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免費盤(pán)磨機傳動(dòng)裝置(一)
原始數據：
主軸轉速n主/(r/min) 圓錐齒輪傳動(dòng)比i 電動(dòng)機功率P/kw 電機轉速n電/(r/min) 每日工作時(shí)間/h 傳動(dòng)工作年限 /a
50 4 5.5 1500 8 8
注：傳動(dòng)不逆轉，有輕微震動(dòng)，起動(dòng)載荷為名義載荷的1.5倍，主軸轉速允許誤差為±5%。
設計工作量：
設計說(shuō)明書(shū)一份；
見(jiàn)速器裝配圖一張（A0或A1）；
減速器工作圖1～3張。
一 . 總體設計：
(一).電動(dòng)機的選擇
1.根據動(dòng)力源和工作條件運用Y系列三相異步電動(dòng)機；
2.由給定的電動(dòng)機功率5.5KW，電動(dòng)機轉速為1500r/min，選取電動(dòng)機型號為Y132S-4；由電動(dòng)機技術(shù)數據可查得電動(dòng)機機座中心高為132mm，外伸軸徑為38mm，外伸軸長(cháng)度為80mm；
3.工作機主軸轉速n主=50r/min，總傳動(dòng)比i=，其中n為電動(dòng)機滿(mǎn)載轉速，其滿(mǎn)載轉速為1440r/min，故i==28.8，為了計算各軸的功率P，需確定傳動(dòng)裝置的總效率。
(二).傳動(dòng)比的分配
現總傳動(dòng)比i=28.8，圓錐齒輪的傳動(dòng)比i=4，減速器傳動(dòng)i===7.2,考慮兩極齒輪潤滑問(wèn)題，兩級大齒輪應有相應的進(jìn)油深度，兩齒輪減速器高速級傳動(dòng)比i與底速級傳動(dòng)比i的比值取為1.3,即i=1.3i,則i===3.06
i===2.35
(三).傳動(dòng)裝置的運動(dòng)和動(dòng)力參數計算
1.各軸轉速的計算
n=n=1440r/min
n=n/i=1440/3.06=470.59r/min
n=n/(ii)=1440/7.2=200r/min
n=n=50r/min
2.各軸輸入功率計算
P=5.5KW
P= P=5.50.99=5.445KW
P= P=5.4450.970.98=5.17KW
P= P=5.170.970.98=4.914KW
P=P=4.9140.940.990.98=4.768KW
3.各軸的輸入轉矩計算
T=9550 P/ n=95505.5/1440=36.48N·m
T= T=36.48N·m
T=9550 P/ n=95505.17/470.59=104.92 N·m
T=9550 P/ n=95504.914/200=914.126 N·m
T=9550 P/ n=95504.768/50=914.126 N·m
將各軸的運動(dòng)和運動(dòng)力參數列表如下表
各軸的運動(dòng)和運動(dòng)力參數:
二．傳動(dòng)零件的設計算
注：本計算示例采用機械工業(yè)正版 張文成主編在《機械設計基礎》第二版講述的計算方法，有關(guān)設計計算工式圖表數據引自此書(shū).
（一）圓錐齒輪傳動(dòng)的設計
1.選定圓錐齒輪類(lèi)型、精度等級、材料及齒數
①按照傳動(dòng)方案選用直齒圓錐齒輪傳動(dòng)交錯=90
②由于直齒圓錐齒輪的小齒輪數走為200r/min ,轉速不高,初選8級精度;
③材料選擇由直齒錐齒輪加工多為直齒，不宜采用硬齒面，由引用教材表13-1和表13-2并考慮HBW=HBW+(30-50) 的要求，小齒輪選用42siMn鋼，調質(zhì)處理，齒面硬度取200HBW;
④選取小齒輪點(diǎn)數為20，則Z=iZ=420=80,齒數比u=i=4.
