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1、-一、设计任务一、设计任务见任务书原件二、电动机的选择计算二、电动机的选择计算按工作要求条件选用三相异步交流电动机，封闭式扇冷式结构,Y 系列。1、选择电动机功率FV31000.65滚筒所需的有效功率：PW 2.015kw1000100024传动装置的总效率：01234PW = 2.015kw查表 17-9 确定个部分效率如下:皮带传动效率：0 0.95齿轮啮合效率：1 0.97（齿轮精度为 8 级）滚动轴承效率：2 0.99（球轴承）联轴器效率：3 0.99滚筒效率：4 0.96传动总效率：0.950.9720.9940.990.960.816Pw2.015所需电动机功率：Pr=2.469k
2、w0.816查设计资料表 27-1，可选 Y 系列三相异步电动机 Y100L2-4 型，额定功率 P0=3kw；或选 Y 系列三相异步电动机 Y132S-6 型，额定功率 P0=3kw；均满足 P0Pr。2、选取电动机的转速.z.-滚筒轴转速：n方案号w60v600.6541.4r/minD3.140.3= 0.0816电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比Pr= 2.469kwY100L23.041500142034.312Y132S63.O100096023.2现以同步转速为 1500r/min 及 1000r/min 两种方案进行比较，由表 27-1 查得电动机数据，计算总传动比列于表
3、 1 中。表 1：电动机数据及传动比比较两种方案，方案 1 的减速器传动比更适合，由表 27-2 查得表 2：电动机型号为 Y100L24，其主要性能如下电动机额定功率 P0/ kw3电动机轴伸长度 E/mm电动机中心高 H/mm60100电动机满载转速 n0/(r/min)1420电动机轴伸直径 D/mm28堵转转矩/额定转矩 T/N.m 2.2三、传动装置的运动及动力参数计算1、分配传动比n142034.3总传动比：i0nw41.4根据设计资料表 17-9 可知i带=24 取i带2.8则减速器的传动比：i减i34.312.25i带2.8对减速器传动比进行分配时，为使两级传动浸油深度相近，且
4、.z.-避免中间轴大齿轮齿顶圆与低速轴不想碰，取双级齿轮减速器高速级的传动比：i121.35i减=4.061P0=3kwn0=1420r/min则低速级的传动比：i减12.253.012i23=i124.0672、各轴功率、转速和转矩的计算0 轴：0 轴即电动机轴P0=Pr=2.469kwn0=1420r/minPr2.46910316.61NmT0=9.559.55n01420轴：I 轴即减速器高速轴P1=P001=P00=2.4690.95=2.346kwi=34.3n01420507r/minn1=i带2.8P12.346103T1=9.559.5544.18Nmn1507轴：轴即减速器
5、中间轴i带=2.8i减=12.25i12=4.061i23=3.012P2 =P112=2.3460.970.99=2.253kwn1507124.6r /minn2=i124.067T2=9.55P22.253109.55172.66Nmn2124.6.z.3-轴：轴即减速器的低速轴转速功率轴 序/K号W）（r/min/ N m/转矩 T传动形式传动比效率Po=2.469 kwno=1420r/minT0=16.61NmP3 =P212=2.2530.970.99=2.163kwn2124.641.4r/minn3=i233.012P32.163103T3=9.559.55 499.1Nmn
6、341.4轴：轴即传动滚筒轴P1=2.346 kwn1=507r/minT1=44.18NmP4=P323=2.1630.990.99=2.12kwn4= n3=41.4r/minP2=2.253 8kwn2=124.6r/minT2=172.66NmP42.12103489.1NmT4=9.559.55n441.4将上述计算结果汇总如下.z.-2.46092.346齿轮传动2.2532.1632.1241.4489.141.4499.1联轴器1.00.98124.6172.66齿轮传动3.0120.964.0670.9650744.18142016.61带传动2.80.95P3=2.163k
7、wn3=41.4r/minT3=499.1 NmP4=2.12kwn4=41.4r/minT4=489.1 Nm表三：各轴运动及动力参数四、传动零件的设计计算1、带传动的设计计算1）确定设计功率 PC由教材书表 44 查得工作状况系数 KA=1.1计算功率：PC=KAP=1.12.469=2.716kw2）选取 V 带型号根据 PC和 n0由图 4-12 确定，因 Pc、n0工作点处于 A 型区，故选 A 型 V 带。3）确定带轮基准直径dd1、dd2选择小带轮直径dd1由表 4-5 和表 4-6 确定， 由于占用空间限制不严格， 取dd1dmin.z.-对传动有利，按表 4-6 取标准值，取
