機械設計課程設計計算說明書樣本

機械設計課程設計說明書設計題目 二級圓柱齒輪減速器 （系） 專業(yè)班級: 學號: 設計人 指導教師 完成日期 年 月 日 目 錄設計任務書3傳動方案的擬定及說明4電動機的選擇4傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算5傳動零件的設計計算6軸的設計計算15滾動軸承的選擇和計算22鍵聯(lián)接的選擇和計算22減速器附件的選擇和密封類型的選擇22聯(lián)軸器的選擇23減速器箱體的設計23設計小結(jié)24參考文獻24設計任務書題目：設計熱處理車間清洗零件用的傳送設備上的二級圓柱齒輪減速器。單向運轉(zhuǎn)，工作平穩(wěn)，兩班值工作，每班工作8小時，每年工作250日。傳送帶容許誤差為5%，減速器小批量生產(chǎn)，使用年限為六年。所選參數(shù)如下： 傳送帶所需扭矩1500N.m 傳送帶運行速度0.85m/s 傳送帶鼓輪直徑350mm方案的草圖如下： 1，帶傳動的效率;2，軸承的效率;3，齒輪傳動效率;4，聯(lián)軸器的傳動效率;5，鼓輪上的傳動效率。設計計算及說明結(jié)果一、 傳動方案的擬定根據(jù)要求電機與減速器間選用V帶傳動，減速器與工作機間選用聯(lián)軸器傳動，減速器為二級圓柱直齒齒輪減速器。方案草圖如上。二、電動機的選擇1、電機類型和結(jié)構(gòu)型式。根據(jù)電源及工作機工作條件，工作平穩(wěn)，單向運轉(zhuǎn)，兩班制工作，選用Y型鼠籠式交流電機，臥式封閉結(jié)構(gòu)。2、電機容量 n= =6010000.85/（3.14350） =46.41r/min卷筒所需功率P=215000.851000/（1000350）=7.29kw傳動裝置的總效率=取V帶的效率=0.95 軸承的效率=0.99 直齒圓柱齒輪的傳動效率=0.96聯(lián)軸器的效率=0.99鼓輪上的傳動效率=0.96總效率=0.950.990.960.990.96=0.81 電動機的輸出功率P=P/=7.29/0.81=9.0 Kw3、電動機額定功率 P由已有的標準的電機可知，選擇的電機的額定功率 P=11 Kw4、電動機的轉(zhuǎn)速為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機的可選范圍。V帶的傳動常用傳動比i范圍是24，兩級圓柱齒輪傳動比i,i范圍是36，則電動機的轉(zhuǎn)速可選范圍是：835.386683.04r/min。可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min，3000r/min的電動機都滿足轉(zhuǎn)速要求。初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min，3000r/min的電動機進行比較。列表如下：類型額定功率（Kw）電動機同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）電動機質(zhì)量(Kg)總傳動比V帶傳動比兩級齒輪總傳動比價格比Y160M1-2113000293011763.1231.65.09Y160M-4111500146012331.52.512.65Y160L-611100097014720.9210.55.96備注：本表中以4極（同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min）、功率為0.55 Kw的電動機價為1.00計算。 輸出軸的直徑D=42mm三、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算1、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1)傳動裝置總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n可確定傳動裝置應有的總傳動比為i=1460/46.41=31.462）分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比為i=2.5；為滿足相近的浸油條件，高速齒輪傳動比為i=1.11.4i； 所以由i= i ii取i=4.2 i=3.02、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1)各軸轉(zhuǎn)速n=n=1460 r/min ;n= n/ i=1460/2.5=584 r/min ;n = n/ i=584/4.2=139.05 r/min ;n = n/ i =139.05/3=46.35 r/min ;2)各軸輸入功率P= P =11 Kw ;P = P=110.95=10.45 Kw ;P = P=10.450.990.96=9.93 Kw ;P = P=9.930.990.96=9.44 Kw ;3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩T= 9550 P/ n=955011/1460=71.95 Nm ;T= 9550 P/ n =955010.45/584=170.89 Nm ;T=9550 P/ n =95509.93/139.05=682.00 Nm ;T =9550 P/ n =95509.44/46.35=1945.03 Nm ;四、傳動零件的設計計算(一) V帶的設計1、確定計算功率P由表87查得工作情況系數(shù)K=1.2 故P= KP=1.21113.2kw2、選擇V帶的帶型根據(jù)P及n由圖811選用B型帶3、確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速1）由表86和表88，取帶輪的基準直徑d=140mm2）驗算帶速V V=3.14140146060100010.70m/s由于5m/sv30m/s,滿足帶速要求。