機械工程學院《機械設計》課程設計PAGE2PAGE39《機械設計》課程設計機械設計課程設計設計計算說明書設計題目：玻璃瓶印花機構及傳動裝置

目錄一課程設計的任務……………………3二電動機的選擇………5三傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比…………6四傳動裝置的運動和動力參數的計算………………6五傳動零件的設計計算………………7六軸的設計、校核……………………21七滾動軸承的選擇和計算……………28八鍵連接的選擇和計算………………30九聯軸器的選擇………31十潤滑和密封的選擇…………………31十一設計總結…………32十二參考資料…………35課程設計的任務1．設計目的課程設計是機械設計課程重要的教學環節，是培養學生機械設計能力的技術基礎課。課程設計的主要目的是：(1)通過課程設計使學生綜合運用機械設計課程及有關先修課程的知識，起到鞏固、深化、融會貫通及擴展有關機械設計方面知識的作用，樹立正確的設計思想。(2)通過課程設計的實踐，培養學生分析和解決工程實際問題的能力，使學生掌握機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的一般設計方法和步驟。(3)提高學生的有關設計能力，如計算能力、繪圖能力以及計算機輔助設計(CAD)能力等，使學生熟悉設計資料(手冊、圖冊等)的使用，掌握經驗估算等機械設計的基本技能。2．設計題目：執行機構方案設計、傳動裝置總體設計及機構運動簡圖已經在機械原理課程設計中完成（詳見機械原理課程設計資料，在此略），現將對傳動裝置進行具體設計。設計題目：玻璃瓶印花機構及傳動裝置原始數據：方案號12345678910分配軸轉速n(r/min)60606050505045454545分配軸輸入功率P（kw)1.11.00.90.8玻璃瓶單程移距（mm）120115110印花圖章上下移距（mm）555250定位壓塊左右移距（mm）302520說明：（1）工作條件：2班制，工作環境良好，有輕微振動；（2）使用期限十年，大修期三年；（3）生產批量：小批量生產（<20臺）；（4）帶傳動比i≤4；（5）采用Y型電動機驅動。(6)分配軸：與減速器輸出軸相連接（各執行機構的輸入軸）。2、設計任務1）總體設計計算(1)選擇電動型號計算所需電機功率，確定電機轉速，選定電機型號；(2)計算傳動裝置的運動、動力參數；a.確定總傳動比i，分配各級傳動比；b.計算各軸轉速n、轉矩T；c.傳動零件設計計算；d.校核中間軸的強度、軸承壽命、鍵強度；2）繪制減速器裝配圖（草圖和正式圖各一張)；3）繪制零件工作圖：減速器中大齒輪和中間軸零件工作圖；（注：當中間軸為齒輪軸時，可僅繪一張中間軸零件工作圖即可）；4）編寫設計計算說明書。3、傳動裝置部分簡圖二、電動機的選擇1．電動機類型的選擇按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動。表機座帶底腳、端蓋無凸緣Y系列電動機的安裝及外形尺寸mm機座號極數ABCDEFGHKABACADHDBBL802,41251005019+0.009-0.00440615.5801016516515017013028590S2,4,61405624508209018017515519031090L125155335確定電動機輸出功率Pd電動機所需的輸出功率Pd=Pw/η總效率η=η帶·η3軸承·η2齒輪·η聯軸器查表可得：η帶=0.96，η軸承=0.99，η齒輪=0.96，η聯軸器=0.99，則η=0.96×0.993×0.962×0.99=0.8499電動機所需的功率：Pd=Pw/η=1.3/0.8499=1.53KW3．確定電動機轉速工作機轉速nwnw=60r/min確定電動機轉速可選范圍:V帶傳動常用傳動比范圍為:i帶=2～4，雙級圓柱齒輪傳動比范圍為i減=14～18，則電動機轉速可選范圍為:n’d=nwi總=(2～4)(14～18)nw=(28～72)×60=1600～4320r/min其中：i總=i帶×i減=(2～4)×(14～18)=28～72i減——減速器傳動比符合這一轉速范圍的同步轉速有1000、1500、3000r/min，根據容量和轉速，由有關手冊查出適用的電動機型號。4.確定電動機型號根據所需效率、轉速，由《機械設計手冊》或指導書選定電動機：Y90L-2型號數據如下:額定功率P：2.2kw滿載轉速：nm=2840r/min同步轉速：3000r/min電動機軸徑:24mm電動機長度：50mm電動機長度；三、傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比1．