8、dd1=100mm。验算带速 VV=dd1n01001420=7.4m/s60 1000601000在 525m/s 之间，故合乎要求。确定从动轮基准直径dd2dd2=i带dd1=2.8100=280mm查教材表 4-6 取dd2=280mm实际从动轮转速n2和实际传动比 i不计影响，若算得n2与预定转速相差5为允许。d2802.8i=d2=dd1100n1507-507 0% 5%507n01420 507r/mini2.8Pc=2.716kw4）确定中心距 a 和带的基准长度 Ld初定中心a0因没有给定中心距，故按教材书式 425 确定按：0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)得
9、：0.7（100+280）a02(100+280)266mma0760mm取a0=500mm。确定带的计算基准长度 Lc：按教材式 4-26：(dd2dd1)2Lc2a0+(dd1+dd2)+24a0.z.-280100=2500+（100+280）+24500=1613 2取标准 Ld查教材书表 4-2 取Ld=1600 。确定中心距 aa=a0+LcLd16001613=500+=493.5 22dd1=100mma调整范围：amax=a+0.03Ld=493.5+0.031600=541.5 amin=a-0.015Ld=493.5-0.0151600=469.5 5）验算包角1按教材书
10、式 4-28 得：(ddd2)(280100)1180-d160=180-60=158a493.5V=7.4m/s1200符合要求6）确定带根数 Zdd2=280mm按教材书式 4-29：ZPcZma*P0i带=2.8按教材书式 4-19，单根 V 带所能传递的功率p0=K(p0+p1+p2)按教材书式 4-20 得包角系数KK=1.25(1 51180)=1.25(15158180)=0.95由教材书表 4-2 查得：C1=3.7810-4C2=9.8110-3C3=9.610-15.z.-C4=4.6510-5L0=1700 1=2n021420=148rad/s6060由教材书式 4-1
11、8、4-21、4-22 可知：P0=dd11C1-c2-C3(dd11)2-C4lg(dd11)dd1-49.81103=1001483.7810 -9.610-15(100148)2100-4.6510-5lg(100148)=1.24p1=C4dd11lg2c111 102( 1)c4dd1s=4.6510-5100148lg2=0.1939.811011110(1)54.6510100 2.8p2= C4dd11lgLdL0=4.6510-5100148lg可得：1600=-0.002431700p0=K(p0+p1+p2)=0.95(1.24+0.19-0.00243)=1.36由教材
12、书式 4-29：V 带的根数：Z7）确定初拉力 F0：查教材书表 4-1： q=0.1kg/m按教材书式 4-30：F0=500Pc2.5(-1)+qv2vzKPc2.716=1.99 取 Z=2 根P01.36.z.-=5002.7162.5(1)0.17.427.420.95=155N8）计算轴压力 Qa=493.5mm按教材书式 4-31：Q=2F0Zsin9）确定带轮结构小带轮dd(2.5 3)ds，采用实心结构大带轮采用孔板式结构d1=1.8d=1.826=46.8mma0158=21552sin=608.6N22Ld=1600mm查设计资料表7-8 得e=15，f=10，he =1
13、2，=6，=340，ba=11mm,hamin=2.75带轮的宽度：B=（z-1）e+2f=（2-1）15+210=35mm1=1580五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算原始数据：电动机的输出功率 ：2.345kW小齿轮转速：507r/min传动比：4.067单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作 8 小时，每年工作 300 天，预期工作 10 年1、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力小齿轮为 45 钢，调质处理，查教材书表 5-1：齿面硬度为 240HB大齿轮为 45 钢，正火处理，查教材书表 5-1：齿面硬度为 200HB.z.-选齿轮精度等级为 8 级（GB10095-88） 。Hlim
14、1580MPa查教材图 5-16 （b） ： 小齿轮齿面硬度为 240HB 时，大齿轮齿面硬度为 200HB 时，Hlim2550MPa计算应力循环次数：由教材书式 533 得：8N1=60n1jLh=605071(108300)=7.310N17.3108=1.79108N2=i4.067查教材书图 5-17 得：ZN11.06，ZN21.12由教材书式 5-29 得：Zx1Zx21.0（精加工齿轮）取Zw=1.0，SHmin=1.0，ZLVR 0.92由教材书式 5-28 确定疲劳许用应力：H1Hlim1580ZN1Zx1ZWZLVR=1.061.01.00.92=565.6MpSHmin
