《機械設計課程設計單級斜齒圓柱齒輪傳動設計+絞車傳動（含總裝圖）》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械設計課程設計單級斜齒圓柱齒輪傳動設計+絞車傳動（含總裝圖）（27頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、課程設計說明書 陽泉職業(yè)技術學院課程設計說明書 設計題目：單級斜齒圓柱齒輪傳動設計+絞車傳動 裝配圖，聯(lián)系153893706 班 級： 05 機 電 一 體 化 二 班 姓 名： 學 號： 成績 評閱 教師 日期 指導教師： 目錄 第一章、設計任務書……

2、……….…………………………………2 第二章、前言 ……………………………………….…….………3 第三章、運動學與動力學計算……………………………….……3 一、電動機的選擇與計算 ………………………….………….… 5 二、各級傳動比的分配….…………….……………….…………5 三、計算各軸的轉速，功率及轉矩，列成表格….……………….6 第四章、齒輪的設計及計算………………………….……………7 第五章、軸與軸承的計算與校核 ………..………………………12 第六章、鍵等相關標準鍵的選擇…………………………………20 第七章、減速器的潤滑與密封………………………………

3、……21 第八章、箱體的設計………………………………………………22 第九章、設計小結…………………………………………………24 第十章、參考資料…………………………………………………25 機械設計課程設計任務書 設計題目：單級斜齒圓柱齒輪傳動設計＋絞車傳動 原始數(shù)據： 　　　　 F=12000　　F：卷筒圓周力 　　　　 n=35(r/min)　　　n：卷筒轉速； 　　　　 D=400mm D：滾筒直徑。 設計工作量： １． 設計說明書一份 ２． 一張主要零件圖（手工） ３． 零號裝配圖一張 （CAD） 工作要求： 卷筒間歇工作，

4、載荷平穩(wěn)，傳動可逆轉，起動載荷為名義載荷的1.25倍。傳送比誤差為5%。每隔二分工作一次，停機5分鐘，允許誤差為5%。，使用年限１０年，兩班制。 運動簡圖：（見附圖） 絞車傳動簡圖 二．前言 分析和擬定傳動方案 機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。 滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求，同一種運動可以有幾種不同的傳動方案來實現(xiàn)，這就是需要把幾種傳動方案的優(yōu)缺點加以分

5、析比較，從而選擇出最符合實際情況的 一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 所以擬定一個合理的傳動方案，除了應綜合考慮工作裝置的載荷、運動及機器的其他要求外，還應熟悉各種傳動機構的特點，以便選擇一個合適的傳動機構。傳動比誤差為5%。絞車具有結構緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩(wěn)、操作靈活、制動可靠、噪音低等特點。故本文在選取傳動方案時，采用絞車傳動。 眾所周知，絞車傳動裝置由電動機、開式齒輪、減速器、聯(lián)軸器、滾筒五部分組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設計絞車傳動裝置，必須先合理

6、選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。 第一節(jié) 選擇電動機 電動機是常用的原動機，具體結構簡單、工作可靠、控制簡便和維護容易等優(yōu)點。電動機的選擇主要包括選擇其類型和結構形式、容量（功率）和轉速、確定具體型號。 （1） 選擇電動機的類型： 按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。 （2） 選擇電動機的容量： 工作所需的功率： Pd = Pw/η Pw = F*V/（1000ηw） 所以： Pd = F*V/（1000η*ηw） 由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機的效率）為 η*ηw = η1*η2*η2*η3*η4*η5*η6

7、 式中η1、η2、η3、η4、η5、η6分別為齒輪傳動、齒輪傳動的軸承，開式齒輪傳動、聯(lián)軸器、卷筒軸的軸承及卷筒的效率。 取η1 = 0.992、η２= 0.99、η3 =0.97、η4 = 0.95、η5 = 0.98、η6 = 0.96 ，則： η*ηw = 0.970.990.990.960.980.980.96 =0.832 Pd = F*V/1000η*ηw = 12000353.14400／601000(10000.53) kW =10.56 kW 根據Pd選取電動機的額定功率Pw使Pm = (1∽1.25)Pd = 10.56∽12.96kW 由

