1361-減速器2級（帶式運輸機傳動設計）

1361-減速器2級（帶式運輸機傳動設計）,減速器,運輸機,傳動,設計 貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 1 -頁目 錄設計任務書2第一部分 傳動裝置總體設計4第二部分 V 帶設計6第三部分 各齒輪的設計計算9第四部分 軸的設計13第五部分 校核19第六部分 主要尺寸及數據21貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 2 -頁設 計 任 務 書課程設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）原始數據：數據編號 3 5 7 10運輸機工作轉矩 T/(N.m)690 630 760 620運輸機帶速V/(m/s)0.8 0.9 0.75 0.9卷筒直徑D/mm320 380 320 360工作條件：貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 3 -頁連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為 10 年，小批量生產，單班制工作（8 小時/天）。運輸速度允許誤差為 。%5課程設計內容1）傳動裝置的總體設計。2）傳動件及支承的設計計算。3）減速器裝配圖及零件工作圖。4）設計計算說明書編寫。每個學生應完成：1部件裝配圖一張（A1）。2零件工作圖兩張（A3）3設計說明書一份（60008000 字）。本組設計數據：第三組數據：運輸機工作軸轉矩 T/(N.m) 690 。運輸機帶速 V/(m/s) 0.8 。卷筒直徑 D/mm 320 。已給方案：外傳動機構為 V 帶傳動。減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 4 -頁第一部分 傳動裝置 總體設計傳動方案（已給定）1外傳動為 V 帶傳動。2減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。3方案簡圖如下：二、該方案的 優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于 V 帶有 緩沖吸振能力，采用 V 帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用 V 帶這種簡單的結構，并且價格便宜， 標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為 Y 系列三相交流 異步貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 5 -頁電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結 構簡單、尺寸緊湊、成本低 傳動 效率高。計 算 與 說 明 結果三、原動機選擇（Y 系列三相交流異步電動機）工作機所需功率： =0.96 (見課設 P9)Pwmin.14832.01RDVn傳動裝置總效率： （見課設式 2-4）a87654321a9.09.09.0397.04.597.06（見課設表 12-8）78 8.7. a電動機的輸出功率： （見課設式 2-1）Pd取KwaWdP23.485.06wd5.選擇電動機為 Y132M1-6 型 （見課設表 19-1）技術數據：額定功率（ ） 4 滿載轉矩（ ） w minr960 額定轉矩（ ） 2.0 最大轉矩（ ） mN N2.0 貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 6 -頁Y132M1-6 電動機的外型尺寸（ mm）： （見課設表 19-3）A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配1總傳動比： （見課設式 2-6）ia204896nima2各級傳動比分配： （見課設式 2-7）ia3215.2076.初定 .1i07325.i第二部分 V 帶設計外傳動帶選為 普通 V 帶傳動 1確定計算功率： Pca1）、由表 5-9 查得工作情況系數 1.KA2）、由式 5-23（機設） kwAca 65.12、選擇 V 帶型號查圖 5-12a(機設) 選 A 型 V 帶。3.確定帶輪直徑 da12貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 7 -頁（1）、參考圖 5-12a（機設）及表 5-3（機設）選取小 帶輪直徑 mda2（電機中心高符合要求）Ha1（2）、驗算帶速 由式 5-7（機設）smdnVa 111 63.50612906（3）、從動帶輪直徑 a2midaa 4.931.212查表 5-4（機設） 取 da280（4）、傳動比 i5.21802dai（5）、從動輪轉速 min112380.96Rni4.確定中心距 和帶長aLd（1）、按式（5-23 機設）初選中心距aa210217.0取784. m70（2）、按式(5-24 機設) 求 帶的計算基礎準長度 L0貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 8 -頁mmddaL1960)704128()21(72( )20查圖.5-7( 機 設)取帶的基準長度 Ld=2000mm(3)、按式 (5-25 機設)計算中心距:amaLd 20.7)219607(200 (4)、按式（ 5-26 機設）確定中心距 調整范圍ad 780)03.7(3.mx mL69215015in 5.驗算小帶輪包角 1由式(5-11 機設)1206018012ad6.確定 V 帶根數 Z(1)、由表（5-7 機設） 查得 dd1=112 n1=800r/min 及n1=980r/min 時， 單根 V 帶的額定功率分呷為 1.00Kw 和1.18Kw，用 線性插值法求 n1=980r/min 時的額定功率 P0 值。KwP16.)8096(80.1.(0 (2)、由表（5-10 機設 ）查得P0=0.11Kw(3)、由表查得（5-12 機設）查得包角系數 9.0k(4)、由表(5-13 機設) 查得長度系數 KL=1.03(5)、計算 V 帶根數 Z，由式（5-28 機設）貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 9 -頁49.03.196).016(5KPLcaZ取 Z=5 根 7計算單根 V 帶初拉力 F0，由式（ 5-29）機 設。NqVZvKPFac160)5.2(502q 由表 5-5 機設查得8計算對軸的壓力 FQ，由式（ 5-30 機設）得NZQ 158)260sin152(sin210 9確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準直徑 dd1=112mm 采用實心式結構。