傳動裝置的總傳動比i總=i帶×i減=nm/nw=2840/60=47.33nw=60r/min2．分配各級傳動比為使V帶傳動外部尺寸不要太大，可初步取i帶=2.8左右則：i減=i總/i帶=47.33/2.8=16.9減速器傳動比分配原則：各級傳動尺寸協調，承載能力接近，兩個大齒輪直徑接近以便潤滑（浸油深度）。i減=i高*i低i高——高速級傳動比i低——低速級傳動比建議取：i高=（1.3～1.5)i低則：i減=（1.3～1.5)i2低四、傳動裝置的運動和動力參數的計1．計算各軸的轉速Ⅰ軸（高速級小齒輪軸）：nⅠ=nm/i帶=2840/2.8=1014.28r/minⅡ軸（中間軸）：nⅡ=nⅠ/i高=1014.28/4.7=215.80r/minⅢ軸（低速級大齒輪軸）：nⅢ=nⅡ/i低=215.80/3.61=59.78r/minⅣ軸（與Ⅲ軸通過聯軸器相連的軸）:nW=nⅢ=59.78r/min2．計算各軸的輸入功率和輸出功率Ⅰ軸：PⅠ入=Pd·η帶=1.53×0.96=1.469kwPⅠ出=PⅠ入·η軸承=1.469×0.99=1.454kwⅡ軸：PⅡ入=PⅠ出·η齒輪=1.454×0.96=1.396kwPⅡ出=PⅡ入·η軸承=1.396×0.99=1.382kwⅢ軸：PⅢ入=PⅡ出·η齒輪=1.382×0.96=1.327kwPⅢ出=PⅢ入·η軸承=1.327×0.99=1.314kwⅣ軸（分配軸）:PⅣ入=PⅢ出·η聯軸器=1.314×0.99=1.300kwPW=PⅣ出=PⅣ入·η軸承=1.006×0.99=1.29kw3.計算各軸的輸入轉矩和輸出轉矩公式:T=9.55×106×Pd/n=5.145x103(N·mm)Ⅰ軸：TⅠ入=9.55×106×PⅠ入/nⅠ=13.83×103(N·mm)TⅠ出=9.55×106×PⅠ出/nⅠ=13.69×103(N·mm)Ⅱ軸：TⅡ入=9.55×106×PⅡ入/nⅡ=60.584×103(N·mm)TⅡ出=9.55×106×PⅡ出/nⅡ=61.159×103(N·mm)Ⅲ軸：TⅢ入=9.55×106×PⅢ入/nⅢ=211.214×103(N·mm)TⅢ出=9.55×106×PⅢ出/nⅢ=209.145×103(N·mm)Ⅳ軸：TⅣ入=9.55×106×PⅣ入/nⅢ=206.917×103(N·mm)TW=TⅣ出=9.55×106×PⅣ出/nⅢ=205.325×103（N·mm)將運動和動力參數計算結果進行整理并列于下表：軸名功率P（kw）轉矩T（N·m）轉速n（r/min）傳動比i效率η輸入輸出輸入輸出電機軸2.228402.80.8499Ⅰ軸1.469154513.83×10313.69×1031014.2854.70.9505Ⅱ軸1.3961.38260.584×10361.159×103215.803.610.9503Ⅲ軸1.3271.3211.214×103209.145×10359.7810.9801分配軸1.3001.290206.917×103205.325×10359.78五、傳動零件的設計計算1．V帶傳動的設計計算1．V帶傳動的設計計算V帶傳動主要參數表名稱結果名稱結果名稱結果帶型Z型傳動比2.8根數Z=3基準直徑dd1=90mm基準長度Ld=1600mm預緊力F0min=48.03Ndd2＝250mm中心距a0=628.1mm壓軸力Fpmin-=285.7N計算項目計算內容計算結果定V帶型號和帶輪直徑工作情況系數KA=1.2計算功率Pe=KAP=1.2×1.4981.8kw選帶型號Z型計算項目小帶輪直徑計算內容Dmin=50D1=90計算結果取D1=90mm大帶輪直徑D2=（1—）D1n1/n2取D2=249.5mm大帶輪轉速n2=1012.2r/min計算帶長求Dm=170Dm=170mm求Δ=80Δ=80mm初取中心距a=(D1+D2)×2=(90+250)×2=680mm0.55×(D1+D2)+h=204mmh取6mma=620mm帶長L=πDm+2+2/=π×170+2×620+80x80/620=1784.1226mm由【機械設計教材】P179圖11.4L=1800mm基準長度Ld=1800mm求中心距和包角中心距a=628.1mm小輪包角α1=164.71°>120°求帶根數帶速v=13.376m/s帶根數計算項目由【機械設計教材】表11.8、11.7、11.12、11.10P0=0.6kWka=0.969kl=1.18ΔP0=0.04kW計算內容取z=3根計算結果求軸上載荷張緊力q=0.06kg/mF=48.03N軸上載荷FQ=285.7N2．齒輪傳動的設計計算建議：減速器中齒輪采用閉式軟齒面斜齒輪傳動。