毕业设计--机械设备的设计

设计题目：机械设备的设计
目录
第一章拟定传动方案 (2)
第二章选择电动机 (2)
第三章确定总传动比和分配各级传动比 (4)
第四章传动装置的运动和动力设计 (5)
第五章普通V带的设计 (6)
第六章齿轮的设计 (10)
第七章传动轴的设计 (17)
第八章箱体的结构设计 (21)
第九章减速器附件的选择与设计 (23)
第十章润滑与密封的设计 (25)
第十一章联轴器的选择 (25)
第十二章设计小结 (26)
参考资料 (27)
第一章 拟定传动方案
一、设计题目: 带式运输机的专用传动装置.
二、原始数据和工作条件: 本带式运输机一级皮带轮带动，两级三开式圆柱齿轮减速器减速，运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动，减速机小批量生产，使用期限8年，双班制工作，卷筒包括其轴承效率为96%，运输带拉力为2～3KN ，速度为1.1m/s ，卷筒直径为250㎜，运输带允许速度误差为5%，三相交流电流，电压为380V/220V 。

三、传动方案简图如下：
电动机
皮带轮
传动装置
工作机
第二章 选择电动机型号
一、 按已知的工作要求和条件，选用Y 型全封闭笼型三相异步电动机。

二、 选择电动机功率
工作机所需的电动机输出功率为
P d =
η
w
p P W =
w
F V
η1000 所以 P d =
η
ηw Fv
1000
由电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率)为
η·w η=带η·2齿η·3
滚轴η·联η·卷η
据表2-3，取带η=0.96，齿η=0.98，滚η=0.98，联η=0.98，卷η=0.96，
则：η·w η=0.96×298.0×398.0×0.98×0.96=0.81 所以
d P =
ηηw F v 1000=81
.010001
.12300⨯⨯=3.12KW
三、 确定电动机转速 卷筒轴的工作转速为 w n =
D v π100060⨯=250
14.31
.1100060⨯⨯⨯=84.07r/min 按推荐的合理传动比范围，取V 带传动的传动比'1τ=2～4，双级齿轮
传动比'
2τ=4～40，则合理总传动比的范围为'τ=8～160，故电动机转
速的可选范围为： 'd n ='τ·w n =（8～160）×84.07
=672～13440 r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min 、1000r/min 、1500r/min 、3000r/min,再根据计算出的容量，由《指导书》附表5.1查出有三种适用电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比。

因此选定电动机型号为Y112M-4,所选电动机的额定功率ed
p=4KW,满载转速N m=1440r/min,总传动比适中，传动装置结构较紧凑。

所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示。

第三章计算总传动比和分配传动比由选定电动机的满载转速N m和工作机主动轴的转速N w，可得传动装置的总传动比为
总
τ=
w
m
n
n=
带
τ·
齿
τ
w n =84r/min 齿τ=1τ·2τ
所以 总τ=
84
1440
=17.14 带τ的传动比取2，又因1τ取1.32τ，
则齿τ=
2
14
.17=8.57=1τ·2τ，又因1τ=1.32τ 则1.32
2τ=8.57，2τ=2.57，1τ=3.34
带τ取2，1τ=3.34，2τ=2.57符合指导书表2-2
第四章
传动装置的运动和动力设计
一、各轴转速
由指导书式（2.8）～（2.9）得
Ⅰ轴 1n =
带
τm
n =2
.
1440=752r/min Ⅱ轴 2n =1
1
τn =34
.3720
=216 r/min Ⅲ轴 3n =
2
2
τn =
57
.2216
=84 r/min 卷筒轴 w n =3n =84r/min 二、各轴的输入功率 由指导书式(2.11)～(2.13)得
Ⅰ轴 1p =d p ·01η=3.12×0.96=2.995KW Ⅱ轴 2p =1p ·12η=1p ·1η·2η
=2.995×0.98×0.98=2.876KW
Ⅲ轴 3p =2p ·23η=2p ·3η·4η
=2.876×0.98×0.96=2.706KW
卷筒轴
卷p =3p ·卷η=2.706×0.96=2.598KW
三、 各轴输入转矩
由指导书式(2.17)计算电动机轴的输出转矩d T :
d T =9550
m
d n p =9550×144012.3=20.69N ·m
由指导书式(2.14)～(2.16)得:
Ⅰ轴 1T =d T ·0τ·01η=d T ·0τ·1η
=20.69×2×0.96=39.72N ·m
Ⅱ轴 2T =1T ·1τ·12η=1T ·1τ·2η·3η
=39.72×3.34×0.98×0.98 =127.41N ·m Ⅲ轴 3T =2T ·2τ·34η
=127.41×2.57×0.98×0.96 =308.06N ·m
卷筒轴 卷T =3T ·35η=308.06×0.98×0.96=289.82N ·m 运动和运动参数的计算结果列下表:
第五章 普通V 带的设计
一、 确定计算功率P c
由教材书表11-7查得K=1.2，由教材书式（11-16）得
P c =KP=1.2×4KW=4.8KW
二、 选择V 带的型号
由教材书图11-8根据P c 及1n 查得交点在A 型带区域界限内，选A 型，根据计算，结合比较定下带型号，A 型带： (一) 确定带轮的基准直径d 1和d 2
由教材书表11-8，根据1d ≥min d 的要求，取1d =100㎜ 按教材书式（11-17） 2d =1d 1n /2n =100×1440/720=200㎜ 由教材书表11-8,取2d =200㎜。