2.按齒面接角疲勞強度設計
=
確定許用應由所引用的教材表13-11C，圖13-14C查得
=680MPa =560MPa
=230MPa =190Mpa
由此引用教材表13-5，查得 ， 故：
[]=
[]=
[]=
[]=
計算
由傳動(dòng)有沖擊，取載荷系數為K=1.6，小齒輪轉矩
T=9.55×10×P/ n=9.55×10×=234643.5N·mm取齒寬西數=0.3，故有錐距
Re≥
=
=235.99mm
確定基本參數計算齒輪的主要尺寸
取 Z=20 則 Z2=Iz1=4×20=80
確定大端模數，由公式
所引用教材表5-2 取me=5.5mm
確定錐距Re
Re=
分度圓直徑：
分度圓錐角：
齒寬b:
b=
最大齒寬為mm，小齒輪寬mm
當量齒數ZV
ZV1=
ZV2=
③.驗算齒根彎曲疲勞強度
由引用教材13-13得YF1=2.85 YF2=2.18
將各數據代入下式
故安全
3.驗算圓周速度
齒寬中點(diǎn)的分度圓直徑：dm1=d1-bsin=110-72×sin
=92.64mm
Vm=
由引用教材表13-3知 選8級精度合適。
=90標準直齒錐齒輪的幾何尺寸計算如下：
名稱(chēng) 符號 計算公式及參數選擇
大端模數 5.5
傳動(dòng)比 4
分度圓錐角 =14°24′36″=75°35′24″
分度圓直徑 =110mm =440mm
齒頂高 5.5
齒根高
全齒高
頂隙 c
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
外錐距 226.77
齒寬
齒頂角 =
齒根角 =
根錐角
頂錐角
錐齒結構設計：
宜采用實(shí)心式錐齒輪結構，而大齒輪直徑大，宜采用加強肋的腹板式錐齒輪結構，結構尺寸按驗算公式和后續設計的中間軸配合段直徑計算，其尺寸如下圖：
小錐齒輪結構圖
大錐齒輪結構圖
大齒輪結構尺寸
名稱(chēng) 結構尺寸經(jīng)驗計算公式 結果/mm
轂孔直徑 由中間軸設計而定d=d 60
輪轂直徑 dh=1.6d 96
輪轂寬度 =1.5 90
板孔分布圓直徑 按結構取定 100
板孔直徑 按結構取定 20
腹板厚度 C=(0.2～0.3)b 21.6
強肋板厚度 S=0.8c 17.28
(二).高速級齒輪傳動(dòng)設計
1．選定高速級齒輪類(lèi)型、精度等級、材料及齒數
①．按傳動(dòng)方案選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)；
②．由于轉速不高，初選8級精度；
材料選擇，由所引用教材表13-1確定兩齒輪都選用20CrMnTi，滲碳淬火，其硬度小齒取59HRC，大齒輪56HRC。
確定許用應力，由所引用教材13-11d，圖13-14d，查得：
由所引用教材表13-5查得S1=1.3和SF=1.6 故
因屬硬齒面，故按齒根彎曲疲勞強度進(jìn)行設計
2．齒根彎曲疲勞強度設計
≥
小齒輪轉距T1=36480N·mm
取齒寬系數，載荷系數k=1.6
初選螺旋角
取齒數Z1=20,因減速傳動(dòng)比i=3.06。
Z2=uz1=3.06×20=61.2
當量齒數
由引用教材13-13查得=2.80
=2.34
（6）比較/，與
/=2.80/161.9=0.0173
=2.34/157.5=0.0148
的數值較小，將大值與上述各數值代入式中得：
=1.67mm
由引用教材5-2取=2 mm
3．確定基本參數
（1）初算中心距
===84.89 mm 取=85 mm
修正螺旋角
=arcos=arcos=
齒寬
b= mm
取=40 m mm
分度圓直徑
=m=2 mm
= mm
其余尺寸見(jiàn)后表
4．驗算齒面接觸疲勞強度
（1）由式=驗算齒面接觸疲勞強度
= MPa <[] 安全
（2）驗算圓周速度
由表13-3知，選8級精度合適
（三）.低速級齒輪傳動(dòng)設計（具體步驟同高速級的，這里從略）
高速級齒輪傳動(dòng)的尺寸
名稱(chēng) 計算公式 結果/mm
法面模數 2
法面壓力角 20
螺旋角 14.86°
齒數
傳動(dòng)比 3.06
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
