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机械设计实习作业

目录

一、 设计任务………………………………………………(2)
二、 系统总体方案设计……………………………………(3)
三、 电动机选择……………………………………………(3)
四、 传动装置运动及动力参数计算………………………(4)
五、 传动零件的设计计算…………………………………(5)
六、 轴的设计计算、轴承的计算、键的选择和计算、联轴器的选择………………………………………...(9)
七、 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择………...(27)
八、 箱体及其附件的结构设计…………………………...(27)
九、 设计总结……………………………………………...(28)
十、 参考资料………………………………………………..(29)

机械设计课程设计
一、 设计任务
1． 已知条件：
1） 设计带式运输机的传动装置，工作条件：双班制工作，单向运转，有轻微震动；
2.运动简图：

3．设计数据：运输带工作拉力 F=1500N
运输带工作速度 v=1m/s
卷筒直径 D=500mm
4.传动方案：斜齿圆柱齿轮单级减速器
5.设计内容：
1） 按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置；
2） 完成减速器装配图1张（A0或A1）；
3） 从动齿轮、从动零件图各一张；
4） 编写设计计算说明书一份。

二、系统总体方案设计

该传送装置通过V带传动和齿轮传动达到减小轴的转动速度、增大转矩的作用。减速器内部为齿轮啮合，小齿轮安装在高速轴上，大齿轮安装在低速轴上；高速轴通过V带传动及电动机相连，低速轴通过联轴器及工作的转筒相连；整个减速器应该结构紧凑，尽量减少自身重量，符合安全条件的情况下，使用合适的零部件，降低生产成本及维护成本，其设计应该为生产和使用提供便利。

计算及说明
主要结果
三、动力机选择
I 选择电动机的类型和结构
可选用一般用途的Y系列三相异步电动机，它具有国际互换性，而且结构简单、价格低廉。
II确定电动机功率和型号
卷筒的转速：

卷筒轴的输出功率功率：

带传动的效率为 0.96
滚动轴承的效率为 0.99
圆柱齿轮啮合的效率 0.97
联轴器的效率为 0.99
滑动轴承效率 0.96
电机所需的功率为：=Pw/()=1.72kw
电动机的额定功率需要略大于，取。
查表知，V带的传动比范围为2~4，单级圆柱齿轮的传动比范围为3~6；令V带轮的传动比为，圆柱齿轮传动比为，电动机的转速：

得到=229~916.8r/min
知同步转速为750r/min的电机符合要求。
故选额定功率为2.2W的Y132S-8型电机。

=1.72kw

电动机：
Y132S-8
Ped=2.2kw

四、传动装置运动及动力参数计算
1，各传动比的计算
总传动比为i=710/38=18.68
取V带的传动比为=3.5 ，则单级减速器的传动比为。知V带和减速器的传动比均符合各个装置的传动范围。
2，各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/min）。
0轴n0=710
主动轴n1=203
从动轴n2=38
3，各轴的输入功率（kw）
P0=Pd=1.72
P1=1.72×0.96=1.65
P2=1.65×0.99×0.97=1.58

4，各轴输入扭矩的计算（）
T0=9550×1.72／71=23.14
T1=9550×1.65／203=77.62
T2=9550×1.58／38=397.08
将以上算得的运动和动力参数列表如下：

发动机
0轴
1轴
2轴
转速（r/min）
710
710
203
38
输入功率P（kw）

1.72
1.65

1.58
输入扭矩T（N.m）

23.14
77.62
397.08

五、传动零件的设计计算
普通V带传动的设计
1.设计功率
Pc=K×Pd=1.2×1.72=2.064kw
K为工作情况系数，取1.2（《机械设计基础》表13-8）
2.选择V带型号
根据 Pc=2.064kw，n1=n0=710r/min；
普通V带选型图（《机械设计基础》图13-15），
应该选择A型V带；

3.求出大小带轮的基准直径d2，d1
知d1≥75mm
取小轮直径d1=140mm
大轮直径
d2=n0/n1×d1﹙1－ε﹚=710×140×﹙1-0.02﹚/203=480.2mm
（《机械设计基础》表13-9）得，d2=500mm；

4.验算带速
ν=π×d1×n0/(60×1000)= π×140×710/60000=5.2m/s
在5~25m/s之内，合适。

5. 求V带基准长度Ld和中心距a
初步选取中心距
a0=1.5(d1+d2)=1.5×(140+500)=960mm
取a0=960mm
带长L0=2a0+π/2(d1+d2)+(d2-d1) ²/(4a0)=2959mm
（《机械设计基础》表13-9）得，对A型带，基准长度Ld=2800mm
计算实际中心距 a≈a0+(Ld-L0)/2=880.5mm