大帶輪基準直徑 dd2=280mm，采用孔板式結構，基準 圖見零件工作圖。第三部分 各齒輪的設計計算一、高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）1.齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼， 鍛選項毛坯，大齒輪、正火處 理，小 齒輪調質，均用 軟齒面。齒輪 精度用 8 級，輪齒表面精糙度為 Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數宜取多些，取 Z1=34 則貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 10 -頁Z2=Z1i=342.62=89 2.設計計算。（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9）3112udKHtZdaEt T1=9.55106P/n=9.551065.42/384=134794 Nmm由圖（7-6 ）選取材料的接觸疲勞，極限應力為HILim=580 HILin=560由圖 7-7 選取材料彎曲疲勞極陰應力HILim=230 HILin=210應力循環(huán)次數 N 由式（7-3）計算N1=60n, at=60(836010)=6.64109N2= N1/u=6.64109/2.62=2.53109由圖 7-8 查得接觸疲勞壽命系數；Z N1=1.1 ZN2=1.04 由圖 7-9 查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1由圖 7-2 查得接觸疲勞安全系數：S Fmin=1.4 又 YST=2.0 試選 Kt=1.3由式(7-1)(7-2)求許用接觸 應力和許用彎曲 應力PZSaNHmM6381inla52inl2貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 11 -頁PYSaNFTlinK3281m1aFTlinM0222將有關值代入式(7-9)得10.652)(3 11 udtHEUt Zd則 V1=(d1tn1/601000)=1.3m/s( Z1 V1/100)=1.3(34/100)m/s=0.44m/s查圖 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4 查得 K=1.08.取 K=1.05.則 KH=KAKVKK=1.42 ,修正 mtd68.3.1421M=d1/Z1=1.96mm由表 7-6 取標準模數：m=2mm(3) 計 算幾何尺寸d1=mz1=234=68mm d2=mz2=289=178mm a=m(z1z2)/2=123mm b=ddt=168=68mm取 b2=65mm b1=b2+10=753.校核齒根彎曲疲勞強度由圖 7-18 查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取 Y=0.7貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 12 -頁由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度. 1323211 53.407.14687. FadF PMmZK2122 5.9.05. FaFSFY二、低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪）1.齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼，鍛選項 毛坯，大 齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。 齒輪精度用 8 級，輪齒表面精糙度為 Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數宜取多些，取 Z1=34 則 Z2=Z1i=343.7=1042.設計計算。1 設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9）3112udKHtZdaEt T1=9.55106P/n=9.551065.20/148=335540 Nmm由圖（7-6 ）選取材料的接觸疲勞，極限應力為HILim=580 HILin=560由圖 7-7 選取材料彎曲疲勞極陰應力HILim=230 HILin=210貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 13 -頁應力循環(huán)次數 N 由式（7-3）計算N1=60n at=60148(836010)=2.55109N2= N1/u=2.55109/3.07=8.33108由圖 7-8 查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1 Z N2=1.04 由圖 7-9 查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1由圖 7-2 查得接觸疲勞安全系數：S Fmin=1.4 又 YST=2.0 試選 Kt=1.3由式(7-1)(7-2)求許 用接觸應力和許用彎曲 應力PZSaNHmM5801inla62inl2YaNFSTli K381mn1PaFSTliFM02n22將有關值代入式(7-9)得mudtHEUt Zd43.701)(321 則 V1=(d1tn1/601000)=0.55m/s( Z1 V1/100)=0.55(34/100)m/s=0.19m/s查圖 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4查得 K=1.08.取 K=1.05.則 KH=KAKVKK=1.377 ,修正mtd8.713.1貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 14 -頁M=d1/Z1=2.11mm由表 7-6 取標準模數：m=2.5mm(3) 計 算幾何尺寸d1=mz1=2.534=85mm d2=mz2=2.5104=260mm a=m(z1z2)/2=172.5mm b=ddt=185=85mm取 b2=85mm b1=b2+10=953.校核齒根彎曲疲勞強度由圖 7-18 查得，Y FS1=4.1，YFS2=4.0 取 Y=0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度. 1323211 9.127.045.47. FadF PMmZK2122 8.1.09FaFSFY總結：高速級 z1=34 z2=89 m=2 低速級 z1=34 z2=104 m=2.5第四部分 軸的設計高速軸的設計1.