中心距 85
齒寬
低速級齒輪傳動(dòng)尺寸
名稱(chēng) 計算公式 結果/mm
法面模數 2.25
法面壓力角 20°
螺旋角 16.85°
齒數
24
56
傳動(dòng)比 2.35
分度圓直徑
56.42
131.65
齒頂圓直徑
60.92
136.15
齒根圓直徑
50.795
126.025
中心距 94
齒寬
42
38
大齒輪結構尺寸
名稱(chēng) 結構尺寸驗算計算公式 結果/mm
轂孔直徑d 由中間軸設計而定 40
輪轂直徑D D=1.6d 64
輪轂寬度D0 L=(1.2-1.5)d=48～60 50
腹板最大直徑C D0≈da-(10～14)mn 104.5
腹板厚度L C=(0.2～0.3)B 10.5
5．齒輪結構設計
小齒輪由于直徑小，采用齒輪軸結構，大齒輪2采用實(shí)心式齒輪結構，結構尺寸按經(jīng)驗公式和后續設計的中間軸配合段直徑計算，圖如下：
三 . 軸的設計
（一） 軸的材料選擇和最小直徑估算
根據工作條件，初選軸的材料為45鋼，調質(zhì)處理，按扭轉強度法進(jìn)行最小值估算。即：d=C。初算軸徑時(shí)，若最小值徑軸段開(kāi)有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響，當該軸段截面上有一個(gè)鍵槽時(shí)d增大3%，兩個(gè)鍵槽時(shí)d增大7%，然后圓整到標準值。C值由所引用教材表16-3取得，高速軸C=118;中間軸C=110;低速軸C=118.
高速軸：d= =118×=18.39mm 因高速軸最小直徑安裝聯(lián)軸器，設有一個(gè)鍵槽則d=(1+3%)d=18.94mm,取整數d=20mm.
中間軸：d=C=110×=24.46mm 因中間軸最小直徑處安裝滾動(dòng)軸承，取為標準值d=30mm
低速軸：d=C=118×=34.31mm 因低速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設有一個(gè)鍵槽則 d=(1+3%) dl=35.34,取標準值d3 lmin=38mm
(二)減速器裝配草圖設計
根據軸上零件的結構、定位、裝配關(guān)系軸向寬度及零件間的相對位置等要求，初步設計減速器裝配草圖如下。
（三）軸的結構設計
1、高速軸的結構設計
高速軸軸系結構如裝配草圖所示
（1）各軸段直徑的確定
d:最小直徑安裝聯(lián)軸器段，d= d=20mm
d:密封處軸段，根據聯(lián)軸器的軸向定位要求、定位高度h=(0.07～0.1) d以及密封圈的標準（擬采用氈圈密封），d=26mm
d:滾動(dòng)軸承處軸段，d=30mm 滾動(dòng)軸承選取30206GB/T297-94其尺寸d×D×T×B×C=30mm×62mm×17.25mm×16mm×14mm.
d:過(guò)渡軸段，滾動(dòng)承采用脂潤滑，考慮擋油盤(pán)的軸向定位d=34mm，
齒輪處軸段，由于小齒輪直徑較小采用齒輪軸結構，所以軸和齒輪的材料、熱處理方式需一樣，均為20Cr 滲碳淬火。
d:滾動(dòng)軸承處軸段，d= d=30mm.
（2）各軸段長(cháng)度的確定
l:由聯(lián)軸器的長(cháng)度L=38確定l=38mm
l:由箱體、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定l=41mm
l:由滾動(dòng)軸承、擋油盤(pán)及裝配關(guān)系等確定l=32.25mm
l:由裝配關(guān)系、箱體結構等確定l=52mm
l:由高速級小齒輪寬度B=40mm確定l=40mm
l:由滾動(dòng)軸承、擋油盤(pán)及裝配關(guān)系等確定l=32.25mm
(3)細部結構參見(jiàn)中間軸
2、中間軸的結構設計
中間軸軸系的結構圖如下
中間軸軸系的結構圖
（1）各軸段直徑的確定
d:最小直徑，滾動(dòng)軸承處軸段d= d=30mm 滾動(dòng)軸承選取30206GB/T297-94其尺寸為d×D×T×B×C=30mm×62mm×17.25mm×16mm×14mm.