15、1.0aH2Hlim2550ZN2Zx2ZWZLVR=1.121.01.00.92=566.7MPSHmin1.0a因为H1H2，所以计算中取H=H1=565.6MPa2、按接触疲劳强度确定中心距 a小齿轮转矩：T1=44180Nmm21.2，暂取螺旋角 13,a0.3初选KtZt由教材书式 5-42 得：Zcoscos130.987由教材书表 5-5 得：ZE=189.8MPa估取n=20.z.-tantan20n arctan() arctan() 20.4829端面压力角：tcoscos13基圆螺旋角：barctan(tancost)12.2035ZH2cosb 2.44costsint
16、2由教材书式 5-39 计算中心距 a：KT1ZHZEZZ3(u+1)a2auH=4.067131.2441802.44189.80.987=121.7mm20.34.067565.62P0=1.24圆整取：a=125mmP1=0.19估算模数：mn=(0.0070.02)a= 0.875mm2.5mmP2=-0.00243取标准值：mn=2mmP0=1.36小齿轮齿数：Z12acos2125cos13=24.03mn(u1)2(4.0671)Z=2Z2 uZ1=4.06724.03=97.7取Z124，Z2 98实际传动比：i实Z298 4.08Z124i理i实4.08-4.067100%
17、100%i理4.067传动比误差：i=0.3%5% 在允许范围内修正螺旋角：=arccosmnZ1 Z22aF0=155N29824= arccos=1234412125与初选=13接近，ZH，Z可不修正。.z.-齿轮分度圆直径：d1=mnZ1224=49.180mmcoscos12.578Q=608.6Nm Z298=200.81mmd2=n2coscos12.578圆周速度：V=d1n149.182507=1.31m/s6010360 1033、校核齿面接触疲劳强度由教材书表 5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得KA=1.25VZ1.3124按1 0.31，8 级精度查教材书图 5-4（b）
18、得100100动载系数Kv=1.024齿宽 b=aa=0.3125=37.5mm取 b=40mm按b40=0.8，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于d149.180轴承为非对称布置查教材书图 5-7（a）得：K=1.06按 8 级精度查教材书表 5-4 得：K=1.2按教材书式 5-4 计算载荷系数：N1=1109N2=3.58108K=KAKvKK1.251.0241.061.21.628计算重合度a，齿轮齿顶圆直径：da1=d1+2hamn=49.180+21.02=53.462mmda2=d2+2hamn=200.81+21.02=204.810mm端面压力角：tarctan(tan
19、tan20n)arctan()=20.4520coscos12.578齿轮基圆直径：db1=d1cost=49.180cos20.4520=46.156mm.z.-db2=d2cost=200.18cos20.4520=188.475mm端面齿顶压力角：at1=arccosdb146.156= arccos=29.7820da153.180d188.475at2=arccosb2= arccos=23.2640da2204.810=1Z2(tanat1-tant)+Z3(tanat2-tant)21=24(tan29.782tan20.452)+98(tan23.264tan20.452)2=
20、1.349=bsin40sin12.578=1.38mn2由教材书式 5-43 计算：Z=11=0.861.349a由教材书式 5-42 计算：Zcoscos12.578=0.99由教材书式 5-41 计算 ZH基圆螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tan12.578cos20.452)=11.8082cos2cos11.808b=ZH=cos20.452sin20.452costsint=2.45由教材书式 5-39 计算齿面接触应力HH=ZHZEZZH1 565.6MPaH2 566.7MPa2KT1u 12ubd1=2.45189.80.860.99.z.-244
21、1801.628 4.06714049.18024.067ZH=2.44a 0.3ZE189.8 MPaZ=0.987=537.9MPa1.0ZH=2.44Y=1-由教材书式 5-48 计算Y12.578=1-1.0=0.912012020.75cos0.75cos211.808bY=0.25+=0.25+1.349=0.79查教材书图 5-18b 得：Flim1230MPa，Flim2210MPa查教材书图 5-19 得：YN1YN21.0取：YS T2.0，SFmin1.4由教材书式 5-32，因为 mn=25，所以取 Y*1=Y*2=1.0计算许用齿根弯曲应力F1F2Flim1YST23
