机械设计说明书格式1范本

1、课程设计说明书课程名 称：汽车机械基础课程设计课程代码:题目:单级圆柱齿轮减速器设计学生姓名：学号:年级/专业/班：学院（直属系）： 指导教师：-摘要减速器原理减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置。 此外，减 速器也是一种动力传达机构， 利用齿轮的速度转换器， 将马达的问转数减速到所 要的回转数， 并得到较大转矩的机构。 降速同时提高输出扭矩， 扭矩输出比例按 电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。减速器的作用减速器的作用就是减速增矩， 这个功能完全靠齿轮与齿轮之间 的啮合完成，比较容易理解。减速器的种类很多， 按照传动类型可分为齿轮减速器、 蜗杆减速器和行星减 速器以及

2、它们互相组合起来的减速器 ; 按照传动的级数可分为单级和多级减速器 按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、 圆锥齿轮减速器和圆锥一圆柱齿轮减速器 按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。齿轮减速器应用范围广泛， 例如，内平动齿轮传动与定轴齿轮传动和行星齿 轮传动相比具有许多优点，能够适用于机械、冶金、矿山、建筑、轻工、国防等 众多领域的大功率、 大传动比场合， 能够完全取代这些领域中的圆柱齿轮传动和 蜗轮蜗杆传动，因此，内平动齿轮减速器有广泛的应用前景。目录1. 传动方案拟定 12. 电动机选择 12.1 电动机类型的选择 12.2 电动机容量的选择 12.3 电动机功率选择 12

3、.4 确定电动机转速 22.5 确定电动机型号 22.6 计算总传动比及分配各级的传动比 23. 计算传动装置的运动和动力参数 23.1 计算各轴转速 23.2 计算各轴的功率 33.3 计算各轴扭矩 34. 传动零件的设计计算 44.1 选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数 44.2 按齿面接触强度设计 45. 轴的结构设计及强度计算 85.1 从动轴的计算 85.2 主动轴的计算 106. 滚动轴承的选择及校核计算 136.1 计算输入轴承 136.2 计算输出轴承 147. 键的选择及校核 148 联轴器的选择 159. 箱体主要结构设计计算 16结论 17致谢 19参考文献 19结果计算

4、及说明1传动方案拟定设计题目：带式运输机的减速传动装置单级圆柱齿轮减速器（1）工作条件：使用年限5年，双班工作制，单向传动，载荷有轻 微振动，用于运送煤盐、砂、矿石等松散物品。（2）原始数据：运输带线速度V=6.78 （ m/s）运动带牵引力F=630（ N）a =0.932V=6.78 (m/s)F=630 (N)D=540 (mm电机f联轴器f减速器f联轴器f带式运输机 （从减少占地空间，简化结构考虑）2. 电动机选择2.1电动机类型的选择三相鼠笼式异步电动机（Y系列）。原因：其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不 易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，它的起动性能较

5、好。2.2电动机容量的选择额定功率Ped应稍大于所需电动机的工作功率 Pd,即Ped Pd2.3电动机功率选择（1）传动装置的总效率：a=3 V2 2=0.990.97 0.992-0.9322为滚动轴承效率，3齿轮传动效率，4联轴器效率2=0.99，3=0.97，4=0.99课程设计说明书(2)电动机工作功率为:Fv .Pwkw1000630 汉 6.78, “.pd4.58kw1000 0.9322.4确定电动机转速计算滚筒工作转速：60 心 000、，60 0000 汉 6.78 “c ”.nwV239.79 r/minnD兀 x540表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传

6、动比范围 i 1=36。贝U总传动比理时范围为i ；=36。故电动机转速的可选范围为nd 二 i a n筒 (3 6) 239.79 r / min 二 719.37 1438.74r / min符合这一范围的同步转速有 1000r/min。根据容量和转速，由机械设计课程设计指导书 P145表1查出有三种适用的 电动机型号：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，则选 n=1000r/min。2.5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，选定型号 为Y132M2-6的三相异步电动机。其主要性能如下表：型号额定 功率Kw满载时起动转矩最大转矩

7、转速r/mi n电流A功率 因素额定转矩额定转矩Y132M2-65.59609.4842.02.0电机安装尺寸见下表:中心高H外形尺寸L X (AC/2+AD) XHD底脚安装 尺寸AX B地脚螺 栓孔直径K轴伸尺寸DX E装键部 位尺寸FX GD132515X 347.5 X 315216X 1781238 X 8010X 412.6计算总传动比及分配各级的传动比 总传动比：i总二 n电动 / nw 二 960/ 239.79=4.03.计算传动装置的运动和动力参数Pd =4.58kwrw =239.79/min3.1计算各轴转速nI 二 960 r / min ?nn = 960 / 4.