3）計算大帶輪的基準直徑d=i d=1402.5=350mm根據(jù)標準，圓整為355mm4、確定V帶的中心距a和基準長度L1)初選中心距a ,取 a為500mm2）基準長度L=2a+( d+ d)+ =2500（140+355）(355140)45001800.26mm由表8-2取 L=1800mm 3)計算實際中心距a及其變化范圍aa500(1800-1800.26)/2500mm考慮各種誤差a=a-0.015 L=500-0.0151800=473mma=a+0.03 L=500+0.031800=554mm5、驗算小帶輪上的包角180（ dd）57.3/a=155.3690符合要求6計算帶的根數(shù)1）計算單根帶的額定功率P由d=140mm和n=1460r/min 查表84a得P=2.82KW根據(jù)1460r/min ， i =2.5 和B型帶等條件，插值法查表84b得P=0.46 KW 。 查表85得k=0.93查82得K=0.95于是：P=（P+P）k K=（2.82+0.46）0.930.95=2.90kw2）z=13.2/2.904.55 所以選用5根V帶7、計算V帶的初拉力有83得B型V帶的單位長度質(zhì)量q=0.18kg/m所以 （F）=500+qv =228.87N8、計算壓軸力：(F)=2z（F）sin=2235N9、帶輪的結(jié)構(gòu)設計 1）小帶輪的結(jié)構(gòu)設計 由 n= 1460 r/min選擇小帶輪的材料為鑄鋼； 由d=140mm,2.2D d300mm,且根據(jù)后面軸的設計，d-d100mm,所以選孔板式帶輪。(二)一級齒輪的設計1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）根據(jù)要求的傳動方案，選用標準直齒圓柱齒輪2）傳送設備的速度不高，故選用7級精度（GB 1009588）3）材料選擇。小齒輪選用40Cr鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS4）試選小齒輪齒數(shù)Z25，大齒輪齒數(shù)Z iZ=105；2、按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（109a）試算，即 d2.32（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選K1.32）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=170.89 Nm3)由表107選取尺寬系數(shù)14)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa5）由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限550MPa；6）由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)N160njLh605841（282506）8.4110N2N1/4.22.00107）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)K0.925；K0.9658）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 0.925600MPa555MPa 0.965550MPa531MPa 計算（2）試算小齒輪分度圓直徑 dd2.32=2.32=75.99mm（3）計算圓周速度v=2.322m/s（4）計算齒寬b及模數(shù)mb=d=175.99=75.99mmm=3.04mmh=2.25 m=2.253.04mm=6.84mmb/h=75.99/6.84=11.11（5）計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，由表10-2取K=1，根據(jù)v=2.322m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)K=1.06；由表104插值法查得K=1.421由圖1013查得K =1.33由表103查得K =K =1故載荷系數(shù)K= K K K K=11.0611.421=1.506 (6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得d= d=75.99=79.81mm計算模數(shù)mm = d/ Z=3.193.按齒根彎曲強度設計由式(105) m(1)確定計算參數(shù) 1)計算載荷系數(shù)K=KKKK =11.0611.33=1.4102）由圖1020c得 =500Mpa =380Mpa3）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.87 K=0.904)查取齒型系數(shù)由表105查得Y=2.62；Y=2.185)查取應力校正系數(shù)由表105查得Y=1.59；Y=1.796)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4= K/S=310.71MPa= K/S=244.29MPa7)計算大、小齒輪的并加以比較=2.621.59310.74=0.01341=2.181.79244.29=0.01597 大齒輪的數(shù)值大。(2)設計計算m=2.309mm對比結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取 m=4mm已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d=79.81mm于是Z= d/m=79.81/4=19.95取 Z=20 則 Z=Z=4.220844.