8、查表得電動機的額定功率 Pw = 13 kW （3） 確定電動機的轉速： 卷筒軸的工作轉速為： nw = 35 r/min 按推薦的合理傳動比范圍，取開式傳動的傳動比i1 = 3 ∽ 5，單級齒輪傳動比i2 = 3 ∽ 5 則合理總傳動比的范圍為: i = 9 ∽ 25 故電動機的轉速范圍為： nd = i*nw = (9∽25)35 r/min = 315∽875 r/min 根據計算出的容量，由附表適用的電動機型號，其技術參數(shù)及傳動比的比較情況見下表。 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及鏈傳動和減速器的傳動比，價格適合。因此選定電動機型號為Y180L-6,所選電動

9、機的額定功率Ped = 13kW，滿載轉速nm = 675 r/min ，總傳動比適中，傳動裝置結構緊湊。 電動機型號 額定功率/kw 滿載轉速（r/min） 堵轉轉矩 最大轉矩 YZ180L—8 13 675 1.8 2.0 第二節(jié) 計算總傳動比并分配各級傳動比 電動機確定后，根據電動機的滿載轉速和工作裝置的轉速就可以計算傳動裝置的總傳動比。 （1） 計算總傳動比： i = nm/nw = 675/35= 19.28 （2） 分配各級傳動比： 為使開式傳動的尺寸不至過大，滿足ib

10、23.10/ 3.5 = 4.59 （3） 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)： 各軸的轉速 nΙ= nm = 675 r/min nΠ= nΙ/ib = 675/4.59 = 147.05 r/min nw = nΠ/ig =35.01 r/min 各軸的功率 PΙ= Pm*η1 =13.72ⅹ0.92= 12.629 kW PΠ=PΙ*η2 *η3 =12.6920.990.97 =12.315kW Pw = PΠ*η2*η4 = 12.3150.990.95 = 11.582kW (4 ) 各軸的轉矩 電動機的輸出軸轉矩 Td

11、 Td = 9550Pm/nm =955012.629/675 = 182.1Nm 其他軸轉矩 TΙ= 9550PΙ/nΙ = 955012.629/675 = 142.26 Nm TΠ= 9550PΠ/nΠ= 955012.315/147.05=799.77Nm Tw= 9550Pw/nⅢ = 955011.582/35.01=3159.32 Nm 第三節(jié) 各軸的轉速，功率及轉矩，列成表格 參 數(shù) 軸 名 電動機軸 Ι 軸 Π 軸 卷筒軸 轉 速 675 675 147 35 功 率 13.

12、72 12.629 12.315 11.582 轉 矩 142.26 142.26 799.77 3159.32 傳動比 1 4.59 4.2 效 率 0.92 0.97 0.94 開式齒輪傳動是屬于嚙合運動特點有：用在低速級，潤滑條件差，磨損嚴重，只須計算齒輪的彎曲強度.再將所的的模數(shù)值增大10%—20%.. 四．齒輪的設計計算 1齒輪的材料的選擇 料選用20CrMnTiA合金鋼滲碳淬火。由表6-5，表6-6，齒面硬度56-62HRC， =1079，=834。由表6-4選擇齒輪精度7級。 該對齒輪為硬齒面齒輪，先按齒根彎曲疲勞強度設計，再按齒面接

13、觸疲勞強度校核。 2按齒根的彎曲設計 曲疲勞強度設計 由公式 由式 T=9.55*P/N 小齒輪轉矩=9.5518.5/970=18.21N.㎜ 取=23， i =3.5 , =3.8723=89.01，取=89 實際傳動比=89/23=3.8697傳動比相對誤差=|- i |/ i =0.0078％，齒數(shù)選擇滿足要求。 大齒輪轉速=/=970/3.8697=250.66r/min。 由表6-10，硬齒面齒輪，非對稱安裝，取齒寬系數(shù) =0.5,由表6-7查得，使用系數(shù)=1