8、0=240 r / minn =960 r/minnn =240 r/min课程设计说明书3.2计算各轴的功率输入功率：I 轴：R = pd X 4 = 4.58 X 0.99 = 4.53kwn轴：Pn =R X 2 X 3=4.53 X 0.99 X 0.97=4.35kw输出功率：R =r x 2=4.53 X 0.99=4.48 kwPn = P n X 2=4.35 X 0.99=4.31 kw3.3计算各轴扭矩 电动机轴的输出转矩:Td =9550 Pd =9550 X 4.58/960=45.56N m nm输入转矩:Ti = Td X 4 =45.56 X 0.99=45.10

9、N mPi =4.53kwPn =4.35kwPi =4.48 kwPn =4.31 kwTd=45.56N mTi=173.26N mTi= 44.65N?mTn = TI X i1 X 2 X 3=45.10 X 4.0 X 0.99 X 0.97=173.26N 输出转矩：TI = TI X 0.99=45.10 X 0.99=44.65N mTii= 171.53 N?mTn = Tn X 0.99=173.26 X 0.99= 171.53 N m运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率PKw转矩TN m转速nr/mi n传动比效率n输 入输 出输 入输 出电机轴4.5845.56

10、96010.98I轴4.534.4845.1044.659604.00.96n轴4.354.31173.26171.53240课程设计说明书计算及说明4.传动零件的设计计算4.1选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据设计要求，选用直齿圆柱齿轮传动2）齿轮材料选择：小齿轮用45刚调质，齿面硬度为240HBS接触疲劳强度（7 Him i=550MPa 弯曲疲劳强度 7 fe 1=450 MPa大齿轮用45钢正火处理，齿面硬度为180HBS接触疲劳强度7 Hiim 2=450 MPa弯曲疲劳强度 7 fe 2=360MPa4.2按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a ）进行计算，即阿1

11、u1Pdu3h丿d1t _2.323（1）确定公式内各计算数值。1）试选载荷系数Kt=1.3。2）计算小齿轮传递的转轴。6 P64 484TI=9.55 106=9.55 1064.5 104(N mm)n19603）由表10-7选取齿宽系数?d=1.44）由表10-6查得材料的影响系数ZE=189.8MPa/25）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 1=550MPa大齿轮接触疲劳强度 7 Hiim 2=450 MPa。6）由式10-13计算应力循环次数。(T HiimN1=60n1jL60 960 1 (2 8 300 5 1.38 109N291.38 104.0=0.3

12、45 1097） 由图10-19取接触疲劳寿命系数 Khn1=0.92， Khn=0.95。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S=1，由式（10-12 ）得H1 1 =KHN1- Hiim 1S0.92 5501= 506(MPa)-H 2_ K HN 2- Hiim 20.95 4501= 427.5(MPa)（2）计算结果7 Hiim 1 =550MPa7 fe 1=450 MPa7 Hiim 2 =450MPa7 fe 2=360MPa乙=24乙=964T=4.510(N mn)9N1=1.38 109gN2 =0.345 10Khn=0.92Khn=0.95LHJ_50

13、6(MPa) tHJ-427.5MP1 ）试算小齿轮分度圆直径 d1t,带入7 h中较小的值IkT u+1/yZePd u3h丿d1t -2.32= 2.31.3团4.5 1045189.8 f4 427.5=50.49mm课程设计说明书2)计算圆周速度v二 d1t nj60 1000二 50.49 96060 1000= 2.54m/ s3)计算齿宽bb = 70.69mmb = d d1t =1.4 56.46 =70.69 mm4)计算齿宽与齿高之比。模数d1t心乙50.4924= 2.10mm齿高 h =2.2时=2.25 2.10 =4.725 mmb _ 70.69h 一 4.72