6. 验算小带轮包角
α=180°-（d2-d1）/a×57.3°=156.6°＞120°合适

7.V带根数
Z= Pc/((P0+ΔP0)KαKL
（《机械设计基础》表13-3）
单根普通V带的基本额定功率P0取0.95kw
i=d2/(d1×(1-ε)=500/(140×(1-0.02))=3.64>2.
i≠1时的增量ΔP0=0.09kw
包角修正系数Kα取0.94（《机械设计基础》表13-7）
带长修正系数KL取1.11（《机械设计基础》表13-2）
带入上式，得到Z=1.475
所以取2根带

8.求作用在带轮上的压力F
由（《机械设计基础》表13-1）知，q=0.1kg/m，得到单根V带初拉力F0=164.6N
故，作用在轴上的初压力F=653.58N

斜齿圆柱齿轮的设计：
1. 材料的选择，确定许用应力：
因为减速器要求结构尽可能紧凑，故采用硬齿面组合。
小齿轮材料为45钢（表面淬火），硬度为40~50HRC；大齿轮材料为45钢（表面淬火），硬度为40~50HRC ,=1120MPa,=680MPa；（《机械设计基础》表11-1）
（《机械设计基础》表11-4和表11-5）
取安全系数SF=1.6 SH=1.25 （表11-5）
取ZH=2.5 ZE=1898 （表11-4）
则[σH]=/ SF =896MPa
[σF]=/ SF =425MPa
2.按照齿根弯曲强度进行计算
齿轮按照精度等级为9制造，取载荷系数K=1.3（《机械设计基础》表13-3），取齿宽系数=0.8
初选螺旋角为14°
试选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数z2=22×z1=118；
实际传动比i=118/22=5.33;
齿形系数
T--为小齿轮的转矩，
--为使用系数，取为1.3；
齿形系数
；
根据《机械设计基础》图11-8和11-9
--为齿形系数，取为；
Ys—齿根修正系数，取为；
知
故而对小齿轮进行齿根弯曲强度计算
按弯曲疲劳强度设计：法向模数
≥
根据（《机械设计基础》表4-1）
取
中心距
根据（《课程设计手册》表11-2）
取
确定螺旋角
小齿轮分度圆直径
则齿宽为
取
3. 验算齿面接触强度

故而齿轮的强度符合要求；

4. 齿轮的圆周速度
齿轮的圆周速度=0.73m/s
查《机械设计基础》表11-2可知选用9级制造精度是合适的。
5.斜齿圆柱齿轮的的各主要参数
模数m=3; 小齿轮齿数22,大齿轮齿数z=118；
螺旋角；
分度圆直径=69.1mm,=370.9mm
齿顶高
齿根高
齿顶圆直径=61.6mm =363.4mm
齿根圆直径
由此设计有

模数
分度圆直径
压力角
齿宽
小齿轮
3
69.1mm
20°
60
大齿轮
3
370.9mm
20°
55

六．轴的设计
A 轴I（高速轴）的设计
1.轴材料的选择 初步选择轴的材料为45钢，调质处理。
由以上数据得高速轴的关键数据
功率
转矩
转速
齿轮分度圆直径
压力角
1.65 Kw
77.62N·m
203r/min
69.1mm
20°
2求作用在齿轮上的力
圆周力 Ft=2T/d1=2×77620/69.1=2246.6N
径向力Fr=Ft×tanα×cosβ=2246.6×tan20°×=780.5N
轴向力Fa= Ft×tanβ=701.5N
3初步确定轴的尺寸
，式中（《机械设计基础》表14-2），取118；
p—轴传递的额定功率，取1.65kw
n—轴的转速，为203r/min
则计算得=20.1mm
因为键槽影响强度，故单键加3%到5%。
圆整后取；
此轴的最小直径即为安装皮带轮处轴的直径。
4 轴的结构设计
首先拟定轴上零件的装配方案。其中轴段5和7、齿轮的形式为待定。

1.轴段1的设计
知轴段1用于安装皮带轮，根据轴的最小直径确定轴的直径为d1=25mm，带轮轮毂的宽度为（1.5~2.0）d1=（37.5~50）mm，取为45mm（《机械设计手册》表11-2）。考虑到轴段的长度也应该略小于轮毂的长度，取l1=43mm；