幾何尺寸計算1）、計算中心距a=( Z+ Z)m/2=208mm2）、計算大、小齒輪的分度圓直徑d=m Z=420=80mmd=m Z=484=336mm4）、計算齒輪寬度b= d =180=80mm圓整后取B=85mm，B=80mm(三) 二級齒輪的確定1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）根據(jù)要求的傳動方案，選用標準斜齒圓柱齒輪2）傳送設備的速度不高，故選用7級精度（GB 1009588）3）材料選擇。小齒輪選用40Cr鋼（調(diào)質(zhì)+b表面淬火）齒面硬度約為50HRC，齒芯部分的硬度約為260HBS,大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為220HBS4）試選小齒輪齒數(shù)Z=20,大齒輪的齒數(shù)Z=60，2、按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（109a）試算，即 d2.32 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選Kt1.32）小齒輪的輸入轉(zhuǎn)矩為 T=682.00 Nm3）由表107選取尺寬系數(shù)0.74)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa5）由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限550MPa；6）由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)N160 njLh60139.051（282506）210N2N1/36.67107）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)K0.96；K0.998）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 0.96600MPa576MPa 0.99550MPa544.5MPa（2）計算試算小齒輪分度圓直徑dd2.32=2.32=121.5mm（3）計算圓周速度v=0.88m/s（4）計算齒寬b及模數(shù)mb=d=0.7121.5=88.05mmm=6.075mmh=2.25 m=2.256.075mm=13.669mmb/h=121.5/13.669=6.22（5）計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，由表10-2取K=1，根據(jù)v=0.88m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)K=1.03；由表104插值法查得K=1.267由圖1013查得K =1.23由表103查得K =K =1故載荷系數(shù)K= K K K K=11.0311.267=1.305 (6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得d= d=121.5=121.66mm計算模數(shù)mm = d/ Z=6.0833.按齒根彎曲強度設計由式(105) m(1)確定計算參數(shù) 1)計算載荷系數(shù)K=KKKK =11.0311.23=1.272）由圖1020c得 =700Mpa =380Mpa3）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù) K=0.9 K=0.934)查取齒型系數(shù)由表105查得Y=2.80；Y=1.555)查取應力校正系數(shù)由表105查得Y=2.28；Y=1.736)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4= K/S=450MPa= K/S=252.43MPa7)計算大、小齒輪的并加以比較=2.801.55450=0.0096=2.221.77252.43=0.0156 大齒輪的數(shù)值大。(2)設計計算m=4.59mm對比結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取 m=7mm已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d=121.5mm于是Z= d/m=121.5/7=17.4 圓整為18 Z=20 則 Z=Z=318544.幾何尺寸計算1）、計算中心距a=( Z+ Z)m/2=252mm2）、計算大、小齒輪的分度圓直徑d=m Z=718=126mmd=m Z=754=378mm4）、計算齒輪寬度b= d =0.7126=88.2mm圓整后取B=85mm，B=80mm五、軸的設計計算(一) 軸的設計1、 找出輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩TP=10.45Kw n=584r/min T=170.89N.m選取軸的材料萬為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取A的值為112由此確定最小軸的直徑d=29.3mm2、 求作用在齒輪上的受力Ft=4272NFr=Ft=1555N（=20）3、 軸的結(jié)構(gòu)設計a) 擬定軸上零件的裝配方案，如圖從左到右（1）第一段軸用于安裝帶輪（經(jīng)過受力分析滿足要求），外形尺寸為:dl=3868mm，即直徑為38mm，長度為68mm。（2）第二段軸肩用于對帶輪進行軸向固定，取直徑為45mm，長度為62mm。