14、5= 14.965)计算载荷系数。根据v =2.54m/s , 8级精度，由图10-8查得动载系数31.15 ; 直齿轮Kh=K=1 ；由表10-2查得使用系数K=1.25 ;由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置，陥=1.347b由广1询K HB =1.347查图10-13得Kfb=1.29;故载荷系数K为K 二 KaKvKh ：.Kh =1.25 1.15 1 1.347=1.9366)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(R uc J1.936cde10.85x450“,= FN1 FE1 =273.2S1.4KFN2；FE20.88 360；-f2=226.3S

15、1.4MPaMPa61=273.MPaG2=226.MPaK = 1.8544）计算载荷系数K。K =KaKvKf-Kl=1.25 1.15 1 1.29=1.8545)6)查取齿形系数。由表 10-5 查得 YFa1=2.65 ； YFa2=2.226。 查取校正系数。由表 10-5 查得 沧1=1.58 ； Ysa2=1.764。YFa1=2.65YFa2=2.226YSa1=1.58YSa2=1.7647)YFaYsa计算大、小齿轮的二F并加以比较。(2)YFa1YSa12.65 1.58 门Fa1 Sa10.015332f1273.2YFa2YSa2 = 2226 仃64 =。.。17

16、356】2226.3大齿轮数值大。设计计算2KYFaYsa；Zf J对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模 数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.73并就近圆整为标准值m=2.0mm按接触强度算得的分度圆直径 d1=64.476 mm算出小齿 轮齿数2 1.854 4.5 100.01735 =1.531 mm21.4 24大齿轮齿数d1 = 57.66 = 28&,取乙=29 m 2.0Z2 =28 4.0=116取 Z2=11

17、6这样计算出齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲 劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。生 =0.01533YFa =0.0173 6】2m- 1.713mm乙=29 乙=116课程设计说明书4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径4 = Z1 = 29 2.0 =58 mmd2 = Z2m=116 2.0=232 mm(2)计算中心距dr +d2a 二258 2322= 145(mm)d| = 58mm d2 = 232mma = 145(mm)(3) 计算齿轮宽度b = dd1 =1.4 58 = 81.2mm取B2 = 82mm, B = 88mm计算得两个齿轮的详细参数为:名称符

18、号公式小齿轮大齿轮齿数ZZ29116分度圆直径dd = mZ58232齿顶咼haha = ha * m = m22齿根高hfh =(v+c)m1.2m2.52.5齿全高hh =(2低 *+c*)m =2.25m4.54.5齿顶圆直径dada=(Z+2)m62236齿跟圆直径dfdf =(Z -2.5)m53227齿厚 齿槽宽S ep兀mS -e-2 23.143.14齿宽bb =%d18288中心距ad1 +d2 a -2145课程设计说明书5.轴的结构设计及强度计算5.1从动轴的计算Ft =1493.6NFr =543.6N1.因已知分度圆直径为d2 =232mm转矩T173.26N m=

19、1493.6Nu 2T2 2 173.26Ftd2232Fr = Ft tan： -1493.6 tan 20。2. 初算最小轴径 先按15-2式，初步估算轴的最小直径d _ Ap2 = 4.35kwn2 = 240r / minT2 =173.26 N md - A3 P1 =1124:35=29.4 mm240选取轴材料为45钢，调质处理。根据表15-3取得A=112,功率p2 =4.35kw转速n2 =240r/mi n转矩T2=173.26Nm可求得最小直径为输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，为了使所选轴直径与联 轴器孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。计算联轴器转矩Tca=K

20、AT3 =1.3 173.26 =225.283N m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩， 查国标GB5014-85选用LH3型 弹性柱销联轴器，公称转矩为630N.m半联轴器孔径d2=32mm故选取轴段 I直径d】-n=32mm半联轴器长度L=82mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mmd _ 29.4 mmTCa=225.283N mdi - n =32mm Li - n =58mm dn - m =40mmLn - m =50mm dm - v =45mmL m40mmdv - v =50mmLv - v =78mmd 可-皿=45mm-皿=16mm dv -可=60mm Lv -可=

21、12mmLm=40mmL=136mmFt =1493.6NLa=Lb= 68 mmFax272.4NFaz =746.8N=18.512 m课程设计说明书计算及说明3. 轴的结构设计(1) 为满足联轴器轴向定位要求，1- U轴段右端需要制出轴肩，取直径dn-m =40mm左端用轴端挡圈定位，取挡圈直径D=43mm半 联轴器与轴配合的毂孔长度Li=60mm为保证轴端挡圈只压在轴 的端面上，取Li-n=58mm(2) 初步选择滚动轴承，因轴承只受径向力作用，故选深沟球轴承。参照要求，选择联轴器 6009,其尺寸为dx DX B=45X 75X 16， 故 dm-iv = d =45mm L可-皿=