低速齒輪段：由于小齒輪直徑較小采用齒輪結構，所以軸的材料和熱處理方式均為20Cr 滲碳淬火。
d:軸環(huán) 根據齒輪的軸向定位要求確定d=46.81mm
d:高速級大齒輪軸 d=40mm
d:滾動(dòng)軸承處軸段 d= d=30mm.
(2) 各軸長(cháng)度的確定
l:由滾動(dòng)軸承、擋油盤(pán)及裝配關(guān)系確定 l=32.25mm
l:由低速級小齒輪齒寬確定 l=B=42mm
l:軸環(huán)寬度 l=10mm
l:由高速級大齒輪的轂孔寬度確定 l=B=37mm
l:由滾動(dòng)軸承、擋油盤(pán)及裝配關(guān)系等確定 l=32.25mm
(3) 細部結構設計
由機械設計手冊查出高速級大齒輪處鍵 b×h－L=12mm×8mm－36mm(t=5.0mm r=0.25～0.40mm)
齒輪輪轂與軸的配合選為Ø40;滾動(dòng)軸承與軸的配合采用過(guò)渡配合。此軸段的直徑公差選 為Ø40m6;各軸肩處的過(guò)渡圓角半徑見(jiàn)下圖，各倒角為C2，各表面粗糙度見(jiàn)下圖
中間軸結構圖
3、低速軸的結構設計（低速軸軸系結構見(jiàn)草圖）
各軸段直徑的確定
d31 :滾動(dòng)軸承處軸 d31=45mm 滾動(dòng)軸承選取30209 GB/T297-94 其尺寸為d×D×T×B×C=45mm×85mm×20.75mm×19mm×16mm
d32:低速級大齒輪軸段d32=48mm
d33：軸環(huán) 根據齒輪的軸向定位要求d33=54 mm
d34：過(guò)渡軸段;考慮擋油盤(pán)的軸向定位 d34=d32=48mm
d35：滾動(dòng)軸承處軸段 d35= d31=45mm
d36：密封處軸段 根據聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（擬用氈圈密封）d36=42 mm
d37：最小直徑 安裝聯(lián)軸器的外伸軸段 d37=d3lmin=38mm
各軸段長(cháng)度的確定
L31:由滾動(dòng)軸承、擋油盤(pán)及裝配關(guān)系等確定。l31=34 mm
L32:由低速級大齒輪的轂孔寬B=38mm確定，l32=38mm
L33：軸環(huán)寬度l33=10mm
L34：由裝配關(guān)系、箱體結構等確定，l34=42.5mm
L35：由滾動(dòng)軸承、擋油盤(pán)及裝配關(guān)系等確定，l35=30mm
L36：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，l36=29mm
L37:由聯(lián)軸器的轂孔寬l1=82mm確定L37=82mm
（3）.細部結構設計略圖參見(jiàn)中間軸
四、軸的校核
這里以中間軸為例
軸的力學(xué)模型的建立軸上力的作用點(diǎn)位置和支點(diǎn)跨距的確定齒輪對軸的力作用點(diǎn)位置按簡(jiǎn)化原則應在齒輪寬度的中點(diǎn)，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點(diǎn)位置，軸上安裝30206軸承，從機械手冊中查得它的負荷作用中心到軸承外端面的跨距a=13.8mm，故可計算出支點(diǎn)跨距和軸上各力作用點(diǎn)互位置尺寸，支點(diǎn)跨距L≈124mm（實(shí)際123.85mm），低速級小齒輪的力作用點(diǎn)C到支點(diǎn)A距離L1≈38.5mm（實(shí)際38.51 mm），兩齒輪的力作用點(diǎn)之間的距離L2≈49.5mm（實(shí)際49.41 mm），高速級大齒輪的力作用點(diǎn)D 到右支點(diǎn)B距離L3≈36mm（實(shí)際35.93mm）
1、繪制軸的力學(xué)模型圖
初步選定高速級小齒輪為右旋，高速級大齒輪為左旋，根據中間軸所受軸向力最小要求，低速級小齒輪為左旋，低速級大齒輪為右旋。根據要求的傳動(dòng)速度方向，繪制的軸力學(xué)模型圖如圖1-a