(二) 验算带速v
V=
1000
601
1⨯n d π=
1000601440
10014.3⨯⨯⨯=7.54m/s
带速v 在5～25 m/s 范围内，故合适 (三) 计算中心距a 、带长d L
由教材书式(11-18) 0.7(1d ＋2d )＜0a ＜2(1d ＋2d )得
0.7(100+200)＜0a ＜2(100+200)
即 210＜0a ＜600 取0a =250㎜ 由教材书式(11-19)得
0L =20a +π(1d ＋2d )/2+(2d -1d )2
/40a
=2×250+3.14(100+200)/2+(200-100)2
/4×250
=981㎜
由教材书表11-1取d L =1000㎜。

由教材书式（11-20）得
a =0a +
2
0L L d -=250+2981
1000-=259.5㎜
由教材书式（11-21）得
min a =a -0.015d L =259.5-0.015×1000=244.5㎜
max a =a +0.03d L =259.5+0.03×1000=289.5㎜ (四) 验算小带轮包角1a 由教材书式（11-22）得
1a =1800
-a
d d 1
2-×57.30 =1800
-
03.575
.259100
200⨯-=157.90＞1200 ， 故合适。

(五) 确定V 带的根数Z
依教材书查表11-4、表11-5、表11-6和表11-1得 0p =1.31KW 、 △0p =0.17KW 、a K =0.94、L K =0.89。

由教材书式（11-23）得
Z=
L a c K K p p p )(00∆+=89
.094.0)17.031.1(8
.4⨯⨯+=3.87669
取Z=4。

(六) 计算初拉力0F
由表11-2查得q =0.10kg/m ，由式（11-24）得
0F =
v
C Z P 500（a K 5
.2-1）+2qv =54.748.4500⨯⨯×（94
.05
.2-1）+0.10×7.542 =137.7N
(七) 计算轴上的力y F 由教材书式（11-25）得
y F =2Z 0F sin 21a =2×4×137.7×sin
2
9.1570
=1042N V 带传动的主要参数列表如下:
(八) 带轮结构设计 带轮圆周速度 1v =2v =
160d n π=10014.360
1400
⨯⨯ =7326㎜/s=7.3m/s
故v ＜25m/s,采用HT150 (铸铁)；又因带轮直径d ≤200㎜,采用实心式。

查教材书表11-2，11-3，得V 带横截面尺寸和轮槽尺寸如下：
（单位:㎜）
则带轮轮缘宽度
z－1）e＋2f=（4-1）×15+2×9=63㎜
B=（
大带轮毂孔直径由后续Ⅰ轴设计而定：d=d①=28㎜，大带轮毂宽度L=B=63㎜。

结构图如下:
第六章齿轮的设计
一、设计要求：两级标准直齿圆柱齿轮减速器的齿轮传动，已知传递的功率PⅠ轴=2.995KW，PⅡ轴=2.876KW，主动轮转速NⅠ轴=720r/min，N
=216r/min，齿数比U1=3.34，U2=2.57，载荷平稳，单向运转，齿Ⅱ轴
轮在三支承间对称布置。