22、02.0YN1YX1=1.01.0=328.6MpaSFmin1.4Flim2YST210 2.0a=125mmYN2YX2=1.01.0=300MpaSFmin1.4由式 5-44 计算齿根弯曲应力.z.-F1=2KT1YFa1Ysa1YYbd1mn=21.628441802.651.580.790.94049.2622F1=328.6Mpa安全=108.6MPaF1F2=YFa2Ysa2YFa1Ysa1=108.62.241.812.651.58F2=300MPa安全=105.2MPa5、齿轮主要几何参数Z124，Z298，u=4.067，mn=2mm，=123441d1=49.180mm
23、，d2=200.81mm，da1=53.180mm，da2=204.81mmdf1=d1-2（ha c)mn=49.180-22（1.0+0.25）=43.180mmdf2=d2-2（ha c)mn=200.81-22（1.0+0.25）=195.81mma=25mm齿宽：b1=45mm，b2=40mm六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算已知：传动功率 P2=2.252kw，小齿轮转速 n2=124.6r/min，传动比i=u=3.0121、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力小齿轮为 45 钢，调质处理，查教材书表 5-1：齿面硬度为 240HB大齿轮为 45 钢，正火处理，查教材书表 5-1：
24、齿面硬度为 200HB选齿轮精度等级为 8 级（GB10095-88） 。.z.-查教材书图 5-16（b） ：小齿轮齿面硬度为 240HB 时，Hlim1580MPa大齿轮齿面硬度为 200HB 时，Hlim2550MPa（对于工业用齿轮，通常按 MQ 线取值）计算应力循环次数：由式 533 得：Z1=24Z2=98m=2d1=49.180mmd2=200.81mm8N1=60n2jLV=1.31m/sh=60124.61(108300)=2.2410N12.24108=7.45107N2=i3.012查教材书图 5-17 得：ZN11.12，ZN21.19由教材书式 5-29 得：Zx1Z
25、x21.0精加工齿轮）取Zw=1.0，SHmin=1.0，ZLVR 0.92（由式 5-28 确定疲劳许用应力：H1Hlim1ZN1Zx1ZWZLVRSHminb=40=5801.121.01.00.92=597.6MPa1.0H2Hlim2550ZN2Zx2ZWZLVR=1.191.01.00.92=602.14MSHmin1.0Pa因为H1=597.6MPaH1H2，所以计算中取H=2、按接触疲劳强度确定中心距 a小齿轮转矩：T1=172660Nmm21.2，暂取螺旋角 13,a0.35初选KtZtKA =1.25Kv =1.024K=1.06由教材书式 5-42 得：Zcoscos130
26、.987K=1.2.z.-由教材书表 5-5 得：ZE=189.8MPa由教材书式 5-41 计算ZH估取n=20tantan20n) arctan() 20.4829端面压力角：t arctan(coscos13K=1.628da1 =53.462mmda2 =204.810mm基圆螺旋角：cost) arctan(tan 13cos20.4829) 12.2035b arctan(tan2cos2cos12.2035b=2.44ZH=cos20.4829sin20.4829 costsint由式 5-39 计算中心距 a：db1 =46.156mmdb2 =188.475mm2KT1ZHZ
27、EZZ3a(u+1)2auH21.01726602.44189.80.987=3.0121320.353.012597.6=154.38mmat1=29.782圆整取：a=155mm估算模数：mn=(0.0070.02)a= 1.085mm3.1mmat2=23.264取标准值：mn=2.5mm小齿轮齿数：Z12acos2155cos13=30.1mn(u1)2.5(3.0121)=1.349Z2 uZ1=30.13.012=90.6取Z130，Z2 91实际传动比：i实Z291 3.03Z130i传动比误差：i理i实=1.383.012-3.03100% 100% 0.7%5%i理3.012
28、在允许范围内.z.-修正螺旋角：=arccosmnZ1 Z2= arccos2.530+91=1237442a2155与初选=13接近，ZH，Z可不修正。齿轮分度圆直径：d1=mnZ12.530=76.86mmcoscos12.628mnZ22.591Z=0.86=233.14mmcoscos12.628Z0.99d1n176.86124.6圆周速度：V=0.50m/sZH=2.456010360 103d2=3、校核齿面接触疲劳强度由表 5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得KA=1.25按VZ10.5030 0.151001008 级精度查教材书图 5-4（b）得动载系数Kv=1.025齿宽