（3）第三段用于安裝深溝球軸承6311，取直徑為55mm,長度為26mm,比軸承內(nèi)圈要短3mm，避免應力集中。（4）第四段為軸肩，為深溝球軸承進行軸向定位，直徑為63mm，長度為110mm.（5）第五段為小齒輪，齒輪采用齒輪軸的形式，直徑為80mm，長度為85mm。（6）第六段為一軸肩，對軸承6311進行軸向定位，直徑為63 mm，長度為20 mm。（7）第七段安裝軸承6311，直徑為55mm，長度為31mm。 4載荷分析將帶輪的壓軸力F看作水平。（1）彎矩在水平面內(nèi)F=1.5(F)=3353NFt=4272N求得支反力F=6055NF=1570N水平面內(nèi)最大的彎矩在B斷面內(nèi)，M=NmmM= Nmm 在鉛垂面內(nèi) Fr= 1555N 求得支反力F=491N F=1064N 鉛垂面內(nèi)最大的彎矩在C斷面內(nèi)，M=81997 Nmm M=0 經(jīng)兩彎矩合成，最大的彎矩在B斷面內(nèi)，其值為 Nmm（2）轉(zhuǎn)矩 在從斷面1至斷面6，將轉(zhuǎn)矩看作相等，忽略摩擦轉(zhuǎn)矩則在斷面1至斷面6內(nèi)有恒轉(zhuǎn)矩T=170.89 Nm5.校核軸的強度 軸的危險截面在B截面，求其當量彎矩M M=由于轉(zhuǎn)矩T產(chǎn)生的切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6則，M=/1000=345.82 Nm =20.79MPa=60 MPa故可以認為軸安全。(一) 軸的設計1.找出輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩TP=9.93Kw n=139.05r/min T=682.00N.m選取軸的材料萬為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取A的值為112由此確定最小軸的直徑d=46.5mm2.求作用在齒輪上的受力（1）小齒輪b上的受力情況F=10825NF=F=3940N（=20）（2）大齒輪b上的受力情況F=4272NF=1555N3、軸的結(jié)構(gòu)設計1）擬定軸上零件的裝配方案 從左到右： （1）、第一段軸用于安裝軸承6310,取直徑為50mm，長度為53mm。用一套筒對軸承和小齒輪進行軸向定位，套筒的外徑為67 mm 。（2）、第二段軸用于安裝小齒輪，取直徑為56mm，長度為84mm。長度比小齒輪的輪轂要短4mm ，目的是避免過盈配合帶來的應力集中。（3）、第三段為軸肩，直徑為75mm，長度為12 mm 。作用是對兩個齒輪進行分隔并軸向定位。（4）、第四段軸用于安裝大齒輪，直徑為63 mm，長度為76 mm。（5）、第五段軸用于安裝軸承6310，取直徑為50mm，長度為56mm。4載荷分析 （1）彎矩 在水平面內(nèi)F=10825NF=4272N求得支反力F=-8750N F=-6347N 水平面內(nèi)最大的彎矩在A斷面內(nèi)，M=Nmm M= Nmm 在鉛垂面內(nèi) F= 3940NF= 1555N 求得支反力F=2240N F=144N 鉛垂面內(nèi)最大的彎矩在A斷面內(nèi)，M= Nmm M=11047 Nmm 經(jīng)兩彎矩合成，最大的彎矩在A斷面內(nèi)，其值為Nmm （2）轉(zhuǎn)矩 在從斷面2至斷面5，將轉(zhuǎn)矩看作相等，忽略摩擦轉(zhuǎn)矩則在斷面2至斷面5內(nèi)有恒轉(zhuǎn)矩T=682.00 Nm5.校核軸的強度 軸的危險截面在B截面，求其當量彎矩M M=由于轉(zhuǎn)矩T產(chǎn)生的切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6則，M=/1000=829.557 Nm =47.24MPa=60 MPa故可以認為軸安全。(三) 軸的設計1、求軸上的功率P=9.44 n=46.3 r/min T=1945.03 Nm2、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表153，取A的值為112，于是 d=65.87mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=KT,由表141，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取K=1.3 則： T=KT=1.31945.031000=2.5310N.mm 故選用HL6公稱轉(zhuǎn)矩為3150N.m的彈性柱銷聯(lián)軸器 ，半聯(lián)軸器的孔徑為70mm。半聯(lián)軸器與轂孔的長度為L=142mm為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端選面上L=140mm3、軸的結(jié)構(gòu)設計1）擬定軸上零件的裝配方案從右到左： （1）、第一段軸用于安裝聯(lián)軸器和深溝球軸承二者之間用一套筒隔開，取直徑為70mm，長度為105mm。（2）、第二段軸用于對軸承軸向定位，取直徑為80mm，長度為105mm。（3）、第三段軸肩用于定位齒輪，直徑為80mm，長度為81mm。（4）、第四段用于安裝齒輪6314，直徑為80mm，長度為91mm。（5）、第五段用于安裝深溝球軸承6314，直徑為70mm，長度為64mm。深溝球軸承與齒輪之間用一個套筒進行軸向定位。4、 求作用在齒輪上的受力由牛頓第二定律得，F(xiàn)=10825NFr= 3940N,列計算結(jié)果如下圖和下表。載荷 水平面H 垂直面V支反力F=7369N F=3456NF=-2682N F=-1258N彎矩M M =N.mm M=N.mm總彎矩M=N.mm扭矩T=1945.031000N.mm 5、按彎扭組合應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上受力最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。