二、步骤:
（一）第一级
1.选择齿轮材料，热处理方式及精度等级，确定许用应力
1.1选择齿轮材料，热处理方式：该齿轮无特殊要求，可选用一
般齿轮材料，由教材书表13-1和表13-2并考虑HBW 1=HBW 2+（30～50）的要求，小齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度取230HBW ；大齿轮选用45钢，正火处理齿面硬度取190HBW 。

1.2 确定精度等级：减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于3m/s,根据教材书表13-3，初选9级精度。

1.3 确定许用应力：教材书图13-11c ，图13-14c 分别查得
11im H σ=560MPa 21im H σ=530MPa
11im bb σ=195MPa 21im bb σ=180MPa
由教材书表13-5查得H S =1.1和F S =1.4,故
[]1H σ=H
im H S 11δ=1
.1560=509.1MPa []2H σ=H
im H S 21δ=1
.1530=481.8MPa
[]1bb σ=F
im F S 11δ=4
.1195=139.3MPa []2bb σ=F
im F S 21δ=4
.1180=128.6MPa
因齿面硬度小于350HBW ，属软齿面，所以按齿面接触疲劳强度进行设计
2 按齿面接触疲劳强度设计 由教材书式（13-4）计算中心距
a ≥(u ±1)[]31
2
335u KT a H ψσ⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛
2.1 取[]H σ=[]2H σ=481.8 MPa 。

2.2 小齿轮转矩
1T =9.55×1
6
10n P
=9.55×610×720995.2=39720N ·㎜
2.3 取齿宽系数a ψ=0.4，u =
3.34。

2.4 由于原动机为电动机，载荷平支承为对称布置，查教材书表13-4选K=1。

将上述数据代入，得初算中心距0a
0a ≥（3.34+1）×32
34
.34.039720
18.481335⨯⨯⨯
⎪⎭⎫ ⎝⎛=105.5㎜ 3 确定基本参数计算齿轮的主要尺寸
3.1 选择齿数 取1z =26，则2z =τ·1z =87。

3.2 确定模数 m =
2102z z a +=87
265
.1052+⨯=1.87㎜ 由教材书表5-2取m =2㎜ 3.3 确定中心距 a =
2
)(21z z m +=2)
8726(2+⨯=113㎜
3.4 确定齿宽 b =a a ψ=0.4×113=45.2㎜
为了补偿两轮轴向尺寸的误差，使小轮宽度略大于大轮， 故取2b =46㎜，1b =50㎜
齿轮的基本参数和主要尺寸列表如下：
4 验算齿根弯曲疲劳强度
4.1 由教材书式(13-7)效验算齿根弯曲疲劳强度
取1z =26，2z =87，由教材书图13-3查得：1F Y =2.68，2F Y =2.27代入上式得
1bb σ=
1
2
112z bm Y KT F =2625068
.239720122⨯⨯⨯⨯⨯=40.9MPa ＜[]
1bb
σ 安全 2bb σ=1
21F F F Y Y σ=40.9×68
.227.2=30.6MPa ＜[]2bb σ 安全
4.2 验算圆周速度
v =
1000
601
1⨯n d π
=
1000
60720
5214.3⨯⨯⨯=1.96m/s
由教材书表13-3知，选9级精度合适。

5 大齿轮的结构尺寸如表下：
6 大齿轮简图如下：
（二）第二级
1选择齿轮材料，热处理方式及精度等级，确定许用应力 1.1选择齿轮材料，热处理方式：该齿轮无特殊要求，可选用一般齿轮材料，由教材书表13-1和表13-2并考虑HBW 1=HBW 2+（30～50）的要求，小齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度取230HBW ；大齿轮选用45钢，正火处理齿面硬度取190HBW 。

1.2确定精度等级：减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于3m/s,根据教材书表13-3，初选9级精度。

1.3确定许用应力：教材书图13-11c ，图13-14c 分别查得
11im H σ=560MPa 21im H σ=530MPa
11im bb σ=195MPa 21im bb σ=180MPa
由教材书表13-5查得H S =1.1和F S =1.4,故
[]1H σ=H
im H S 11δ=1
.1560=509.1MPa []2H σ=H
im H S 21δ=1
.1530=481.8MPa
[]1bb σ=F
im F S 11δ=4
.1195=139.3MPa []2bb σ=F
im F S 21δ=4
.1180=128.6MPa
因齿面硬度小于350HBW ，属软齿面，所以按齿面接触疲劳强度进行设计
2 按齿面接触疲劳强度设计 由教材书式（13-4）计算中心距
a ≥(u ±1)[]31
2
335u KT a H ψσ⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛
2.1 取[]H σ=[]2H σ=481.8 MPa 。