14、.25；參照圖6-6b，試取動載系數(shù)=1.05，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取齒向載荷分布系數(shù)=1.14；由表6-8，按齒面硬化，斜齒輪，/b>100N/㎜，齒間載荷分配系數(shù)=1.2。 由式（6-4）載荷系數(shù)K==1.796 齒形系數(shù)按當量齒數(shù)=Z/，由圖6-18查得：設螺旋角β=15，=/=25.5, =/ =98.64,則小齒輪齒形系數(shù)=2.65，大齒輪齒形系數(shù)=2.3 小齒輪應力修正系數(shù)=1.59,大齒輪應力修正系數(shù)=1.78 ，tan=tan/cosβ =tan20/cos15=0.377 =20.6469=2038′49″，查得/=0.032， /=0.0095，代

15、入=23， =89，得 =0.736， =0.846,= +=1.472。 由式（6-16）=bsin/=0.98 由圖6-20查得，重合度系數(shù)=0.75。 由圖6-29查得，=0.87。 按式（6-14）計算彎曲疲勞許用應力 =/ 按圖6-24查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力 ==500Mpa。 由表6-13計算彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)：小齒輪應力循環(huán)次數(shù)環(huán)次數(shù)=60γ =609701 =/3.8697=2.509 =（3/=0.8908 =（3/=0.9152 由圖6-25查取尺寸系數(shù)=1。由式（

16、6-14）=2 彎曲疲勞強度安全系數(shù)=1.25 =/=712.4MPa =/=732.16Mpa 比較=2.651.59/664=0.0063 =0.0057,>,應按小齒齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度。 代入公式（6-20） = ==2.1211㎜ 按表6-1，取標準模數(shù)=2.5㎜ 由公式a=（+）/2cosβ=3（23+89）/2cos15 =144.94 圓整取中心距a=174mm cos==0.9884 β=8.746 故螺旋角在8—25 計算大小齒輪分度圓直徑 =/ co

17、sβ=58.17㎜ =/ cosβ=225.11㎜ 校核原假設的系數(shù) 齒輪的速度v=/601000=2.95m/s, v/100=0.695m/s,由圖6-8b查得=1.05，與原取值一致。 齒寬b==0.558.17=29.05㎜ 為補償兩輪州向尺寸誤差 取=35㎜,=30㎜ 3.按觸疲勞強度校核 由式（6-17） =268.4 由表6-9查得，彈性系數(shù)=0.8；由圖6-14查得，節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.42；按圖6-12，圖6-13查得，重合度系數(shù)=0.8；由圖6-28查得，螺旋角系數(shù)=0.982。 接觸疲勞許用應力=/ 由圖6-23查得，齒輪材料

18、接觸疲勞極限應力 =1500Mpa。 由表6-11查得接觸疲勞度計算的壽命系數(shù)： =（5/=（5/9.711 =0.913 =（5/=（5/2.509 =0.951 由圖6-23查得，工作硬化系數(shù)=1 由表6-12，接觸疲勞強度安全系數(shù)=1 =/=15000.9131/1 =1369.5MPa =/=1426.5MPa 將以上各值代入斜齒輪接觸疲勞校核公式 =268.4=268.412.420.8

19、0.982 =31027.44MPa=1369.5Mpa 彎曲強度疲勞足夠。 五.軸與軸承的設計計算及校核 軸的設計及鍵聯(lián)接的選擇與校核 軸主要用來支承作旋轉運動的零件，如齒輪、帶輪，以傳遞運動和動力。本減速器有兩根軸，根據設計要求，設計的具體步驟、內容如下： 第一軸的設計 1、 選擇軸的材料確定許用應力 普通用途、中小功率減速器，選用45鋼，正火處理。查表2-7, 取 =600 Mpa, =95 MPa 2、 按彎曲許用切應力，初估軸的最小直徑 由表2-6,查得C=110, =40 Mpa,按式（2-44）得, =32.70mm 因Ⅰ軸上

20、開有鍵槽,應增大軸頸以考慮鍵槽對軸強度的削弱,則直徑應增大5%～7%， ≥32.70(1+7%)=34.989㎜ 初定Ⅰ軸的最小直徑=35㎜。 3.確定齒輪和軸承的潤滑 計算齒輪圓周速度 =0.502m/s 齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑。 4.軸得初步設計 根據軸系結構分析要點，結合后述尺寸確定，按比例繪制軸的草圖，如圖2-2?？紤]到斜齒圓柱齒輪傳動，選用角接觸球軸承，采用內嵌式軸承蓋實現(xiàn)軸承兩端單向固定，依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周向固定，利用軸肩結構實現(xiàn)軸與軸承的軸向固定?？紤]到小齒輪分度圓直徑與軸的直徑差距不大的情況，采用齒輪軸的結構方案，如圖2-2示。