(二)計算軸上的作用力
大齒輪：Ft2===1760.19N 圖1 軸的力學(xué)模型及轉矩、彎矩圖
a)力學(xué)模型圖 b)V模型圖c)V面彎矩
d) H面力學(xué)模型圖 e)H面彎矩圖
f)合成彎矩圖 g)轉矩圖
h)當量彎矩圖
Fr2= Ft2•=1760.19=662.85N
Fa2= Ft2•tan=1760.19×tan14.86=467.04N
小齒輪：Ft3===3719.25N
Fr3= Ft3•=3719.25×=1414.49N
Fa3= Ft3•tan=3719.25×tan16.85=1126.45N
(三) 計算支反力
1、垂直面支反力（XZ平面）圖1- b
由繞支點(diǎn)B的力矩和=0有：
FRAV•（L1+L2+L3）-Fr3•(L2+L3)+Fa3·+Fa2·+Fr2·L3=0
FRAV•（L1+L2+L3）-1414.49×(49.5+36)+1126.45×+467.04
×+662.85×36=0
FRAV•（L1+L2+L3 ）=35291.82N
FRAV =284.61N 方向向下
同理，由繞支點(diǎn)A的力矩和=0得：
-FRBV•(L1+L2+L3)-Fr2•(L1+L2)+Fa2•••••••+Fa3•Fr3•L1=0
-FRBV•(L1+L2+L3)-662.85×(38.5+49.5)+467.0)×+1126.45×+1414.49×38.5=0
-FRBV•(L1+L2+L3)=-57911.54N
FRBV =467.03N
由軸上的合力=0校核：
FRBV+ FRAV+ Fr2- Fr3=0
467.03+284.61+662.85-1414.49=0
計算無(wú)誤。
水平面支反力（XY平面）參看圖1-d
由繞支點(diǎn)B的力矩和=0得：
FRAH••(L1+L2+L3)-Ft3•(L2+L3)-Ft2•L3=0
FRAH••(L1+L2+L3)-3719.25×(49.5+36)-1760.19×36=0
FRAH=3075.51N 方向向下
同理，由繞支點(diǎn)A的力矩和=0得：
-FRBH•(L1+L2+L3)+Ft3•L1+Ft2•(L1+L2)=0
-FRBH•(L1+L2+L3)+3719.25×38.5+1760.19×(38.5+49.5)=0
FRBH=2403.93N 方向向下
由軸上的合力=0校核：
FRBH-Ft3-Ft2+FRBH=3075.51-3719.25-1760.19+2403.93=0
計算無(wú)誤。
A點(diǎn)總支反力FRA
FRA=
B點(diǎn)部支反力FRB
FRB=
（四） 繪制轉矩、彎矩圖
1、垂直面內的彎矩圖參看圖1-C
C處彎矩：MCV左=-FRAV
其中低速軸校核過(guò)程同上中溫度系數（軸承工作溫度小于120）。軸承具有足夠壽命。
C處彎矩:M左=-FL=-284.6138.5=-10957.49N.mm
M右=-F-
=-284.6138.5-1126.45=-42734.64N.mm
D處彎矩:M左=-F-F=-467.0336-467.04128.5/2
=-46820.4N.mm
2. 水平面內的彎矩圖1-e
C處；Mc=-F =-3075.5138.5=-118407.13N.mm
D處：M=-F=-24039.9336=-86541.48N.mm
3.合成彎矩圖1-f
C處；Mc左===118913.05N.mm
Mc右===125882.87N.mm
D 處； M===98395.01N.mm
M===88159.56N.mm
4.轉矩圖，圖1- g
T=T=104920N.mm
5.當量彎矩圖，參看圖f-19h
因為是單向回轉軸，所以扭轉切應力視為脈動(dòng)循環(huán)變應力，折算系數a=0.6。
aT=0.6×104920=62952N·mm
C處：左=左=118913.05N·mm
右===140746.05N·mm
D處：==116809.81N·mm
=·mm
㈤.彎扭合成強度校核