2.2 小齿轮转矩
1T =9.55×1
6
10n P
=9.55×610×216876.2=127411.3N ·㎜
2.3 取齿宽系数a ψ=0.4，u =2.57。

2.4 由于原动机为电动机，载荷平支承为对称布置，查教材书表13-4选K=1。

将上述数据代入，得初算中心距0a
0a ≥（2.57+1）×32
57.24.03
.12741118.481335⨯⨯⨯⎪
⎭
⎫ ⎝⎛≥139.69㎜ 3 确定基本参数计算齿轮的主要尺寸
3.1 选择齿数 取1z =26，则2z =τ·1z =67。

3.2 确定模数 m =2
102z z a +=6726699.1392+⨯=3.004㎜ 由教材书表5-2取m =3㎜
3.3 确定中心距 a =
2
)(21z z m +=2)
6726(3+⨯=139.5㎜
3.4 确定齿宽 b =a a ψ=0.4×139.5=55.8㎜
为了补偿两轮轴向尺寸的误差，使小轮宽度略大于大轮， 故取2b =56㎜，1b =60㎜
齿轮的基本参数和主要尺寸列表如下：
4 验算齿根弯曲疲劳强度
4.1 由教材书式(13-7)效验算齿根弯曲疲劳强度
取1z =26，2z =67，由教材书图13-3查得：1F Y =2.68，2F Y =2.27代入上式得
1bb σ=1
2112z bm Y KT F =26
36068.23.127411122
⨯⨯⨯⨯⨯=48.64MPa ＜[]1bb σ 安全 2bb σ=1
21F F F Y Y σ=48.64×68
.227.2=41.2MPa ＜[]2bb σ 安全
4.2 验算圆周速度
v =
1000
601
1⨯n d π=
100060216
7814.3⨯⨯⨯=0.88m/s
由表13-3知，选9级精度合适。

5.大齿轮的结构尺寸如表下：
6.绘制大齿轮的零件工作图：（见后图1）
第七章 传动轴的设计
一、轴的材料和最小直径的估算:
根据工作载荷不重(F=2～3KN ，v =1.1m/s)，载荷变化不大，初步拟定三根轴承都采用45号钢，正火调质处理，按扭转强度法进行
最小直径估算:
（一） Ⅰ轴是输入轴，从它算起,
由教材书表16-3取C=120，由教材书式16-2得
1d ≥C 3n
P =120×3720
995.2=20㎜
根据Ⅰ轴最小直径只有20㎜，而Ⅰ轴是减速箱的输入轴，比相配的电动机轴（ 28㎜）小得多，而实际上从电动机到Ⅰ轴经过一段皮带减速，作用于Ⅰ轴上的扭转比电动机轴上的要大，因此轴的最小直径不能用这种方法确定，而应该采用经验公式确定:
1d =（0.8～1.2）电D =(0.8～1.2)×28 =22.4～33.6㎜
可取1d =28㎜，此为Ⅰ轴装皮带轮处直径，即为最小直径。

（二）Ⅱ轴直径，因Ⅰ轴到Ⅱ轴中心距为113㎜，所以
2d =（0.3～0.4）×113=33.9～45.2㎜
可取2d =40㎜，即为最小直径。

（三） Ⅲ轴直径，因Ⅱ轴到Ⅲ轴中心距为139.5㎜，又因在轴段上有二根键槽，所以
3d =（0.3～0.4）×139.5×（0.07+1）=44.78～59.7㎜
可取3d =45㎜，即为最小直径。