21、軸與其它零部件相配合的具體情況見后裝配。 圖 2-2 5.軸的結構設計` 軸的結構設計主要有三項內容：（1）各軸段徑向尺寸的確定；（2）各軸段軸向長度的確定；（3）其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定。 （1） 徑向尺寸的確定 如上草圖所示，從軸段=35㎜開始，逐段選取相鄰軸段的直徑。起定位固定作用，定位軸肩高度h可在（2～3）C范圍內經驗選?。–為大鏈輪內孔倒角尺寸，取C=1㎜），故= +2h≥35+2(11)=37 mm,按軸的標準直徑系列取=37mm 。與軸承內徑相配合，考慮安裝方便，結合軸的標準直徑系列并符合軸承內徑系列，取=

22、40 mm，選定軸承代號為7408AC。起定位作用，上套擋油環(huán)，按軸的標準直徑系列，取=45 mm。d即為小齒輪部分，將作為分度圓的直徑，即=59.51 mm。 ==45 mm，==40mm （2） 軸向尺寸的確定 小齒輪齒寬=35㎜, =38㎜,與大鏈輪相配合,因鏈輪寬為108㎜，同理取軸段長=110?？紤]安裝方便軸承蓋至帶輪距離=30，初步取=35 mm。與軸承相配合，查軸承安裝尺寸寬度=25mm,于是取=25 mm。一般情況下，齒輪端面與箱壁的距離取10～15 mm,軸承端面與箱體內壁的距離=3～5 mm,>箱體的內壁，結合大軸的尺寸取=20mm ==20mm, ==25 mm

23、 兩軸承中心間跨距=140mm 6.軸得強度校核 （3） 計算齒輪受力 轉矩 =0.7384Nmm 齒輪切向力=4.219kN 徑向力： F=tan=4.219tan20=1.536kN 軸向力 =tanβ=4.219tan15=1.13kN （2） 計算支反力和彎矩并校核 （a）水平面上 ===2.11kN C點彎矩: =147.7 D點彎矩：=73.85 水平面彎矩和受力圖如上圖： （b）垂直面上 支反力： =0.95kN =0.586KN C點彎矩：66.5kN.㎜ D點彎矩：=35=33.25kN.㎜ （c）求合成彎矩 ==161.9

24、8kN.㎜ ==81kN.㎜ C點當量彎矩： ===174.24KN.㎜ D點當量彎矩： ==103.36KN.㎜ 所以,= =26.37㎜ =22.15㎜ 考慮到鍵,所以 =26.37105%=27.68㎜ =22.15105%=23.26㎜ 實際直徑為40㎜,強度足夠.如所選超凡直徑和鍵連接等計算后壽命和強度均能滿足,則該軸的結構設計無須修改. （3）繪制軸的零件工作圖。（從略） 根據上述設計結果設計第二軸， 2.4第二軸的設計 1.擇軸的材料確定許用應力 普通用途、中小功率減速器，選用45鋼，正火

25、處理。查表2-7 取σ=600 MPa, =95 MPa。 2、按扭轉強度，初估軸的最小直徑 由表2-6查得C=110，=40 Mpa按式（2-44）得 d≥C=50.46mm 由于鍵槽的存在,應增大軸頸以考慮其對軸強度的影響 到d=d(1+7%)=54㎜ 軸伸安裝聯(lián)軸器，考慮到該軸傳遞的扭矩較大，選用彈性柱銷聯(lián) 器，查設計手冊得聯(lián)軸器型號標記為 GB5014-85，可知，與聯(lián)軸器相聯(lián)的軸的直徑為60㎜，也即=60㎜。 1.確定齒輪和軸承的潤滑 計算齒輪圓周速度 =小齒輪的速度=0.508m/s 齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑。 2.軸得初步設計 根