一般大、小齒輪材料均可采用45鋼（小齒輪也可采用合金鋼），小齒輪調質，大齒輪正火，兩齒輪齒面要有30-50的硬度差。傳動用模數mn≥2mm，β角方向確定應使中間軸的軸向力有所抵消；β=15°左右，Z1=20-40，Z2=iZ1求出后圓整；為使圖面勻稱，中心距：a高≤130mm，a低≤150mm，具體計算方法見“機械設計”教材相關內容及相應例題 該齒輪傳動為閉式軟齒面斜齒輪傳動，大小齒輪的材料均為45鋼，小齒輪調質，大齒輪正火。小齒輪的硬度：229—286HB平均取240HB大齒輪的硬度：169—217HB平均取200HB計算項目齒面接觸疲勞強度計算初步計算轉矩T1齒寬系數ψd接觸疲勞極限σHlim初步計算的許用接觸應力[σH]Ad值初步計算小齒輪的直徑初步齒寬2.校核計算齒數Z模數m相對誤差計算內容由表12.13（p222），取ψd=1由圖12.17c（p223）由表12.16（p227）估計β=15°取Ad=82d1取Z1=21，Z2=i帶z1=20x4.7=94(最好互為質數)i原-i實/i原=4.68-4.7/4.68=0.43%5%計算結果T1=14283.24N.mψd=1Ad=82取d1=42mmb=42mmZ1=21，Z2=95取mn=2mm（p206）相對誤差<5%計算項目計算內容計算結果中心距a螺旋角β小齒輪的直徑d1大齒輪的直徑d2齒寬b圓周速度v精度等級使用系數KA動載荷系數KV齒間載荷分配系數KHα由表12.6（p207）由表12.9（p215）由圖12.9（p216）由表12.10(p217)，先求取a=120mmβ=16.597°d1=41.739mmd2=198.26mm取b2=42mmv=2.23m/s選8級精度KA=1.25KV=1.1計算項目計算內容計算結果齒向載荷分配系數KHβ載荷系數K彈性系數ZE節點區域系數ZH重合度系數Zε螺旋角系數Zβ接觸最小安全系數SHmin總工作時間th應力循環次數NL由表12.11（p218）由表12.12（p221）由圖12.16（p222）由式12.31，因εβ>1，取εβ=1，故由表12.14（p225）由表12.15（p226），估計,則指數m=8.78原故計應力循環次數正確。KHα=1.715KHβ=1.36K=3.273ZH=2.41Zε=0.782Zβ=0.978SHmin=1.05th=58400hNL1=計算項目接觸壽命系數ZN許用接觸應力[σH]驗算齒根彎曲疲勞強度計算：齒形系數YFa：應力修正系數Ysa：重合度系數Yε：螺旋角系數Yβ計算項目齒間載荷分配系數KFα計算項目齒向載荷分布系數KFβ載荷系數K：彎曲疲勞極限σFmin：彎曲最小安全系數SFmin應力循環次數NL彎曲壽命系數YN：尺寸系數Yx：許用彎曲應力[σF]計算項目驗算計算內容由圖12.18（p224）由圖12.21（p229）由圖12.22（p230）計算內容由表12.10注③（p217）計算內容故KFα=1.7815由參考資料圖12.14b/h=42/(2X2.25)=9.33，KFβ=1.27由圖12.23c(p231)σFmin1=580Mpa,σFmin2=360Mpa由表12.14（p225）SFmin=1.25由表12.15（p226）估計,則指數m=49.91原故計應力循環次數正確。由圖12,24（p232）YN1=0.92，YN2=0.97由圖12.25（p232）Yx=1計算內容計算結果NL2=7.03ZN1=1.12ZN2=1.22[σH1]=618.67Mpa[σH2]=557.71MpaσH=436.6<[σH2]ZV1=22.723ZV2=104.527YFa1=2.66YFa2=2.18Ysa1=1.54Ysa2=1.82Yε=0.708計算結果Yβ=0.861計算結果KFα=1.7815KFβ=1.27K=3.207σFmin1=580MpaσFmin2=360MpaSFmin=1.25NL1=YN1=0.92YN2=0.97Yx=1[σF1]=426.88Mpa計算結果[σF2]=279.36MpaσF1<[σF1]σF2<[σF2]故滿足要求計算項目計算內容計算結果σF2<[σF2]故滿足要求低速級齒輪計算計算項目計算內容計算結果齒面接觸疲勞強度計算初步計算轉矩T1齒寬系數ψd接觸疲勞極限σHlim初步計算的許用接觸應力[σH]Ad值初步計算小齒輪的直徑2.