根據(jù)公式和上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，取=0.6 = =26.12Mpa由表151查得45鋼調(diào)質(zhì)處理的=60Mpa 即 所以安全。六、滾動軸承的選擇和計算 由于使用的是直齒齒輪，無軸向力，因此為了簡便，選用深溝球軸承。具體直徑根據(jù)所配合的軸的直徑選擇恰當?shù)闹睆较盗?。軸承的校核 型號配合的軸F(N)P(N)C(N)C(N)6311軸16075607526803552006311軸1189718978369552006310軸29032903225897475006310軸26349634718504475006314軸37842784216161802006314軸336783678758080200從上表可以確定軸承在預期壽命里是安全的。七、鍵聯(lián)接的選擇和計算 選擇用平鍵，且材料為鋼制。工作功用型號（平鍵）安裝部位直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）傳遞的轉(zhuǎn)矩(N.m)擠壓應力(Mpa)許用擠壓應力連接帶輪10850（單頭）3850871.9518.93110連接齒輪b16105656561068286.99110連接齒輪b1149506350868296.23110連接齒輪c181163（兩個）8063111945.0393.56110連接聯(lián)軸器2816110（單頭）70110161945.0363.15110八、減速器附件的選擇和密封類型的選擇通氣器：采用和油面指示器相連的器件（具有通氣作用的油標尺3 【P78】）起吊裝置：采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞：選用外六角油塞及墊片M161.5 潤滑與密封一、 齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為0.88m/s.考慮到中間的齒輪b充分浸油，而浸油高度為六分之一至三分之一大齒輪半徑（D=378 mm），取為60mm。二、 滾動軸承的潤滑由于浸油齒輪的周向速度中有大于2m/s的，為了簡便，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。三、 潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較，根據(jù)周向速度，選取運動粘度約在275mm/s的潤滑油，考慮到該裝置用于中小型設備，選用N320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(zhuǎn)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。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。九、聯(lián)軸器的選擇T=1945.03 N.m取K=1.5,則T=1.51945.03=2918N根據(jù) T選取HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為3150 N.m根據(jù)軸的直徑選d=70mm.十、箱體的設計根據(jù)設計的零件尺寸大小選擇用剖分式箱體。采用鑄造工藝，材料使用HT200.箱體的結(jié)構(gòu)尺寸如下表。圖參見機械設計基礎課程設計【P14】名稱符號及數(shù)值（mm）箱體壁厚=10箱蓋壁厚=8箱體凸緣厚度b=13,b=12,b=21加強肋厚m=8,m=7地腳螺釘直徑d=20地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d=15箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑d=12軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目d=8,n=4軸承蓋（軸承座端面）外徑D=80觀察孔蓋螺釘直徑d=8d、d、d至箱體外壁距離； d、d至凸緣邊緣的距離C=20,C=20軸承旁凸臺高度和半徑h由結(jié)構(gòu)決定，R= C=20箱體外壁至軸承座端面距離l=50設計小結(jié)由于時間比較緊，所以這次的設計存在許多缺點，比如由于齒輪大小選擇不當，使箱體結(jié)構(gòu)龐大：軸沒有經(jīng)過精確校核；箱體的設計很粗糙，但我相信，通過這次的實踐，能使我能學習到很對實踐知識。這樣我在以后的設計中就可以避免很多不必要的工作，有能力設計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。參考資料目錄1機械設計課程設計，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編，1995年12月第一版；2機械設計（第八版），高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2006年5月第八版；3機械制圖，高等教育出版社，王魏主編，2003年7月第一版；4互換性與技術測量（第四版），高等教育出版社，李柱，徐向前主編，2004年12月第一版。（參考文獻標準格式）：參考文獻類型：專著M，論文集C，報紙文章N，期刊文章J，學位論文D，報告R，標準S，專利P，論文集中的析出文獻A電子文獻類型：數(shù)據(jù)庫DB，計算機CP，電子公告EB電子文獻的載體類型：互聯(lián)網(wǎng)OL，光盤CD，磁帶MT，磁盤DKA：