26、據軸系結構分析要點，結合后述尺寸確定，按比例繪制軸的草圖， 如圖2-4。 考慮到斜齒圓柱齒輪傳動，選用角接觸球軸承，采用螺栓聯(lián)接式軸承蓋實現(xiàn)軸兩端單向固定，依靠普通平鍵聯(lián)接實現(xiàn)周向固定，大齒輪的軸向固定采用軸肩與套筒相配合實現(xiàn)，軸采用階梯軸的結構來實現(xiàn)零件的軸向固定，如圖2-4示。軸與其它零部件相配合的具體情況見后裝配。 圖 2-4 3.軸的結構設計` 軸的結構設計主要有三項內容：（1）各軸段徑向尺寸的確定；（2）各軸段軸向長度的確定；（3）其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定。 a) 徑向尺寸的確定 如上草圖所示，從軸段=60㎜開始，逐段選取相鄰軸段的直徑。起

27、定位固定作用，定位軸肩高度h可在（2～3）C（C為聯(lián)軸器內孔倒角尺寸，取C=1㎜）范圍內經驗選取，故= +22C≥60+2（21）=59 mm,按軸的標準直徑系列取=65 mm 。d與軸承內徑相配合，考慮安裝方便，結合軸的標準直徑系列并查機械設計手冊，取=70 mm，選定軸承代號為7214AC。為與大齒輪裝配部分，其直徑應與大齒輪的內孔直徑相一致，即 =72 mm。為軸肩直徑，起定位作用，同理，按軸的標準直徑系列，取 =75mm，==70 mm b) 軸向尺寸的確定 大齒輪齒寬=30 mm,取=30 mm，L與聯(lián)軸器配合,因選取聯(lián)軸器是彈性柱銷聯(lián)軸器，取軸段長=110 mm?？紤]軸承蓋螺釘

28、至聯(lián)軸器距離=30，軸承端蓋長為20，初步取=50 mm。與軸承相配合，查軸承寬度B=24 mm，,定位環(huán)長13 mm,于是取=40mm。起定位作用，取=2h=10mm。與軸承相配，查軸承寬度B=24mm,于是取=30 mm 4.軸的強度校核 1)計算齒輪受力 前面計算出:轉矩 T=0.92193 Nmm 齒輪切向力: F==7.32KN 徑向力: F= Ftan=7.32tan20=2.664KN 軸向力: =tanβ=1.96KN 2)計算支承反力及彎矩 （a）水平面上 ===3.66kN C點彎矩 =3.661402=256.2KN.㎜ （b）垂直

29、面上 =3.096KN =0.432KN C點彎矩：216.72kN.㎜ （c）求合成彎矩 ==335.57kN.㎜ C點當量彎矩： ==609.61KN.㎜ 所以,=40.03㎜ 考慮到鍵,所以 =42.06105%=42.03㎜ 實際直徑為60㎜,強度足夠.如所選超凡直徑和鍵連接等計算后壽命和強度均能滿足,則該軸的結構設計無須修改。 （8）繪制軸的零件工作圖。（從略） 六、鍵等相關標準鍵的選擇 標準鍵的選擇包括鍵的選擇，聯(lián)軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇，銷的選擇、墊圈、墊片的選擇。 （1） 鍵

30、的選擇 查表4-1（機械設計基礎課程設計） Ι軸與齒輪相配合的鍵：b = 12 mm, h = 8 mm, t = 5.0mm, t1=3.3mm Π軸與大齒輪相配合的鍵：b = 18mm, h = 11mm, t = 7.0mm, t1 = 4.4mm Π軸與聯(lián)軸器相配合的鍵：b = 14mm, h = 9mm, t = 5.5mm, t 1= 3.8mm （2） 聯(lián)軸器的選擇 根據軸設計中的相關數(shù)據，查表4-1（機械設計基礎課程設計），選用聯(lián)軸器的型號為HL2, GB5014 – 85。 （3） 螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇 考慮到減速器的工作條件，后續(xù)想

31、體的附件的結構，以及其他因素的影響 選用螺栓GB5782 – 86, M6*25和GB5782 – 86, M10*35 ，GB5782 – 86, M10*25三種。 選用螺母GB6170 – 86, M10和GB6170 – 86, M12兩種。 選用螺釘GB5782 – 86, M6*25和GB5782 – 86, M6*30兩種。 七、減速器的潤滑與密封 1、 傳動件的潤滑 浸油潤滑：浸油潤滑適用于齒輪圓周速度V≤12m/s的減速器。為了減小齒輪的阻力和油的升溫，齒輪浸入油中的深度以1∽2個齒高為宜，速度高時還應淺些，在0.7個齒高上下，但至少要有10mm,速度低時