22、16mm(3) 初选用6008型深沟球轴承，其内径为 d=40mm宽度为B=15mm 取安装齿轮的轴段dv-v =50mm齿轮左端与轴承采用套筒定位， 已知齿轮宽度L=82mm为使套筒端面压紧齿轮，此轴段应略短 于齿轮宽度，故取Lv-v =78mm齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高 度为h0.07d,故取h=5mm则轴环处直径 dv-可=60mm轴环宽 度1.4h,取 Lv-可=12mm(4) 轴承端盖的宽度为20mm根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添 加润滑脂的要求，取端盖与联轴器距离L=30mm故取Ln-m =50mm(5) 取齿轮距箱体内壁距离a=12mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置

23、时应距箱体内壁一段距离s，s=8mm已知滚动轴承宽度B=16mm大齿轮宽度L=82mm则L m _v =B+s+a+(82-78)=16+18+12+4=40mm轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由机械设计课程设计 指导书117页表可查，平键截面bx h=12mX 8mm键槽用键槽铣刀加工， 长度为60mm半联轴器与轴的联接，选用 10mrX 8mm4. 轴的支点距离和作用点的确定根据轴上零件的位置，定出轴的支点距离和轴上零件的力作用位置。 根据以上各段长度可计算出轴支承跨度为L=136mm5. 轴承的强度校核(1)按弯扭复合强度计算2T22 173.26圆周力Ft

24、-1493.6Nd2232径向力 Fr 二Fttan： =1493.6 tan20=544.7N两轴承对称La=Lb= 68 mm求支反力Fax、 Fby、Faz、 FbzFax =Fby =Fr/2 =544.7/2=272.4NFaz =Fbz =Ft/2 =1493.6/2 =746.8N由两边对称，截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1 =FAXL/2 = (272.4 136 10)/18.5232 m课程设计说明书La=Lb= 68 mm截面C在水平面弯矩为Mc2 = Faz L/2 二 746.8 136 10一3)/2 二 50.7824 N mFax272.4NFaz

25、二 746.8N咛18.5NmM2 =50.78 m计算合成弯矩Mc( Mci2 Mc22)1/2(18.5232250.78242)1/2-54.055N m计算当量弯矩：Mec = Mc2 C T)21/2= 54.055 (0.8 173.09)221 48.64N m校核危险截面c的强度Mc =54.N m二e 二 Mec/(0.1d3)= 148.64/0.1 (62 10冷3=23.226Mpa ： ；= 60MpaMec=148.6N m此轴强度足够5.2主动轴的计算1 按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据课本机械设计基础P245 (14-2 ) 式，并查表14

26、-2，取c=112贝Ud - A3 P1 =1123 4.53=18.79 mmY n 960考虑有键槽，将直径增大5%则d=18.79 X (1+5%)mm=19.72 查国标 GB5014-85 选用 LH3型弹性柱销 联轴器，轴孔直径d1=30mm半联轴器长度L=82mm半联轴器与轴配合的毂 孔长度L1=60mmd _ 18.79mm课程设计说明书计算及说明结果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

27、段直径和长度I 段：di=30mm 长度取 Li=58mmd1=30mm/ h=2c c=1.5mmL1=58mmII 段:d 2=di+2h=30+2X2X 1.5=36mm d2=36mmd2=36mm初选用6008型深沟球轴承，其内径为 d=40mm宽度为B=15mml_2=50mm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距离而定，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖与联轴器距离 L=30mm故取l_2=50mmda=40mmIII段直径d3=40mm长度略长于轴承宽度，

28、取 L3=15mmLa=15mmW段直径d4=48mm由手册得：c=1.5 h=2c=2 x 1.5=3mmd4=48mmd4=ck+2h=42+2X 3=48mml_4=14mm长度与套筒长度相同，即L4=14mm但此段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：ds=58mm(40+3X 2) =46mn0此将W段设计成阶梯形，左段直径为 42mml_5=88mmV段：因小齿轮宽度 B=88mm分度圆直径d5=58mm 长度Ls=88mm切段：直径和长度与W段相同，d6=48mm L6=14mmd6=48mm叫段：直径和长度与川段相同，