2轴段2的轴径设计
考虑到皮带轮的轴向定位和密封圈尺寸，带轮右侧为轴肩定位，轴肩高度取6~10mm（P26，《机械设计手册》），故d2=31~35mm。
该处轴的圆周速度为0.37m/s<3m/s;
故而可以采用毡圈油封。（《机械设计手册》表16-8和表16-9），知采用 毡圈32FZ/T92010-91
同时可以确定d2=32mm；

3轴段3和轴段6的设计
轴段3、6安装轴承，该轴上的齿轮受到圆周力、轴向力和径向力的作用，考虑到径向力和圆周力较大，固初步选用圆锥滚子轴承。且由于轴2和轴3之间的轴肩不用于轴向定位，仅为了零件拆装方便和区别加工表面，故d3=d2+（1~5）mm=33~37mm；
初步选用型号为30207的圆锥滚子轴承（《课程设计手册》表15-7），其内径为35mm，B=17mm，外圈直径为72mm，压力作用中心位置为a=16mm，T=18.25mm，；初步确定采用正安装；
又知该减速器齿轮的圆周速度=0.27m/s<2m/s，因此轴承采用脂润滑，轴承内侧侧采用挡油环定位，外侧为轴承端盖定位。
取挡油环突出内壁的距离B1=2mm；由于采用脂润滑，取；故轴3的长度为
l5待定；故轴段的直径d3=d6=35mm,l3=l6=37-l5；

4轴段2的长度设计
根据《机械设计手册》表3-1和表4-1，取箱座壁厚，箱盖壁厚；
根据齿轮的中心距a=220mm，地脚螺钉直径 故
轴承旁连接螺栓直径 取
箱盖、箱座联接螺栓直径 取
观察孔盖螺钉直径 取
至箱体外壁和边缘距离距离
至箱体外壁和边缘距离距离
至箱体外壁和边缘距离距离
轴承旁凸台半径：（针对轴承旁连接螺栓）
箱体内壁至轴承座端面距离
取L1=60mm；
轴承端盖数据：
轴承盖螺钉尺寸 数目n=4
取e=10mm（《机械设计手册》表11-2）
取轴承端盖及轴承座之间调整垫片的厚度为；
为了在不拆卸带轮的情况下拆装轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面至轴承盖表面的距离K=25mm（《机械设计手册》表11-2）
所以轴段2的长度 l2=L1+e+；
5.轴段4的设计
该轴段设计为齿轮轴；
因为小齿轮的齿宽为60mm，所以l4=60mm；

6轴段5和轴段7的设计
因为轴段3的直径为35mm，考虑到轴段3和轴段4之间的轴肩用于定位，d4=41~45mm取d4=45mm，（《机械设计基础》P243）

7.箱体内壁之间的距离
为
8.求力的作用点之间的距离

如图，

5.轴承的校核
对该轴进行受力分析，求轴承上的载荷

在不考虑皮带轮的拉力时：
水平面的受力图为

平衡方程为：
垂直面内受力图为

平衡方程：

由以上3式解得
以上结果可以解出两个轴承的径向载荷

考虑到皮带轮的拉力时：
受力图如下

平衡方程为
解得
考虑最坏的情况，即两个轴承同时达到最大的径向动载荷，此时

对圆锥滚子轴轴承

当量动载荷系数（）
知内部轴向力

下图即为该对轴承的受力情况

知
所以轴承2为压紧端，轴承1为放松段；轴承的轴向力为

当量动载荷系数（《机械设计基础》表16-11）：

故而对轴承1进行寿命校核：
（《机械设计基础》表16-8、16-9，知）
对于滚子轴承
对于该对轴承的设计要求，双班制工作十年，其工作时间小时数为
该对轴承

知此处选用30207型号的圆锥滚子轴承符合要求。

10.轴的强度校核

轴的空间受力图为：

在不考虑皮带轮的初拉力时：
该轴的水平面内受力图和对应的弯矩图为：

根据轴承校核的数据知：平衡方程：

此时C点的弯矩最大为
垂直面内受力图和对应的弯矩图如下：

知：

此时C点的弯矩最大，其值为：
合成以后的弯矩图为：

此时明显最大弯矩出现在C点处，即小齿轮的力的作用中心，其值为：。
单独考虑皮带轮拉力的作用时：
轴1的受力图为：

根据已知数据知：
此时的弯矩图为：
此时最大弯矩出现在B点，其值为：

同时轴1的扭矩图如下：

将上述结果进行整合，考虑到最危险的工作状态，即皮带轮拉力引起的弯矩和原有的合成弯矩方向一致。从而得到轴1的空间弯矩合成图：

从图中可知，最大的弯矩出现在B点或者C点；

知最危险出位于B点所在截面。
计算危险截面的应力：
由（《机械设计基础》表14-1和14-3）知，45号钢调质得到
；；
C截面的抗弯系数为（为计算方便，取轴段5的直径计算，因为齿根圆直径大于轴段5的直径）