32、，允許浸入深度達1/6∽1/3的大齒輪頂圓半徑。油池保持一定深度，一般大齒輪齒頂圓到油池底面的距離不應小于30∽50mm。以免太淺會激起沉積在箱底的油泥，油池中應保持一定的油量，油量可按每千瓦約350∽700cm3來確定，在大功率時用較小值。 2、 滾動軸承的潤滑：減速器中滾動軸承的潤滑應盡可能利用傳動件的潤滑油來實現(xiàn)，通常根據齒輪的圓周速度來選擇潤滑方式，本設計采用潤滑脂潤滑，并在軸承內側設置擋油環(huán)，以免油池中的稀油進入舟車功能而使?jié)櫥♂尅? 3、 潤滑劑的選擇：潤滑劑的選擇與傳動類型、載荷性質、工作條件、轉動速度等多種因素有關。軸承負荷大、溫度高、應選用粘度較大的潤滑油。而軸承負荷較

33、小、溫度低、轉速高時，應選用粘度較小的潤滑油，一般減速器常采用HT-40,HT-50號機械油，也可采用HL-20,HL-30齒輪油。當采用潤滑脂潤滑時，軸承中潤滑脂裝入量可占軸承室空間的1/3~1/2。 4、 減速器的密封：減速器的密封是為了防止漏油和外界灰塵和水等進入常見的漏油部位有分箱面、軸頭、蓋端及視孔蓋等。 分箱面的密封，可在箱體剖分面上開回油槽，軸伸出處密封的裝置有墊圈，O型橡膠圈和唇形密封圈。 八、箱體結構設計 小型圓柱齒輪，為了使結構緊湊，重量較輕，采用整體式箱體，它的材料為HL150。 名稱 符號 減速器形式及尺寸關系/mm 本次設計取值/mm 齒

34、 輪 箱體壁厚 =8 箱蓋壁厚 =8 箱蓋凸緣厚度 =12 箱座凸緣厚度 =12 箱座底凸緣厚度 =20 地腳螺栓直徑及數(shù)目 、n 時，n=4 =18,n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 0.75 =13 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 =10 聯(lián)接螺栓的間距 =180 檢查孔蓋螺釘直徑 =6 定位銷直徑 =7 、、至外箱壁距離 由螺栓確定 =16 、至凸緣距離 由螺栓確定 =14 軸承旁凸臺半徑 =14 凸臺高度 根據低速級軸承座外徑

35、確定 =30 外箱壁至軸承座端面的距離 =50 齒輪頂圓與內箱壁間的距離 > =20 齒輪端面與內箱壁間的距離 > =10 箱蓋、箱座肋厚 、 , =7 =7 軸承座外徑 =125/90 軸承端蓋螺釘直徑 =6 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 一般取 S=150 九、設計小結 在馬老師的耐心指導下，以及各位同學的討論中，經過兩周多時間的設計，本課題——單級斜齒圓柱齒輪傳動設計+鏈傳動。其說明書的編寫終于完成。本設計雖然較簡單，但通過這一設計實踐，我感到自己在這方面仍存在許多不足之處，對于我的本次

36、設計，我覺得設計計算部分非常認真，該方案結構簡單，易于加工，裝配。且經濟實用，可適用于精度要求不高的場所。同時也存在有一些尺寸設計方面的誤差，對材料的選擇也并非完全合理。希望指導老師能批正。通過此設計，使我加深了對機械設計基礎及有關課程和知識，提高了綜合運用這些知識的能力。并為在今后學習本專業(yè)打下了 必須的基礎，并提高了運用設計資料，及國家標準的能力。 十、參考文獻 [1]孫桓、陳作模主編.《機械原理》.高等教育出版社出版. [2] 席偉光、楊光、李波主編.《機械設計基礎課程設計》. 高等教育出版社出版. [3]吳宗澤、羅圣國主編.《機械設計課程設計手冊》.高等教育出版社出版. [4]吳宗澤主編.《機械設計》.高等教育出版社出版. 26