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度
根據選定的軸的材料20滲碳淬火，由所引用教材16-2查得，因＜.故強度足夠。
五.鍵的選擇與校核
1.低速級軸
選定低速級聯(lián)軸器處鍵為B6×32 GB/T1096-79尺寸b×h-L=6×6-32mm.鍵的工作長(cháng)度,鍵的接觸高度傳遞的轉矩；接引用教材表15-3查出鍵靜聯(lián)接時(shí)的擠壓許用應力∽（鍵材料為45鋼調質(zhì)）
﹤鍵聯(lián)接強度足夠
2．中間軸鍵的選擇校核
由于小齒輪為齒輪軸式結構不存在鍵，大齒輪處鍵為，標記：鍵12×36GB/T1096-79 齒輪軸段d=40mm.的工作長(cháng)度.傳遞的轉矩,按所引用教材表15-3查出鍵靜聯(lián)接時(shí)的擠壓許應力～(鍵材料為45鋼調質(zhì))
﹤
3．低速軸鍵的選擇與校核
選定齒輪處鍵1為標記:鍵14×32GB/T1096-79 聯(lián)軸器處鍵2為,標記鍵.由于是同一根軸上的鍵傳遞的轉矩相同,所以只需校核短的鍵1即可,齒輪軸的接觸段d=48mm;鍵的工作長(cháng)度鍵的接觸高度.傳遞的轉矩=234.64,按所引用教材表15-3查出鍵靜聯(lián)接時(shí)的擠壓許用應力～150(鍵材料為45鋼調質(zhì)).
﹤
鍵聯(lián)接強度足夠.
六.滾動(dòng)軸承的選擇與校核
1.滾動(dòng)軸承的選擇
根據載荷及速度情況,擬定選用圓錐滾子軸承.根據軸的結構設計此減速箱只用兩種型號的滾動(dòng)軸承分別是30206.30209其基本參數由機械手冊查出參數表如下:
Y
30206 43.2 50.5 0.37 1.6 0.9
30209 67.8 83.5 0.4 1.5 0.8
2．滾動(dòng)軸承的校核
軸承受力圖如右所示
高速級與中間的校核，
因為中間軸為高速軸
采用同一型號的滾動(dòng)
軸承，而中間軸受力
較大，所以只需校核
中間軸滾動(dòng)軸承。 軸承受力圖
.徑向載荷
根據軸的分析，可知：A點(diǎn)總支反力，B點(diǎn)總支反力
.軸向載荷
外部軸向力。從最不利受力情況考慮，指向A出1軸承（方向向左）；軸承派生軸向力由圓錐滾子軸承的計算公式 求出：（方向向右）；；因為，所以A處1軸承被放松，B處2軸承被壓緊。故
根據工作情況（無(wú)沖擊或輕微沖擊）由所引用教材表18-6查得載荷系數：
1軸承：
=1.2×(0.4×3085.54＋1.6×964.24)
= 3332.4N
2軸承:
=1.2×(0.4×2448.88＋1.6×1424.69)
=3910.87N
③.驗算軸承壽命
因,故只需驗算2軸承.軸承預期壽命與整機壽命相同為8(年)×360(天)×8(小時(shí))=19200 h
七．聯(lián)軸器的選擇
根據工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸選用彈性凸緣聯(lián)軸器，考慮到轉矩變化很小，去TIV=1.3，則T=T=1.3 N
按照計算轉矩T小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉矩的條件選手冊
選用TL7途緣聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉矩為500 N，孔徑d=45 mm,L=112 mm,L=84 mm 許用轉速為2800 r/min, 故適用。
標記為：TL7聯(lián)軸器4323—84
同理輸入軸也選用彈性凸緣聯(lián)軸器
T=1.3 N 按照計算轉矩T 小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉矩m條件查手冊選用YL5凸緣聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉矩為6.3 N，孔徑d=20 mm, L=108 mm, L=38 mm
標記 YL5聯(lián)軸器
八．箱體及其附件設計