二、轴的结构设计：
（一）Ⅰ轴的结构设计 1、 各轴段直径d 的确定
d
①
最小直径: 安装大带轮的外伸轴段，d ①=1d =28㎜。

d
②
密封处轴段:根据密封圈的标准,拟采用毡圈密封,d ②=30㎜。

d③滚动轴承处轴段: 取d③=35㎜，滚动轴承选取6207型。

d④过渡轴段: 由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s，滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，d④=45㎜。

d⑤齿轮处轴段: 由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构。

所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均采用45号钢调质处理，d⑤=56㎜。

d⑥滚动轴承处轴段：d⑥=d③=35㎜。

2、各轴段长度L的确定
L①：由大带轮的毂孔宽度B=63㎜确定，L①=61㎜。

L②：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，L②=67㎜。

L③：由滚动轴承、挡油盘和装配关系等确定，L③=30㎜。

L④：由装配关系、箱体结构等确定，L④=70㎜。

L⑤：齿轮处长度：由小齿轮宽度B1=50㎜确定，
齿
L=50㎜。

L⑥：由滚动轴承、挡油盘和装配关系等确定，L⑥=30㎜。

3、Ⅰ轴轴系如下简图：
12456
3（二）Ⅱ轴的结构设计
1、各轴段直径d的确定
d①最小直径:，滚动轴承处轴段，取d①=40㎜，选用6208型。

d②小齿轮轴段:由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构。

所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均采用45号钢调质处理。

d②=70.5㎜。

d③轴环:根据齿轮的轴向定位要求，取d③=55㎜。

d④大齿轮轴段:d④=45㎜。

d⑤滚动轴承处轴段：d⑤=d①=40㎜。

2、各轴段长度L的确定
L①：由滚动轴承、挡油盘和装配关系等确定，L①=33㎜。

L②：由小齿轮毂孔宽度B=60㎜确定，L②=60㎜。

L③：轴环宽度，L③=10㎜。

L④：由大齿轮毂孔宽度B=46㎜确定，L④=44㎜。

L⑤：由滚动轴承、挡油盘和装配关系等确定，L⑤=35㎜。

3、Ⅱ轴轴系如下简图：
1234
5
（三）Ⅲ轴的结构设计
1、各轴段直径d的确定
d A滚动轴承处轴段:取d A=50㎜，滚动轴承选取6210型。

d B大齿轮轴段:d B=55㎜。

d C轴环:根据齿轮的轴向定位要求，取d C=65㎜。

d D 过渡轴段:由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s，滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，d D=55㎜。

d E滚动轴承处轴段：d E=d A=50㎜。

d F密封处轴段:根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准,（采用毡圈密封）,d F=48㎜。

d=45㎜。

d G最小直径:安装联轴器的外伸轴段，d G=
1
2、各轴段长度L的确定
L A：由滚动轴承、挡油盘和装配关系等确定，L A=39㎜。

L B：由大齿轮毂孔宽度B=56㎜，L B=54㎜。

L C：由轴环根据齿轮的轴向定位要求，取L C=10㎜。

L D：由装配关系、箱体结构等确定，L D=46㎜。

L E：由滚动轴承、挡油盘和装配关系等确定，L E=37㎜。

L F：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，L F=64㎜。

L G ：由Y型十字滑块联轴器确定，L G=60㎜。

3、绘制Ⅲ轴轴系图（见后图2）
第八章箱体的结构设计
一、减速器箱体起着支撑和固定轴系零件,保证传动件的啮合精度和良好润滑以及轴系的可靠密封等重要作用,采用铸造件,箱体的支撑采用外肋结构，其质量约占减速器总质量的30%～50%。

二、根据《指导书》16页表4-1，可拟出减速器箱体的主要结构尺寸如下：
第九章减速器附件的选择与设计
一、轴承端盖的设计: 选用厚10㎜的凸缘式铸铁件轴承端盖, 轴承端盖调整热厚度为1㎜,结构尺寸见指导书表4.5，Ⅰ和Ⅱ轴承盖用4个M8×35的螺丝固定，Ⅲ轴承盖用6个M8×35的螺丝固定。

二、窥视孔和窥视孔盖的设计：窥视孔尺寸选用M6的孔；窥视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫片密封，尺寸选用厚10㎜宽30㎜长40㎜，用4个M6×25的螺丝固定。

三、放油螺塞的设计：放油孔设在箱底的最低处，在箱体的内底面设计成放油孔方向倾斜10～1.50。

在附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的排放，尺寸参考设计书表5.2，选用皮封油圈，M14×1。