校核計算齒數Z模數m由表12.13（p222），取ψd=1由圖12.17c（p223）由表12.16（p227）估計β=15°取Ad=85取Z1=31，Z2=11261705N.mψd=1Ad=85取d1=54mmZ1=31，Z2=113取mn=2mm（p206）計算項目計算內容計算結果中心距a螺旋角β小齒輪的直徑d1大齒輪的直徑d2齒寬b圓周速度v精度等級傳動比相對誤差使用系數KA動載荷系數KV齒間載荷分配系數KHα由表12.6（p207）由表12.9（p215）由圖12.9（p216）由表12.10(p217)，先求取a=150mmβ=16.260°d1=64.58mmd2=235.42mm取b2=65mmb1=75mmv=0.731m/s選8級精度i=3.64相對誤差<5%KA=1.25KV=1.05計算項目計算內容計算結果齒向載荷分配系數KHβ載荷系數K彈性系數ZE節點區域系數ZH重合度系數Zε螺旋角系數Zβ接觸最小安全系數SHmin總工作時間th應力循環次數NL由表12.11（p218）由表12.12（p221）由圖12.16（p222）由式12.31，因εβ>1，取εβ=1，故由表12.14（p225）由表12.15（p226），估計,則指數m=8.78原故計應力循環次數正確。KHα=1.873KHβ=1.370K=3.368ZH=2.41Zε=0.749Zβ=0.978SHmin=1.05th=58400hNL1=1.53x108計算項目計算內容計算結果接觸壽命系數ZN許用接觸應力[σH]驗算齒根彎曲疲勞強度計算：齒形系數YFa：應力修正系數Ysa：重合度系數Yε：螺旋角系數Yβ齒間載荷分配系數KFα由圖12.18（p224）由圖12.21（p229）由圖12.22（p230）由表12.10注（p217）NL2=0.424x108ZN1=1.21ZN2=1.28[σH1]=707.05Mpa[σH2]=529.90MpaσH=468.85<[σH2]ZV1=35.038ZV2=127.722YFa1=2.45YFa2=2.18Ysa1=1.66Ysa2=1.82Yε=0.696Yβ=0.859計算項目計算內容計算結果齒向載荷分布系數KFβ載荷系數K：彎曲疲勞極限σFmin：彎曲最小安全系數SFmin應力循環次數NL彎曲壽命系數YN：尺寸系數Yx：許用彎曲應力[σF]驗算故KFα=1.804由圖12.14（p219）b/h=65/(2.2*2.25)=14.444，KFβ=1.4由圖12.23c(p231)σFmin1=600Mpa,σFmin2=450Mpa由表12.14（p225）SFmin=1.25由表12.15（p226）估計,則指數m=49.91原故計應力循環次數正確。由圖12,24（p232）YN1=1.20，YN2=1.29由圖12.25（p232）Yx=1KFα=1.804KFβ=1.4K=4.546σFmin1=600MpaσFmin2=450MpaSFmin=1.25NL1=3.13X107NL2=0.942X107YN1=1.20YN2=1.29Yx=1[σF1]=576Mpa[σF2]=464MpaσF1<[σF1]計算項目計算內容計算結果σF2<[σF2]故滿足要求機座壁厚δδ=0.025a+310mm機蓋壁厚δ1δ1=0.025a+310mm機座凸緣壁厚b=1.5δ12mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5δ12mm機座底凸緣壁厚b2=2.5δ120mm地腳螺釘直徑df=0.036a+1220mm地腳螺釘數目a<250,n=44軸承旁聯接螺栓直徑d1=0.75df16mm機蓋與機座聯接螺栓直徑d2d2=(0.5～0.6)df12mm聯接螺栓d2間距L=150～200150mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.4～0.5)df8mm窺視孔螺釘直徑d4=(0.3～0.4)df6mm定位銷直徑d=(0.7～0.8)d210mm軸承旁凸臺半徑R=C220mm軸承蓋螺釘分布圓直徑D1=D+2.5d3(D為軸承孔直徑)D11=82mmD12=82mmD13=110mm軸承座凸起部分端面直徑D2=D1+2.5d3D21=102mmD22=102mmD23=130mm大齒頂圓與箱體內壁距離Δ1Δ1>1.2δ10mm齒輪端面與箱體內壁距離Δ2Δ2>δ10mm兩齒輪端面距離Δ4=1010mmdf,d1,d2至外機壁距離C1=1.2d+(5～8)C1f=26mmC11=22mmC12=18mmdf,d1,d2至凸臺邊緣距離C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm機殼上部（下部）凸緣寬度K=C1+C2Kf=50mmK1=42mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e=(1～1.2)d116mm軸承座凸起部分寬度L1≥C1f+C2f+(3～5)55mm吊環螺釘直徑dq=0.8df16mm箱蓋肋厚0.85δ16.8軸承端蓋外徑凸緣D2=D+(5~5.5)d3102130箱座肋厚0.85δ6.8六、軸的強度校核(一)中間軸的設計計算及校核1）選擇軸材料、處理方式因為傳遞的功率不大，并對質量及結構尺寸無特殊要求，故選用材料45鋼，調制處理H 