箱體及其附件尺寸的確定，可由本書(shū)指導部分提供的有關(guān)數據、裝配圖設計步驟及其要領(lǐng)和有關(guān)標準進(jìn)行設計計算。設計過(guò)程略。
九．潤滑、密封的設計
潤滑、密封的設計，可由本書(shū)指導部分提供的有關(guān)數據、裝配圖設計步驟及其要領(lǐng)和有關(guān)標準進(jìn)行設計計算。設計過(guò)程略。
十、總結
通過(guò)這次課程設計，全面地溫習了以前所學(xué)過(guò)的知識，用理論聯(lián)系實(shí)際并結合機械設計課程和生產(chǎn)實(shí)際分析和解決實(shí)際問(wèn)題，鞏固、加深和擴展了有關(guān)機械設計方面的知識。尤其重要的是讓我們養成了科學(xué)的習慣。在設計過(guò)程中一定要注意掌握設計進(jìn)度，按預定計劃完成階段性的目標，在底圖設計階段，一定要整體把握，兼顧各部分的細節設計，注意設計計算與結構設計畫(huà)圖交替進(jìn)行，采用正確的設計方法“邊計算、邊畫(huà)圖、邊修改”。在整個(gè)設計過(guò)程中注意對設計資料和計算數據的保存和積累，保持記錄的完整性。在課程設計的實(shí)踐中進(jìn)行了設計基本技能的訓練，掌握了查閱和使用標準、規范、手冊、圖冊、及相關(guān)技術(shù)資料的基本技能以及計算、繪圖、數據處理等方面的能力。這些有助于樹(shù)立正確的工程設計思想，培養獨立、全面、科學(xué)的工程設計能力。俗話(huà)說(shuō)“凡事必親躬”,唯有自己親自去做的事，才懂得其過(guò)程的艱辛。通過(guò)做這次大作業(yè)，我著(zhù)實(shí)遇到了不少的困難，構思、定數據、畫(huà)圖、寫(xiě)說(shuō)明書(shū)等都得自己去做。開(kāi)始時(shí)，我甚至不知道從何入手，只能與同學(xué)們相互切磋，問(wèn)老師。這樣我慢慢地入了門(mén)，進(jìn)而也可以自己搞定了。這其中有一個(gè)習慣問(wèn)題最需要克服。眾所周知，課堂、書(shū)本給我們的都是一種確切的數據，但實(shí)際上你去做的時(shí)候就會(huì )發(fā)現它們都是經(jīng)驗性的，也就是說(shuō)需要你根據從資料上查得的范圍靠經(jīng)驗自己去定，這就給習慣于接受確切數字的我帶來(lái)了很大的挑戰。
回首這兩個(gè)星期，有過(guò)困難疑惑也有過(guò)歡樂(lè )收獲；有過(guò)挑燈夜戰也有過(guò)白日大睡。學(xué)會(huì )了各種資料的查找方法，促進(jìn)了同學(xué)之間的互助，也加深了我對設計尤其是機械設計的理解，同時(shí)，在設計中也存在很多不足的地方，比如：設計前沒(méi)有做好充分的準備，導致設計不知道如何下手，摸不著(zhù)頭腦。和同學(xué)合作不協(xié)調，甚至于諍論。也體現了我缺泛合作精神。沒(méi)有全面的了解整個(gè)設計的內容，便急于下手，查表緩慢，數據選擇、處理不當。甚至粗心大意，算錯數據導致功虧一簣。最大的不足：箱體的結構圖有些尺寸沒(méi)有依據，箱體殼的厚度不知，隨便定為20mm,箱體中心高也是如此，定為154mm;箱座螺選為六螺母M18×20mm.繪圖時(shí)，油標畫(huà)的不夠精確，過(guò)渡軸徑大小的確定沒(méi)有依據，圓角也沒(méi)有一個(gè)標準，都是憑想象。輸入軸的聯(lián)軸器選擇不大合適，一端太大，一端過(guò)小。材料的選擇：齒輪與軸的材料選擇不恰當，造成大材小用，不經(jīng)濟。
總之，要感謝老師您精心的指導，來(lái)回于學(xué)校與家的不便，再次說(shuō)聲謝謝，老師您辛苦了��！不足之處一定在以后的學(xué)習中加以改正，為以后從事設計工作做好鋪墊。
參考文獻
張久成 主編 機械設計基礎 2版 機械工業(yè)出版社
機械設計基礎課程設計指導書(shū)
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