29、b=aa=0.35155=54.25mm取 b=55按b55=0.7，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于轴d176.86承为非对称布置查教材书图 5-7（a）得：K=1.03按 8 级精度查表 5-4 得：K=1.2按式 5-4 计算载荷系数：H=537.9MpaK=KAKvKK=1.251.0251.031.2=1.58计算重合度a，Zv1=25.8齿轮齿顶圆直径：da1=d1+2h mn=76.86+21.02.5=81.86mmaZv2=105.4da2=d2+2hamn=233.14+21.02.5=238.14mm.z.-端面压力角：tarctan(tantan20n)arcta
30、n()=20.460coscos12.628齿轮基圆直径：db1=d1cost=76.86cos20.460=72.000mmYFa1=2.65db2=d2cost=233.14cos20.460=218.43mmYFa2=2.24d72.00端面齿顶压力角：at1=arccosb1= arccos=28.410Ysa1=1.58da181.86at2=arccosdb2218.43= arccos=23.480da2233.14Ysa2=1.81Flim1=230MPaFlim2=210MPaF1328.6MPa=1Z2(tanat1-tant)+Z3(tanat2-tant)=1.692b
31、sin54.25sin12.63=1.295mn2.5=由教材书式 5-43 计算：Z=11=0.7691.69a由教材书式 5-42 计算：Zcoscos12.628=0.988由教材书式 5-41 计算 ZH基圆螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tan12.628cos20.46)=11.86ZH=2cos2cos11.86b=2.44cos20.46sin20.46costsint由教材书式 5-39 计算齿面接触应力HH=ZHZEZZ2KT1u 12bd1u21726601.58 3.012125576.863.012F2=300MPa=2.44189.80.7
32、690.988.z.-=574.4MPa1.0Y=1-12.628=1-1.0=0.861201200.75cos0.75cos 11.86b=0.25+=0.6771.6772F1=108.60MPa2F2=105.29MPa与高速级齿轮相同F1=328.6MPa，F2=300MPa由教材书式 5-44 计算齿根弯曲应力F1=2KT1YFa1Ysa1YYbd1mn=21.581726602.561.630.6770.865576.862F1=328.6Mpa安全=149MPaF1F2=YFa2Ysa22.261.80=147.867YFa1Ysa12.541.64F2=300MPa安全=14
33、4.402MPaS,满足要求，所以III 剖面疲劳强度满足要求。b、IV 剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。Y=0.86.z.-M2650815.08MPamaxW0.1263min max 15.08MPaamax15.08MPa，m 0T4418012.56MPamaxWT0.2263Y=0.67712.56max 6.28MPa，mamin 022根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。查得：K1.76，K1.54， 0.95， 0.91， 0.89，取0.21则：S=F1=328.6MPa1Km1=2681.7
34、612.5600.910.95=10.48F2=300MPaF1=149MPaS=Km=1551.546.280.216.280.890.9522=12.14F2 =144.402MPaS=SSS S22=10.4812.1410.48 12.14=7.98取S=1.51.8SS,满足要求，所以IV 剖面疲劳强度满足要求。八、滚动轴承的选择和寿命验算1、滚动轴承的选择减速器中的轴承承受较小的径向载荷，可采用深沟球轴承。.z.-高速轴上按课程设计教材表 21-1 标准可得轴直径 35mm，选取轴承代号 6207。中间轴端在直径 40mm，可得轴承代号 6208。低速轴安装轴承处直径 55mm，可
35、得轴承代号 6211。2、高速轴滚动轴承寿命验算已知：轴的直径 d=35mm，该轴承所承受的轴向载荷 Fa=400N，轴转速 n=507r/min，工作有轻度冲击，初选深沟球轴承 6207，要求轴承预期寿命 24000h。1)计算支反力 R1，R2和轴向合理 FA由前面计算得知：R1H 787NR2H847NR1V 584NR2V1210N22合成支反力：R1R1H=78725842=980NR1V222R2R22HR2V=847 1210=1470NFA=Fa=400N2)确定轴承的承载能力，查课程设计教材表 21-1，查得 6207 轴承：Cr(动)=19.8KNCro(静)=13.5KN