2）初算軸的直徑與材料有關的系數C由表16.2取C=112軸的最小直徑26.61，根據鍵槽等因素取d=303）結構設計總左至右分別為軸段1至軸段6（1）軸承與軸段1及軸段5:(6206:306216）取擋油密封環到內壁距離2mm62.6選用深溝球軸承。軸段1上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸:承內徑系列。現暫取軸承型號6206，查手冊內徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm。故取軸段1與5的直徑d1=d2=30，為避免轉動齒輪與不動機體相碰，應在齒輪端面與機體內壁之間留有足夠間距H，取H=10mm。為補償機體的鑄造誤差，軸承應深入軸承座孔內適當距離，以保證軸承在任何時候都能坐落在軸承座孔內，為此取軸承上靠近機體內壁的端面與機體內壁間的距離10，則軸段1與5的長度分別為43mm與28mm。（2）軸段2：軸段2上安裝齒輪，為便于齒輪安裝，應略大于，可取d2=34，齒輪外端面用軸套固定，為使軸套端面頂在齒輪左端面上，即靠緊。軸段2的長度應略小于小齒輪的輪轂的寬度，已知齒輪三寬為b1=50mm，則軸段2長度為88mm。（3）軸段3：為使齒輪間更好的嚙合，大齒輪與小齒輪間應有一段距離，兩個運動的齒輪間距離10~15mm，且兩齒輪與軸肩固定，選取，其直徑為39mm。（4）軸段4：軸段為齒輪軸d=68.78l=75mm。（5）軸段5d=364)鍵的選擇：鍵用于齒輪的軸向定位，由于兩段裝有齒輪的軸直徑為40mm，查《機械設計手冊》，選擇普通平鍵b×h=10×8，間的長度分別選擇40mm。5)軸的受力簡圖計算項目計算內容計算結果計算齒輪受力齒輪直徑小齒輪受力：轉矩T圓周力徑向力軸向力大齒輪受力：轉矩T圓周力徑向力軸向力計算軸承反力：水平面軸承反力垂直面軸承反力計算項目水平面受力圖垂直面受力圖水平面彎矩截面Ⅰ左側右側截面Ⅱ右側左側垂直面彎矩截面Ⅰ截面Ⅱ彎矩圖合成彎矩截面Ⅰ左側右側截面Ⅱ左側右側合成彎矩圖軸受轉矩轉矩圖許用應力許用應力值應力校正系數α計算項目截面Ⅰ左側右側截面Ⅱ左側右側當量彎矩圖校核軸徑齒根圓直徑在小齒輪的截面處此處有單鍵FBH=(Fr3×44.5-FR2×116.5-Fa3×57.5+Fa2×96)/174FAH=FR3-Fr2-FBHFBV=(Ft3×44.5+Ft2×116.5)/174FAV=Ft3+Ft2+FBV計算內容MHIL=FAH×45.5MHIR=MHIL+Fa3×32.388MHIIR=FBH×57.5MHIIL=6596MVI=FAV×44.5=71511N.mmMVII=FBV×57.5=51922N.mmT=62328計算內容d’=d2×1.03=23.793d2=191.99mmd3=64.775mmT=62328N.MFt3=1905.2NFr3=724.48NFa3=576.4NT=61705N.MFt2=642NFr2=243NFa2=191.58.4NFBH=176NFAH=304NFBV=903.4NFAV=1607N計算結果MHIL=13531N.mmMHIR=32199N.mmMHIIR=12072N.mmMHIIL=6596N.mmMVI=71511N.mmMVII=51922N.mmMIL=72780N.mmMIR=78426N.mmMIIL=52362N.mmMIIR=53330N.mmT=62328N.mm計算結果d2=23.1mmd3=20.9mm結論：此軸滿足設計要求。MHIL（一）Ⅰ軸（高速軸）的結構設計1、求軸上的功率、轉速和轉矩1項目小齒輪大齒輪1分度圓直徑41.99mm191.999mm2中心距a＝120mm3齒寬60mm50mm4齒數23925模數26傳動比4由前面得，kW，r/min，2、求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑mm，則NN3、初步確定軸的最小直徑。初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表16.2，取=112，于是得：mm因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大7%，故mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取=15mm。