抗扭截面系数为：

C截面最大弯曲应力为：

最大的剪应力为：

轴的切应力为脉动循环应力，取；
当量应力：故该轴的校核安全。

11.带轮处键连接的设计和安全校核
键的材料采用45钢，轮毂材料即齿轮的材料为45钢，由（《机械设计基础》表10-10）知在抵抗轻微冲击的情况下，；
键
该处键连接，轮毂长度为45mm，轴段长度为43mm，
根据（《课程设计手册》表14-1），选择 键
校核键的强度：故该键的强度符合要求。

B 轴II（低速轴）的设计
1.轴材料的选择 初步选择轴的材料为45钢，调质处理。
由以上数据得高速轴的关键数据
功率
转矩
转速
齿轮分度圆直径
压力角
1.58 Kw
397.08N·m
38r/min
370.9mm
20°
圆周力Ft=2141.2
径向力Fr=743.9N
轴向力Fa=232.3N

2求作用在齿轮上的力
圆周力 Ft=2T/d1=2×97080/370.9=2141.2N
径向力Fr=Ft×tanα×cosβ=2141.2×tan20°×=743.9N
轴向力Fa= Ft×tanβ=232.3N
3初步确定轴的尺寸
，式中（《机械设计基础》表14-2），取118；
p—轴传递的额定功率，取1.58
n—轴的转速，为3r/min
则计算得=38.1
因为键槽影响强度，故单键加3%到5%。
圆整后取；
此轴的最小直径是安装皮带轮处轴的最小直径,为了使所选的轴的直径d及联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。

4 轴的结构设计
首先拟定轴上零件的装配方案。
5
6
4
3
2
1

1.轴段1的设计
知轴段1用于安装联轴器，根据轴的最小直径为41m；为补偿安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。根据（《机械设计基础》表13-8），取工作状况系数；
计算转矩Tca=Ka*T3=1.3*397.085N·m，按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，，查标准选用弹性柱销联轴器（《课程设计手册》表17-4），GB5014-85中的HL联轴器型号：
HL-3联轴器 45*84GB5014-85

3联轴器，其公称转矩为630，孔径可取30~48小轴径，取联轴器毂孔直径为45，选取J1型轴孔，毂孔长度为84mm，考虑到轴段的长度也应该略小于轮毂的长度，取l1=82mm；
联轴器主动端代号为：HL4联轴器48*84GB5014-85
故取轴的直径d1=48mm，l1=82mm；

2轴段2的轴径设计
考虑到联轴器的轴向定位和密封圈尺寸，联轴器右侧为轴肩定位，轴肩高度取6~10mm（P26，《机械设计手册》），故d2=51~55mm。
毡圈55FZ/T92010-91
d2=55mm
该处轴的圆周速度为0.10m/s<3m/s;
故而可以采用毡圈油封。（《机械设计手册》表16-8和表16-9），知采用 毡圈55FZ/T92010-91
同时可以确定d2=55mm；

3轴段3和轴段6的设计
30212的圆锥滚子轴承
轴段3、6安装轴承，该轴上的齿轮受到圆周力、轴向力和径向力的作用，考虑到径向力和圆周力较大，固初步选用圆锥滚子轴承。且由于轴2和轴3之间的轴肩不用于轴向定位，仅为了零件拆装方便和区别加工表面，故d3=d2+（1~5）mm=56~60mm；
初步选用型号为30212的圆锥滚子轴承（《课程设计手册》表15-7），其内径为60mm，B=22mm，外圈直径为110mm，压力作用中心位置为a=22mm，T=23.75mm，；初步确定采用正安装又知该减速器齿轮的圆周速度=1.06m/s<2m/s，因此轴承采用脂润滑，轴承内侧侧采用挡油环定位，外侧为轴承端盖定位。取挡油环突出内壁的距离B1=2mm；故轴段的直径d3=d6=60mm,l3=l6；
d 3=d6=60mm
l3=l6

