， 轴孔长 ， 装配尺寸 半联轴器厚 （1P163表17-3）（GB4323-84 三、第二个联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， 计算转矩为 所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） 其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴

21、孔直径 轴孔长 ， 装配尺寸 半联轴器厚 （1P163表17-3）（GB4323-84 减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5 油面指示器 选用游标尺M16 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片M161.5 润滑与密封 一、齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 二、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 三、润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易

22、于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 设计小结 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的声明：资料来源于网络，仅方便大家学习交流！谢机械设计课程设计计算说明书(2)2008年03月28日 星期五 11:31机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定.2 二、电动机的选择

23、.2 三、计算总传动比及分配各级的传动比.4 四、运动参数及动力参数计算.5 五、传动零件的设计计算.6 六、轴的设计计算.12 七、滚动轴承的选择及校核计算.19 八、键联接的选择及计算.22 设计题目：V带单级圆柱减速器 第四组 甘肃机械电子职工大学 设计者：# 指导教师：% 二七年十二月 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 （1） 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5。 （2） 原始数据：工作拉力F=1250N；带速V=1.70m/s； 滚筒直径D=280mm。 二、

24、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率： 总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.950.9820.970.990.980.96 =0.82 (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000总 =12501.70/10000.82 =2.6KW 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60960V/D =609601.70/280 =111r/min 按书P7表23推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为n筒=（624

25、）111=6662664r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/111=8.6 2、分配各级伟

26、动比 （1） 据指导书，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=36合理） （2） i总=i齿轮I带 i带=i总/i齿轮=8.6/6=1.4 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/1.4=686(r/min) nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P工作=2.6KW PII=PI带=2.60.96=2.496KW PIII=PII轴承齿轮=2.4960.980.96 =2.77KW 3、 计算各轴扭矩（Nmm） TI=9.55106PI/nI=9.551062.6

27、/960 =25729Nmm TII=9.55106PII/nII =9.551062.496/686 =34747.5Nmm TIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.77/114 =232048Nmm 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本表得：kA=1.2 Pd=KAP=1.23=3.9KW 由课本得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本得，推荐的小带轮基准直径为 75100mm 则取dd1=100mm dd2=n1/n2dd1=（960/686）100=139mm 由课本P74表5-4，取dd2=1

28、40mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960100/140 =685.7r/min 转速误差为：n2-n2/n2=686685.7/686 =0.00041200（适用） （5）确定带的根数 根据课本(7-5) P0=0.74KW 根据课本(7-6) P0=0.11KW 根据课本（7-7）K=0.99 根据课本（7-23）KL=0.91 由课本式（7-23）得 Z= Pd/(P0+P0)KKL =3.9/(0.74+0.11) 0.990.91 =5 (6)计算轴上压力 由课本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力： F0=500Pd/ZV（2.5/K-1）+qV

29、2 =5003.9/55.03(2.5/0.99-1)+0.15.032N =160N 则作用在轴承的压力FQ， FQ=2ZF0sin1/2=25158.01sin167.6/2 =1250N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：

30、Z2=iZ1=620=120 实际传动比I0=120/2=60 传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%2.5% 可用 齿数比：u=i0=6 由课本取d=0.9 (3)转矩T1 T1=9550P/n1=95502.6/960 =25.Nm (4)载荷系数k 由课本取k=1 (5)许用接触应力H H= HlimZNT/SH由课本查得： Hlim1=625Mpa Hlim2=470Mpa 由课本查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 H1=Hlim1ZNT1/SH=6250.92/1.0Mpa =575

31、H2=Hlim2ZNT2/SH=4700.98/1.0Mpa =460 故得： d1766(kT1(u+1)/duH2)1/3 =766125.9(6+1)/0.9646021/3mm =38.3mm 模数：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm 根据课本表9-1取标准模数：m=2mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=220mm=40mm d2=mZ2=2120mm=240mm 齿宽：b=dd1=0.938.3mm=34.47mm 取b=35mm b1=40mm (7)齿形系数YFa和应力

32、修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)许用弯曲应力F 根据课本P136（6-53）式： F= Flim YSTYNT/SF 由课本查得： Flim1=288Mpa Flim2 =191Mpa 由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 F1=Flim1 YSTYNT1/SF=28820.88/1.25Mpa =410Mpa F2=Flim2 YSTYNT2/SF =19120.9/

33、1.25Mpa =204Mpa 将求得的各参数代入式（6-49） F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(212586.583/352220) 2.801.55Mpa =8Mpa F1 F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(212586.583/3522120) 2.141.83Mpa =1.2Mpa F2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=d1n1/601000=3.1440960/601000 =2.0096m/s 六、轴的设计计算 输入轴的设计

34、计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217255HBS 根据课本并查表，取c=115 d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=19.7(1+5%)mm=20.69 选d=22mm 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度 工段：d1=22mm 长度取L1=50mm h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+

35、221.5=28mm d2=28mm 初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm, 宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm 段直径d4=45mm 由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mm d4=d3+2h=35+23=41mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段

36、左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+32）=36mm 因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm 段直径d5=30mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知d1=40mm 求转矩：已知T2=34747.5Nmm 求圆周力：Ft 根据课本式得 Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N 求径向力Fr 根据课本式得 Fr=Fttan=1737.375tan200=632N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm机械设计课程设计说明书

37、2007-12-10 00:00机械设计基础课程设计说明书撰写说明一课程设计说明书内容封面（附件1）目录（小标题、页码）摘要1、设计题目（包括1.机器的功能、工作条件及设计要求 2.原始数据）2、传动系统方案的拟订（对方案的简要说明及传动装置简图）3、原动机的选择、传动系统的运动及动力参数（包括电动机的功率及转速、型号；总传动比及分配各级传动比；各轴的转速、功率及转矩）的选择与计算4、传动零件的设计计算5、轴的设计计算（初估轴径、结构设计及强度校核）6、键联接的选择计算7、滚动轴承的类型、代号选择及寿命计算8、联轴器的选择9、箱体设计（主要结构尺寸的设计与计算）10、传动装置的润滑密封的选择（

38、润滑及密封的方式、润滑剂的牌号等） 11、设计小结（设计体会、设计的优、缺点及改进意见等）12、参考资料目录（资料的统一编号“”、书名、作者、出版单位、出版年月）二说明书撰写规范及要求1）说明书中的计量单位、制图、制表、公式、缩略词和符号应遵循国家的有关规定。2）封面用电子文本打印3）设计说明书要按照设计过程编写，要求结构思路清晰，论据充分、思路清晰、论述简明、书写公正。4）说明书的计算部分应列出计算所用公式，并代入相应的数据，最后的计算结果应标明单位，写出简短的结论及说明，但不用写出非常详细的计算过程。5）为了清楚的书写设计内容，设计说明书中应附有必要的简图，如：机构运动简图、轴的结构简图、轴的受力分析、弯、扭矩图等。6）所引用的计算公式和数据应注明出处（注出参考资料的统一编号“”、页数、公式号或表号等）。7）说明书要求用A4纸排版，对每一单元的内容，都应有大小标题，且清晰醒目。主要的参数、尺寸和规格以及主要的计算结果可写在纸张右侧已留出的长条框中。最后加上封面装订成册，封面的格式见样本，说明书的书写格式如下表所示。 （上下左右各留