4、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，選用下圖所示的裝配方案。4、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，選用下圖所示的裝配方案。從左至右分別為軸段一至軸段七軸段1：此軸段為裝帶輪軸根據參數直接選取直徑為15mm，長度為60mm。軸段2：此軸段根據伸出軸承蓋距離10mm到15mm，直徑為安裝軸承方便所以選取直徑為26mm，長度為62.6mm。軸段3，7：為配合6206軸承以及內壁線的定位要求，與放置擋油環，所以此2軸段直徑分別為30mm，長度分別為28mm與28mm。1項目小齒輪大齒輪1分度圓直徑64.775215.2252中心距a＝150mm3齒寬75mm65mm4齒數311035模數26傳動比3.322軸段5：此軸為齒輪軸因此直徑為56.23mm長度為65mm。軸段6：此軸段要求對擋油環進行定位形成軸肩因此長度為8mm直徑為50mm。(三)低速軸的設計計算軸上有一個齒輪：（三）Ⅲ軸（低速軸）的設計計算1、求軸上的功率、轉速和轉矩由前面得，kW，r/min，求作用在齒輪上的力3、初步確定軸的最小直徑。mm因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大7%，故mm，輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查參考資料[1]中的表14-1，取=1.5，則載荷較平穩速度不高無特殊要求故選彈性心套柱銷聯軸器低速軸轉矩：197410N.M=KT聯軸器的計算轉矩：由表19.3查的：K=1.5Tca=1.5×197410=296115結合低速軸的結構設計，取IT7其預留軸段直徑D=40公稱轉矩Tn=500軸孔直徑d=40軸孔長度L=112從左至右分別為軸段一至軸段七（6210509020）軸段7：此軸段為裝聯軸器根據參數直接選取直徑為40mm，長度為112mm。軸段6：此軸段根據伸出外壁距離10mm到15mm，直徑為安裝軸承方便所以選取直徑為58mm，長度為38mm。軸段1，5：為配合6210軸承以及內壁線的定位要求，與放置擋油環，所以此2軸段直徑分別為50mm，長度分別為26mm與26mm。軸段2：此軸為裝齒輪的軸因此直徑為66mm長度為69mm。軸段3：此軸段要求對齒輪進行定位形成軸肩因此長度為10mm直徑為72mm。軸段4：根據其他軸段尺寸設計以及兩條內壁線的定位。因此長度為65.83mm直徑為66mm。七、滾動軸承的選擇和計算軸(中速軸)軸(中速軸)預選6206深溝球軸承19.511.53062169500其受力如圖： 中間軸承轉速：146.94Fa=Fa3-Fa2=384.82Fra=√(FAH+FAV)=1635.5Frb=√(FBH+FBV)=920.計算項目計算內容計算結果軸承沖擊載荷系數當量載荷計算額定動載荷基本額定動載荷Fa/Cor=384.82/11500查表15.3查表18.7得查表18.8得查手冊0.03340.245=0.537> X=0.56y=1.82P=1321.23Cr’=10589則軸承6206可以滿足壽命要求八鍵連接的選擇和計算T2=62328D=34L=48查表選的：圓頭平鍵bh=10×8L=45此處聯接所能傳遞轉矩：由表查得：T=8×(45-10)×34×120/4=285600N.M>62328N.M故此鍵合格。軸(高速軸)帶輪：d=20l=60查表選的：圓頭平鍵b×h=6×6軸(低速軸)齒輪：d=56l=53查表選的：圓頭平鍵b×h=16×10聯軸器：d=40軸孔長度L=112查表選的：圓頭平鍵b×h=12×8九聯軸器的選擇載荷較平穩速度不高無特殊要求故選貪心套柱銷聯軸器低速軸轉矩：197410N.M=KT 聯軸器的計算轉矩：由表19.3查的：K=1.5Tca=1.5×197410=296115 結合低速軸的結構設計，取IT7其預留軸段直徑D=40 公稱轉矩Tn=500軸孔直徑d=40軸孔長度L=112 聯軸器與軸之間的配合為十、潤滑和密封的選擇1減速器的潤滑齒輪的潤滑：除少數低速（v〈0.5m/s）小型減速器采用脂潤滑外，絕大多數減速器的齒輪都采用油潤滑。本設計高速級圓周速度v≤12m/s，采用浸油潤滑。為避免浸油潤滑的攪油功耗太大及保證輪赤嚙合區的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，一般浸油深度以浸油齒高為適度，但不應小于10mm。