4.轴段2的长度设计
根据《机械设计手册》表3-1和表4-1，
轴承端盖数据：
轴承盖螺钉尺寸 数目n=6
取e=12.5mm（《机械设计手册》表11-2）
取轴承端盖及轴承座之间调整垫片的厚度为；
l 2=70.5mm
为了在不拆卸联轴器的情况下拆装轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面至轴承盖表面的距离K=30mm（《机械设计手册》表11-2）
所以轴段2的长度 l2=L1+e+；
5.轴段4的设计
轴段4用于安装齿轮，（假设该轴不是齿轮轴，此时齿轮的两端采用挡油环和轴肩定位）考虑到轴段4和轴段3之间无需轴肩定位，仅考虑拆装方便，暂取d4=63mm（《机械设计手册》表11-2）；查表（《机械设计手册》表14-1），此时齿轮所需定位的平键的公称尺寸为 此时，键槽深度 轴t=7.0mm，毂t1=4.4mm
该处齿轮到齿根圆到轮毂键槽的距离为
d 4=63mm
l 4=53mm

故大齿轮处采用轴肩定位和套筒定位。因为小齿轮的齿宽为55mm，所以l4=53mm；

6. 轴段5设计
d 5=71mm
l 5=10.5mm
因为轴段4的直径为63mm，考虑到轴段4和轴段5之间的轴肩用于定位，取d5=71mm（《机械设计手册》表11-2），（《机械设计基础》P243）

l 3=48.5mm
l 6=36mm
7. 轴段3和轴段6的设计
轴段3的长度：
；

8.求力的作用点之间的距离

如图，

键
键

9. 轴段1及轴段4键连接设计
轴1处直径为45mm，查表（《课程设计手册》表14-1）得：
键
轴4处直径为63mm，查表（《课程设计手册》表14-1）得：
键

5.轴承的校核
对该轴进行受力分析，求轴承上的载荷

水平面的受力图为：

平衡方程为：
垂直面内受力图为

平衡方程：

由以上3式解得
以上结果可以解出两个轴承的径向载荷

对圆锥滚子轴轴承30212：

当量动载荷系数（）
知内部轴向力

下图即为该对轴承的受力情况

知
所以轴承2为压紧端，轴承1为放松段；轴承的轴向力为

当量动载荷系数（《机械设计基础》表16-11）：

故而对轴承2进行寿命校核：
（《机械设计基础》表16-8、16-9，知）
对于滚子轴承，；
对于该对轴承的设计要求，双班制工作十年，其工作时间小时数为
该对轴承

知此处选用3012型号的圆锥滚子轴承符合要求。

6.轴的强度校核

轴的空间受力图为：

该轴的水平面内受力图和对应的弯矩图为：

根据轴承校核的数据知：平衡方：

此时C点的弯矩最大为
垂直面内受力图和对应的弯矩图如下：

知：

此时C点的弯矩最大，其值为：
轴2的空间合成弯矩图如下所示：

显然最大弯矩位于C截面，
轴2的扭矩图为：

将上述结果进行整合，
从图中可知，最大的弯矩出现在C点
又知最危险出位于C点所在截面。
计算危险截面的应力：
由（《机械设计基础》表14-1和14-3）知，45号钢调质得到
；；
C截面的抗弯系数为：

抗扭截面系数为：

C截面最大弯曲应力为：

最大的剪应力为：

轴的切应力为脉动循环应力，取；
当量应力：故该轴的校核安全。

7.键连接的设计和安全校核
键的材料采用45钢，轮毂材料即齿轮的材料为45钢，由（《机械设计基础》表10-10）知在抵抗轻微冲击的情况下，；
联轴器处键连接，轮毂长度为84mm，轴段长度为82mm，
根据（《课程设计手册》表14-1），选择 键
校核键的强度：故该键的强度符合要求。
大齿轮处键连接，轮毂长度为55mm，轴段长度为53mm，
根据（《课程设计手册》表14-1），选择 键
校核键的强度：故该键的强度符合要求。

七、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择
已知齿轮的圆周速度V=0.73m/s<2m/s
根据（《课程设计手册》）表16-2和表12-7，齿轮的材料为45钢调质后表面淬火，；推荐运动粘度为500，查表16-1，选用GB5903-86 N460润滑油，润滑油深度为4cm，箱体底面尺寸为
5.455cm×51.8cm，箱体内所装润滑油总量为

该减速器所传递功率P=1.65kW。对于单级减速器，每传递1kW的功率，需用油量为V0=350~700cm3，则该减速器所需油量为：
V1=PV0=1.65×（350~700）cm3=577.5~1155cm3
V1=1155cm3<;润滑油量满足要求。