36、3)计算当量动载荷故：A2= Fa=400N，A1=0因为：A2400 0.029，确定 e=0.22Cr(静)13500o.z.-由：A2400 0.27e=0.22R21270所以：*2 =0.56，Y2=1.99轴承承受轻度载荷冲击，按教材书表 9-17 取fd=1.2，按教材书表 9-4 得ft=1，因为轴承不承受力矩载荷，故fm=1。P2 fdfm(X2R2Y2A2)1.21(0.5614701.99400)1943.04NP1 fdfmR11.21980 1176N4)校核轴承寿命因为 P2P1，所以按 P2计算轴承寿命。33106ftc106119800L10h=34784h 6
37、0nP605071943.04因为L10h=3478424000h，故 6207 轴承适用。九、键联接的选择和验算大带轮装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：V 带带轮材料为 45 钢，轴的材料为 45 钢，轮毂长为 33mm，传递转矩 T=44180N mm1.选择键联接的类型和尺寸。选择最常用的圆头（A 型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d 由标准中选定，键的长度由轮毂的宽确定，查课程设计教材表 20-1 得两个键为:bh=87，L=28mm2.键联接的强度计算普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较
38、弱零件的.z.-p=100MPa。压溃。由于带轮材料是钢，许用挤压应力由表3-1 查得b8键的工作长度：l=L-=28-=24mm22由式 3-1 得：P=4T1444180p=100MPa 安全=87.65MPadhl26728十、联轴器的选择和验算在减速器低速轴与工作机之间需采用联轴器联接，因工作载荷不大，且有轻微冲击，因此联轴器应具有缓冲减振能力，故选择弹性柱销联轴器。减速器中低速轴转矩为 489.1N m根据：d=48mm，选择联轴器 TL8：48112（GB/T4323-2002）由课程设计教材表 22-2 查得：Tn=710Nm，n=2400r/min由教材书式 11-1 查得：K
39、=1.25Tc=KT=1.25489.1=611.37NmTn710NmN=41.4r/minV0，所以油量合理。3、滚动轴承的润滑.z.-确定轴承的润滑方式与密封方式减V 齿轮圆周速度：Mca0 26508N mm速器中高速级Mca1 61432N mmd1n149.180507=1.3m/s60 1000601000Mca20 78981NmmMca2 84100N mm由于V 2m/s，所以深沟球轴承采用脂润滑选择通用锂基润滑脂： GB7324- 87代号 ZL-1，适用于 200 - 1200C 范围内深沟球轴承的润滑。4、滚动轴承的密封高速轴密封处的圆周速度V：V dn133507=
40、0.8m/s60 1000601000由于V 5m/s，所以采用毡圈密封。5、验算齿轮是否与轴发生干涉现象1 和 2 轴之间距离：125mm，2 轴上小齿轮齿顶圆半径 25mm，碰不到 1 轴。2 和 3 轴之间距离：155mm，2 轴上大齿轮的齿顶圆半径：102mm。2 轴大齿轮与 3 轴之间的距离：53mm，离 2 轴齿轮最近的 3 轴的半径是 34，所以 3 轴与 2 轴大齿轮不会相碰。因此，齿轮传动设计合理。十二、设计体会时间过的确飞快，为期三周半的机械设计课程设计结束了，这三周对我来说是一次很好的实践锻炼机会，通过老师的指导和自己学习摸索，我初步掌握了双级圆柱齿轮减速箱的工作原理，构
41、造及其设计计算的过程，设计思路，而且通过手工绘图，懂得了一个标准的图纸.z.-是如何绘制的，一个设计者对于任何设计都是需要有自己的理由，对于任何一个部分的设计都是要谨慎，考虑很多方面的我想本次机械课程设计为我今后对相关专业知识的学习是很有益处的，对于课程设计过程中出现的错误也认真总结，希望在以后的学习工作中避免这些错误，让它成长为自己的宝贵经验，同时通过认真请教老师帮助，使我学到了很多东西，比如每个设计的开始都是基础一定要谨慎设计，设计过程中要充分考虑各方面因素使用人群等等。总之这次课程设计也是一次自己亲身体验设计过程的一次宝贵经历，获益匪浅，相信在以后的学习工作中对自己也有很大的帮助。.z.
42、-.z.-ca10.44MPa14.3MPaca.z.-max6.8MPamin 6.8MPaa 6.8MPam 0max0.975MPaam 0.975MPamin 0.z.-S=16.72S=68.26S 16.23.z.-max15.08MPamin 15.08MPaa15.08MPam 0max12.56MPaam12.56MPamin 0S=10.48S=12.14S 7.98.z.-.z.-R1=980NR2=1470NA1=0A2=400NP1=1176N.z.-P2=1943.04NL10h=14.49 年.z.-P=87.65MpaTc=611.37N m.z.-.z.-.z.-十三、参考资料目录1、 机械设计 ：主编孙志礼马星国黄秋波 闫玉涛2、 机械设计课程设计 ：主编巩云鹏田万禄张伟华黄秋波3、 机械设计习题与设计实例 ：辽宁工业大学.z.