浸油潤滑的油池應保持一定的深度和貯油量。油池太淺易激起箱底沉查和油污。一般齒頂圓至油池底面的距離不應小于30～50mm。為有利于散熱，每傳遞1KW功率的需油量約為0.35～0.7L。齒輪減速器的潤滑油黏度可按高速級齒輪的圓周速度V選取：V≤2.5可選用中極壓齒輪油N320。（2）軸承的潤滑當減速器中浸油齒輪的圓周速度v〈1.5～2m/s時，油飛濺不起來，應選用脂潤滑。2減速器的密封（1）軸伸出處的密封：選用粘圈式密封，粘圈式密封簡單，價廉，主要用于脂潤滑以及密封處軸頸圓周速度較低的油潤滑。2）箱蓋與箱座接合面的密封：在箱蓋與箱座結合面上涂密封膠密封最為普遍，效果最好。（3）其他部位的密封：檢查孔蓋板、排油螺塞、油標與箱體的接合面均需加紙封油墊或皮封油圈。十一設計總結這次課程設計，緊接上次玻璃瓶印花機構及傳動裝置的機構設計對其傳動裝置即對2級減速器的設計計算。根據上學期所選到的計算數據，通過對有關書籍的參考，和老師耐心的教導，我開始選擇發動機數據確定傳動比，并開始設計減速器的主要零件軸和齒輪，我在學校的圖書館找到一些相關的資料,來完善對自己的參數設計,這使我開闊了眼界，也學習到了很多設計方法和思想。在設計的過程中，我也遇到了很多問題，比如CAD的畫法，參數的選擇，傳動機構的計算等，都在老師、同學和書籍的幫助下一一破解。不僅讓我學習到解決問題的方法，也體會到成功的喜悅。同時為大四的畢業設計會有很大幫助。通過這次親身的設計，確實發現這門課程的重要性，這門課程很好的整合了我們以前所學過的《機械原理》，《機械設計》，《工程圖學》等多門課程，像一條線一樣將他們穿插起來，即讓我們重新復習了這些知識，有讓我們正真的去運用了這些知識，這是普通的理論課程所不能教給我們的。通過這次設計，我知道其實要做一項課程設計并不簡單，要把它做好就更不易了，從中我也感到自己的知識面其實是很狹隘的。在理論知識的貫穿上和用理論解決實際問題的能力上也亟待提高。但也因此而小小地鍛煉了一下自己，為大四的畢業設計做了一個準備。幾周機械設計的學習及研究，我明白了許多在課堂上不懂的知識，也讓我深刻體會到實踐學習的重要性。正是這種實踐練習，使我看到了自己的不足，學會了很多解決問題的方法。通過這次課程設計,其實要做一項課程設計并不簡單，要把它做好就更不易了，從中我也感到自己的知識面其實是很狹隘的。在理論知識的貫穿上和用理論解決實際問題的能力上也有待提高。因此，我明白了自己還要更加刻苦的努力學習專業知識。此次課程設計使我有了很大的收獲，鍛煉了我解決實際問題的能力，使我學會了勇于創新，擴展思路的解決問題的方法，還加強了和同學之間的團隊協作精神。每個人都會遇到不同的困難，而對一個又一個的困難大家一起努力共同克服。最終有了今天的成績，令我們每一個人欣慰。同時，增進了同學間的友誼。總之，我要好好學習專業知識,為以后的出路打下很好的基礎.通過設計我認識到了不足的地方.我會好好改進,做一名很好的機械學子.十二參考資料參考文獻[1]申永勝.機械原理教程.北京：清華大學出版社.1999[2]陳國華.機械機構及應用.北京：機械工業出版社.2004[3]李瑞琴.現代機械概念設計與應用.北京：電子工業出版社，2009[4]邱宣懷.機構設計.北京：高等教育出版社，2011[5]葉永勝.機械原理（第二版）.北京：清華大學出版社，2005[6]鄒惠君.機構系統設計.上海：上海科學技術出版社，1996[7]王三民.機械原理與設計課程設計.北京：機械工業出版社.2004[8]嚴家杰著.基本機構分析與綜合.上海：復旦大學出版社，1989[9]華大年，唐之偉主編.機構分析與設計.北京：紡織工業出版社，1985[10]王玉新主編，《機構創新設計方法學》，天津：天津大學出版社，1996年。[11]羅洪量主編，《機械原理課程設計指導書》（第二版），北京：高等教育出版社，1986年。[12]張忠秀，《機械原理課程設計》，機械工業出版社，2003年。[13]王隆太，《機械CAD/CAM技術》，機械工業出版社，2004年。[14]江洪.基本機構分析與綜合.上海：復旦大學出版社，1989

[15]李雷.PROE裝配與仿真.北京：化學工業出版社，2009