在轴的设计中已经确定轴承采用脂润滑；确定轴承润滑所需的润滑脂，根据表16-4（《课程设计手册》），圆锥滚子轴承选用2号钠基润滑脂（GB492-89）。

八、箱体的结构尺寸
箱体采用铸造成型，成型材料选择HT200；下表为箱体的主要结构尺寸（参照《机械设计手册》表3-1和表4-1）
名称
代号
尺寸/mm
中心距
a
220
箱座壁厚
δ
16
箱盖壁厚
δ1
16
箱座凸缘厚度
b
16.5
箱盖凸缘厚度
b1
16.5
箱座底凸缘厚度
b2
20
箱座加强肋厚
m
12
箱盖加强肋厚
m1
12
地脚螺钉直径
df
20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
20
箱盖、箱座连接螺栓直径
（起盖螺栓直径）
d2
16
轴承盖螺钉直径和数目
、n
8、4
10、6
高速轴轴承端盖外径
D1
112
低速轴轴承端盖外径
D2
160
观察孔盖螺钉直径
d4
8
df,d1,d2至箱外壁距离；
df，d2至凸缘边缘的距离
C1
C2
26/24
26/24
22/20
轴承旁连接螺栓距离
s
160
齿轮顶圆及箱体内壁间距离
Δ1
10
齿轮端面端面及箱内壁距离
Δ2
10
轴承端面到箱体内壁的距离

12
大齿轮齿顶圆到箱底内壁的距离

28.25
箱底至箱底内壁的距离

20
中心高
H
250
箱体内壁到轴承座孔端面的距离
L1
52
箱体内壁轴向距离
L2
80

九、设计小结

在设计的过程中基本上依靠查找《机械设计基础》和《课程设计》以及《机械制图》三本书来查找并获得数据。在设计过程中，我认为应该将轴承、键和联轴器的选择计算同时进行，且轴承的校核应该放在轴的校核之前，因为轴承的选择需要确保强度，应该事先校核轴承安全再进行轴的强度校核，这样一旦轴承不符合要求，力的作用点会发生变化，只需回到轴的结构设计阶段，对轴承进行类型更换；而手册中的设计校核顺序一旦轴承出现问题，则轴的结构设计和强度校核都要推倒重算；我认为这样的改变可以使设计的工作量相对减小。高速轴必须设计成齿轮轴，因为不存在匹配类型的小齿轮。有些书上查到的数据，比如拔模斜度可以根据自己的实际情况加以调整，不能完全照搬书上，这样可以使结构更加紧凑美观。

通过课程设计，本人在耐心，仔细以及逻辑思考方面都得到了提高。设计的时候要求过程都要合理的一步步走，步骤及步骤间相互关联，应该多考虑的长远一些，有些定性的东西应该时刻加以考虑。完成课程设计的过程很有意思，开始的时候感觉无从下手，走了许多弯路，每天都要从早起一直到半夜，但是后来觉得通过查找数据，的确学到了不少知识，进度也越来越快，对整个课程设计有了越来越大的信心，这期间我觉得对轴的整体结构设计、工作形式有了更加深刻的体会和了解。

这次课程设计给了我们一个机会将学到的理论知识运用实践，在这个过程中让我们看到了自己的知识系统上的不足，比如对一些常识性的标准不够熟悉，对图纸的一些画法认识不够深刻等。感谢刘榕老师耐心的帮助和指导，设计上的不足还望体谅。

参考文献
1. 《机械设计基础》第五版（印次：2011年）杨可桢李仲生主编——高等教育出版社；

2. 《机械设计课程设计》（印次：2011年）王昆何小柏汪信远主编——高等教育出版社

3. 《机械制图》（2003年第1版）许连元李强德徐祖茂主编——同济大学出版社

4. 《互换性及技术测量（第五版）》（2009年）李硕根杨兴骏编——中国计量出版社

d 1=140mm
d 2=500mm

Ld=2800mm

z=2

单根V带初拉力F0=164.4N
作用在轴上的初压力F=653.58N

a=220mm

m=3;z1=22;z2=118

=61.6mm =363.4mm

圆周力Ft=2246.6N
径向力Fr=780.5N
轴向力Fa=701.5N

d 1=25mm
l1=43mm

毡圈32FZ/T92010-91
d2=32mm

30207的圆锥滚子轴承

d3=d6=35mm
l3=l6=37-l5

L2=68mm

L4=60mm

d 4=45mm
l 5=l7=8mm