四、油标的选择：选用带有螺纹的M12杆式油标，应使箱座油标座孔的倾斜位置便于加工和使用，尺寸参考设计书表5.3。

五、通气器的选择：选用带孔的M12螺丝做通气塞，但通气孔不直接通顶端，防灰尘进入，尺寸参考设计书表4.4。

六、起盖螺钉的设计:选用M10×30的螺钉,顶杆端部做成圆柱形,加工成大倒角.以免顶坏螺纹。

七、定位销的选择：选用2个M8×40的螺钉，
八、吊耳和吊钩的设计：在箱盖上直接铸造出2个吊耳，箱座两端也铸造出吊钩，尺寸参考设计书表4.3
九、键联接的选择：三根轴上的键均采用A型平键，一般配合。

（一）Ⅰ轴装皮带轮处有键一根，轴径和电动机轴一样为φ28㎜，则键也采用电动机一样的《机械设计手册》表可知尺寸，宽8㎜，厚7㎜，长50㎜，键槽深轴4㎜，壳3.3㎜，槽宽公差：轴0.036。

（二）Ⅱ轴装大齿轮处有键一根，此处轴径φ45㎜，则键宽14㎜，厚9㎜，长35㎜。

（三）Ⅲ轴为输出轴，与卷筒采用十字滑块联轴器，此处有键一根，轴径φ45㎜，则键的尺寸为宽14㎜，厚9㎜，长50㎜；在装大齿轮处有一根键，轴径为φ55㎜，则键宽16㎜，厚10㎜，长45㎜，键槽深轴 6.0㎜，壳 4.4㎜，槽深公差均为2.0
±㎜，槽宽公差均为
±0.043，壳±0.0215。

十、滚动轴承的选择:
（一）Ⅰ轴最小处直径φ28㎜,此为装皮带轮处直径,为方便滚动轴承的装拆,装轴承处轴径必须大于这一类值,取φ35㎜,则滚动轴承选用6207型。

（二）Ⅱ轴最小直径φ40㎜，可选6208型。

（三）Ⅲ轴最小直径φ45㎜，是装十字滑块联轴器处直径，为方便轴承的装拆，可取φ50㎜，则轴承选用6210型。

（四）查《指导书》附表7.1——深沟球轴承，可知各轴承的基本尺寸和安装尺寸，现列表如下：
第十章润滑与密封的设计
一、润滑：由于各轴上齿轮的圆周速度小于 2 m/s,滚动轴承采用脂润滑,为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合,防止润滑脂流失,应在箱体内侧装挡油板,润滑脂的装填量不应超过轴承空间的1/3～1/2, Ⅰ轴挡油板厚度定为13㎜, Ⅱ轴挡油板厚度定为15㎜, Ⅲ轴挡油板厚度定为17㎜，润滑剂查《指导书》附表4.1。

二、密封: 由于各轴上齿轮的圆周速度小于 2 m/s,密封选用毡圈密封,毡圈的剖面为矩形,工作时将毡面嵌入剖面为梯形的环形槽中并压紧在轴上,以获得密封效果，尺寸查《指导书》附表3.1。

第十一章联轴器的选择
由于Ⅲ轴最小处直径φ45㎜，各轴上齿轮的圆周速度小于2 m/s,两轴线的径向位移量y≤0.04d,角位移α≤300，选用可移式刚性十
字滑块联轴器，查《指导书》附表6.5，可知联轴器传送的许用转矩为800N·m,许用转速为250r/min,长200㎜,轴选用Y型长60㎜。

两轴线的相对径向位移，因为联轴器上有平端紧定螺钉,限制了半联轴器在轴上的轴向移动,又因可借中间滑块两端上的凸榫在其两端半联轴器的凹槽中的滑动来得到补偿，因此轴上可不算设计定位轴。

第十二章设计小结
通过这次的课程设计，我在潘老师指导下，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识, 学习运用手册、图册和查阅有关技术资料等，了解了机械设计的基本技能，掌握了机械设计的一般规律，树立了正确的设计思想，培养了独立分析和解决实际问题的能力，养成了思考、精益求精的学习精神。

由于以前我是一名电工工作者，对于机械的结构原理、功能和运动特点都不十分了解，在设计的过程中碰到这样那样的难题，得到了老师和同学们的热情帮助，在此我想对你们说: 谢谢啦!
参考资料
（1）张久成. 机械设计基础. 北京. 机械工业出版社. 2006.6 （2）徐灏. 机械设计手册. 北京. 机械工业出版社. 1991.（3）周鹏翔、刘振魁. 工程制图. 北京. 高等教育出版社. 2000 （4）机械设计基础课程. 内部资料。