畢業設計（論文）原創性聲明和使用授權說明原創性聲明本人鄭重承諾：所呈交的畢業設計（論文），是我個人在指導教師的指導下進行的研究工作及取得的成果。盡我所知，除文中特別加以標注和致謝的地方外，不包含其他人或組織已經發表或公布過的研究成果，也不包含我為獲得及其它教育機構的學位或學歷而使用過的材料。對本研究提供過幫助和做出過貢獻的個人或集體，均已在文中作了明確的說明并表示了謝意。作者簽名：日期：指導教師簽名：日期：使用授權說明本人完全了解大學關于收集、保存、使用畢業設計（論文）的規定，即：按照學校要求提交畢業設計（論文）的印刷本和電子版本；學校有權保存畢業設計（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務；學校可以采用影印、縮印、數字化或其它復制手段保存論文；在不以贏利為目的前提下，學校可以公布論文的部分或全部內容。作者簽名：日期：

學位論文原創性聲明本人鄭重聲明：所呈交的論文是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的研究成果。除了文中特別加以標注引用的內容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經發表或撰寫的成果作品。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。作者簽名： 日期：年月日學位論文版權使用授權書本學位論文作者完全了解學校有關保留、使用學位論文的規定，同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權大學可以將本學位論文的全部或部分內容編入有關數據庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。涉密論文按學校規定處理。作者簽名： 日期：年月日導師簽名：日期：年月日

注意事項1.設計（論文）的內容包括：1）封面（按教務處制定的標準封面格式制作）2）原創性聲明3）中文摘要（300字左右）、關鍵詞4）外文摘要、關鍵詞5）目次頁（附件不統一編入）6）論文主體部分：引言（或緒論）、正文、結論7）參考文獻8）致謝9）附錄（對論文支持必要時）2.論文字數要求：理工類設計（論文）正文字數不少于1萬字（不包括圖紙、程序清單等），文科類論文正文字數不少于1.2萬字。3.附件包括：任務書、開題報告、外文譯文、譯文原文（復印件）。4.文字、圖表要求：1）文字通順，語言流暢，書寫字跡工整，打印字體及大小符合要求，無錯別字，不準請他人代寫2）工程設計類題目的圖紙，要求部分用尺規繪制，部分用計算機繪制，所有圖紙應符合國家技術標準規范。圖表整潔，布局合理，文字注釋必須使用工程字書寫，不準用徒手畫3）畢業論文須用A4單面打印，論文50頁以上的雙面打印4）圖表應繪制于無格子的頁面上5）軟件工程類課題應有程序清單，并提供電子文檔5.裝訂順序1）設計（論文）2）附件：按照任務書、開題報告、外文譯文、譯文原文（復印件）次序裝訂3）其它目錄第一章總論11、項目名稱及承辦單位12、編制依據43、編制原則54、項目概況65、結論6第二章項目提出的背景及必要性81、項目提出的背景82、項目建設的必要性9第三章項目性質及建設規模131、項目性質132、建設規模13第四章項目建設地點及建設條件171、項目建設地點172、項目建設條件17第五章項目建設方案251、建設原則252、建設內容253、工程項目實施33第六章節水與節能措施371、節水措施372、節能措施38第七章環境影響評價391、項目所在地環境現狀392、項目建設和生產對環境的影響分析393、環境保護措施……404、環境影響評價結論……………..……………42第八章勞動安全保護與消防441、危害因素和危害程度442、安全措施方案443、消防設施…………...45第九章組織機構與人力資源配置461、組織機構462、組織機構圖46第十章項目實施進度481、建設工期482、項目實施進度安排483、項目實施進度表48第十一章投資估算及資金籌措491、投資估算依據492、建設投資估算49目錄第一章總論 11.1項目提要 11.2結論與建議 31.3編制依據 4第二章項目建設背景與必要性 52.1項目背景 52.2項目建設必要性 7第三章市場與需求預測 83.1優質糧食供求形勢分析 83.2本區域市場需求預測 83.3服務功能 103.4市場競爭力和市場風險預測與對策 10第四章項目承擔單位情況 124.1基本情況 124.2主要業務范圍和業務能力 124.3人員構成 124.4主要技術成果獲獎情況及轉化能力 134.5現有基礎和技術條件 154.6資產與財務狀況 164.7項目技術協作單位情況 16第五章建設規模與產品方案 175.1建設規模確定的原則和依據 175.2建設規模及服務種類 18第六章項目選址與建設條件 196.1項目選址原則與要求 196.2項目建設用地情況 196.3項目用地位置 206.4自然與資源條件 206.5水資源優勢 216.6社會經濟條件 226.7糧田基本情況