29、d7=40mm L7=15mmLe=14mm3.轴的支点距离和作用点的确定根据轴上零件的位置，定出轴的支点距离和轴上零件的力作用位置。d7=40mm根据以上各段长度可计算出轴支承跨度为L=137mmL7=15mm4.轴承的强度校核(1)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=58mm求转矩：已知=45.10N m求圆周力：Ft根据课本机械设计基础P168 (11-1 )式得Ft =1555.17NFt =21；/=2140013/54 =1555.17N求径向力Fr根据课本机械设计基础P168 (11-2 )式得Fr =566.04NFr =Ft tana =1555.17 xtan20.

30、=566.04 N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=68.5mm课程设计说明书(1)绘制轴受力简图，如图a(2) 绘制垂直面弯矩图，轴承支反力：Fay 二 Fby 二 Fr / 2 二 283.02NFaz 二 FBz 二 Ft/2 二 777.585N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面 C在垂直面弯矩为MC1 = FayL/2 =(283.02 137 10) / 2 =19.39N m(3) 绘制水平面弯矩图，截面 C在水平面上弯矩为：MC2 二 FazL/2= 777.585 137 10/2二 53.265N m(4) 绘制合弯矩图1/2Mc = Mc12 Mc222 2 1/

31、2=19.39 253.265 2=56.68 N m(5) 绘制扭矩图，转矩：T =9.5506(R/nJ= 45.06N mFay =283.02NFaz 二 777.585NMd =19.39N mMc2 =53.26N mMc =56.68N mT = 45.06N m课程设计说明书(6) 绘制当量弯矩图，转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取 a =0.8，截面C处的当量弯矩：_J/2Mec =67.17N mMecMc2 亠i：汀 256.68 0.8 45.06=67.1N m 校核危险截面C的强度,由式(6-3)；e = Mec/0.1d33；e = 10.5MPa= 67

32、.17/(0.1 40 10节 = 10.5MPa ：二b =60MP该轴强度足够6.滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：8 X 2X 300X 5=24000小时。6.1计算输入轴承(1)已知 n =960r/min考虑轴受力小且主要是径向力，故选用深沟球轴承，由机械设计课程设计指导书120页表，选取6008深沟球轴承一对 GB/T276-94寿命计划：寿命5年两班制轴承的预期寿命L预=5X 300X 8X 2=24000h两轴承受纯径向载荷，查得fp 5 X =1,Y =0P = 849.06 NC = 20365.6N由书96页表15.14 fT =1由球轴承 =3L 10h

33、106(CfT),10660n( P )60 96020365.6厂=239583.3h849.06由 L10hLh故轴承寿命合格L10h = 239583.3P = fp Fr =1.5566.04=849.06 N基本容量定动载荷11/9 W60nLh 弋1.38 勺09 C=P( ) =849.06 6 =20365.6N10 106丿课程设计说明书6.2计算输出轴承选择6009深沟球轴承一对GB/T276-1993P = 544.7NX=1Y=0P 二 fp Fr =544.7N基本额定动载荷C =P(60nLh1=544.7 (91.38 10101)=13065.2NC =1306

34、5.2N由书P296表15.14 fT =1由球轴承& =3610/13065.2、L10h=958327.6h()=958327.6h 60 240544.7由L10hLh故轴承寿命合格7.键的选择及校核(1)主动轴外伸端d=30mr，考虑键在轴中部安装轮毂长 L=60mm故由 机械设计课程设计指导书117页查得：(a)选择键的型号和确定尺寸选A型普通键，材料45钢，键宽b二8mm，键高h = 7mm, 键长 L =50mm(b)校核键联接强度由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得tjy =100120MpaA 型键工作长度I = L-b=50-8 = 42mm4TdhI= 30.26

35、Mpa二 jy =30.26Mpa由S v =y l则强度足够课程设计说明书计算及说明结果（2）从动轴外伸端d32mm考虑键在轴中部安装，轴段长60mm故由机械设计课程设计指导书117页查得：（a）选键的型号和确定尺寸选A型普通键，材料45钢，键宽b=10mm，键高h = 8mm，长度系列选键长L 50mm。（b）校核键联结强度4T473.26灯000 一一一er jy = 54.14Mpa% 一一 54.14Mpadhl32x8x50由CT jy V kjy ,则强度足够。（4）从动轴中部d=50mm考虑键在轴中部安装，轴段长78mm故由机械设计课程设计指导书117页查得：（a）选键的型号和

36、确定尺寸选A型普通键，材料45钢，键宽b=14，键高h=9。长度系列选键长L=70mm（b）校核键联结强度由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得X 】=100120MpatTjy =27.50MpaA 型键工作长度 匸L-b=70-14=56mm。4T 4 073.26勺000y 一一 27.50Mpadhl50X：9X：56由。jy V Bjy ,则强度足够。8联轴器的选择在选择联轴器时，首先应根据工作条件和使用要求确定联轴器的类型，然后再根据联轴器所传递的转矩，转速和被连接轴的直径确定其结构尺寸。对于已经标准化或虽为标准化但有资料和手册可查的联轴器，可按标准或手册中所列数据选定联轴器

37、的型号和尺寸。若使用场合较为特殊，无适当的标准联轴器可供选用时，可按照实际需要自行设计。另外，选择联轴器时有些场合还需要对其中个别的关键零件做必要的验算。（1）由于减速器有轻微振荡，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选弹性柱销联轴器由书P331表16.1得k=1.3Tca = KaT3 = 1.3 況 45.10 = 58.63N mTCa =58.63N m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩，查国标GB5014-85选用LH3型弹性柱销联轴器，公称转矩为630N.m半联轴器孔径d2=30mm故选取轴段I直径di- n=30mrm半联轴器长度L=82mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1

38、=60mm课程设计说明书(2) 输出轴转矩为 173.26N.m半联轴器孔径d2=30mr，i故选取轴段I直径di-n=32mm半联轴器长度L=82mr，i半联轴器与轴配合的毂孔长度 Li=60mm9. 箱体主要结构设计计算课程设计说明书结论机械设计课程设计，是信息、测控，机设以及其他多个专业都必须完成的大学课程设 计之一。我是非机设专业学生，我很庆幸学院给我安排了这门课程。首先我个人有这方面 的爱好，喜欢学习有关机械之类的东西。另外，我认为学习这门课程可以培养我们的空间 想象力，抽象思维能力。我感觉学习这门课程真的很有趣。本次课程设计实际上是对所学 课程的总结和实际运用，是将所学知识再次重现

39、和加深理解的过程。课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，是我们迈向社会，从事职业工作 前一个必不可少的过程。“千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千 古名言的真正含义。我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地地迈开这一步，就是为明 天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是自己能够独立完成了设 计任务，更重要的是在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。而这份艰难不 仅仅体现在设计内容与过程中为了精益求精所付出的艰辛，更重要的是背负恶劣的天气所 付出的决心与毅力！回想这两周，真的很累。由于理论知识的缺乏，加上平

40、时没有什么经验，一开始的时 候有些手忙脚乱，不知从何入手，不过后来通过和同学一起讨论使得自己有了方向。可是 当我看到辛苦一周的成果后觉得这一切 都是值得的，一种少有的成功的喜悦即刻使倦意消 退。通过这次课程设计，使我深深体会到，做任何事情都必须有耐心，细致。在课程设计 过程中，那些相关的计算不免让我心烦意乱。具体来说那些数据自己计算了四遍，改了又 该，回想起自己一天又一天坐在设计室里，不禁自己都有点佩服自己了。短短两周的时间， 使我发现自己所掌握的知识是如此地缺乏， 自己综合运用所学专业知识能力是如此地不足。通过这次课程设计不仅明白了知识对我们的重要作用， 而且明白了与人交流的重要性。 在这种

41、相互协调合作的过程中，口角的斗争在所难免，关键是我们如何的处理遇到的分歧， 而不是一味的计较和埋怨这不仅仅是在类似于这样的协调当中，生活中的很多事情都需要 我们有这样的处理能力，面对分歧大家要消除误解，相互理解,增进了解,达到谅解.也许 很多问题没有想象中的那么复杂，毕竟我们的出发点都是一样的。这次课程设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的 大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的 同学。在此次课程设计期间我感觉我问了老师很多问题，每天都有很多不懂得的知识，通 过导师细心的讲解，专业的回答，我学到了不少东西。我学会了许多零件的设计方法和验 算方法，以及计算步骤；学会遇到问题解决问题，多向老师请教，多和同学讨论。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计减速器中难免会出现这 样那样的问题，如：在选择计算标