選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 15 -頁求故選擇常用材料 45 鋼,調質處理.2.初估軸徑按扭矩初估軸的直徑,查表 10-2,得 c=106 至 117,考慮到安裝聯軸器的軸段僅受扭矩作用.取 c=110 則:D1min=103npc27m84.53D2min=36.3D3min=103npc5248.33.初選軸承1 軸選軸承為 60082 軸選軸承為 60093 軸選軸承為 6012根據軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:D1=40mmD2=45mmD3=60mm4.結構設計(現只對高速軸作設計,其它兩軸設計略,結構詳見圖) 為了拆裝方便,減速器殼體用剖分式,軸 的結 構形狀如圖所示.(1).各 軸直徑的確定初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段 1 安裝軸承 6008,故該段直徑為 40mm。2 段裝齒貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 16 -頁輪，為了便于安裝，取 2 段為 44mm。齒輪右端用 軸肩固定，計算得軸肩的高度為 4.5mm，取 3 段為 53mm。5 段裝軸承，直徑和1 段一樣為 40mm。4 段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取 4 段為 42mm。6 段應 與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用 JB/ZQ4606-1986 中 d=36mm的毛氈圈，故取 6 段 36mm。7 段裝大帶輪，取為 32mmdmin 。（2）各軸段長度的確定軸段 1 的長度為軸承 6008 的寬度和軸承到箱體內壁的距離加上箱體內壁到齒輪端面的距離加上 2mm，l1=32mm。2 段應比齒輪寬略小 2mm，為 l2=73mm。3 段的長 度按 軸肩寬度公式計算 l3=1.4h；去 l3=6mm，4 段：l4=109mm 。l5 和軸承 6008 同寬取 l5=15mm。l6=55mm，7 段同大帶輪同寬，取 l7=90mm。其中l(wèi)4，l6 是在確定其它段 長度和箱體內壁寬后確定的。于是，可得軸的支點上受力點間的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。（3）.軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 H7/r6。與軸承內圈配合軸勁選用 k6，齒輪與大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯接，分別為 16*63 GB1096-1979 及鍵 10*80 GB1096-1979。（4）.軸上倒角與圓角為保證 6008 軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm。其他 軸肩圓角半徑均為貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 17 -頁2mm。根據 標準 GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為 1*45。5.軸的受力分析1 畫軸的受力簡圖 。2 計算支座反力。Ft=2T1/d1= N378465.12Fr=Fttg20。=3784 19.0FQ=1588N在水平面上FR1H=Nlr 965.2137842FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V=Nlt 352.15732Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N3 畫彎矩圖在水平面上，a-a 剖面左側MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715Nma-a 剖面右側MAh=FR2Hl2=411 153=62.88 Nm在垂直面上MAv=MAV=FR1Vl2=352153=53.856 Nm合成彎矩，a-a 剖面左側貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 18 -頁MAVHa22 mN73.9856.71.022 a-a 剖面右側 2.6222 aVaH畫轉矩圖轉矩 3784（68/2）=128.7Nm2/dTFt6.判斷危險截面顯然，如圖所示， a-a 剖面左 側合成彎矩最大、扭矩 為 T，該截面左側可能是危險截面；b-b 截面處合成灣矩 雖不是最大，但該截面左側也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b截面右側均有應力集中，且 b-b 截面處應力集中更 嚴重，故 a-a截面左側和 b-b 截面左、右側又均有可能是疲 勞破壞危險截面。7.軸的彎扭合成強度校核由表 10-1 查得 MPab601Pab10.061ba(1)a-a 剖面左側3=0.1443=8.5184m3dW1.=14.57 5184.60( 72)222 aTMeMPa（2）b-b 截面左側3=0.1423=7.41m3dW1.0b-b 截面 處合成彎矩 Mb:=174 Nm5.241379.85.42Mb3 la貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 19 -頁=27 41.760( 28)222 WaTMeMPa8.軸的安全系數校核:由表 10-1 查得(1)在 a-a1.0,2,5,30,65011 PaaPaB截面左側WT=0.2d3=0.2443=17036.8mm3由附表 10-1 查得 由附表 10-4 查得絕對尺,63.1,K寸系數 ;軸經 磨削加工, 由附表 10-5 查得質量76.0,81.系數 .則彎曲應力 MPaWb68.514.93應力幅 ba平均應力 0m切應力 MPaT57.368.12Tma 9.257.安全系數 280.68.10.31 maKS.179.3.76.351ma 2.1582.2 S查表 10-6 得許用安全系數 =1.31.5,顯然 S ,故 a-a 剖SS貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 20 -頁面安全.(2)b-b 截面右側抗彎截面系數 3=0.1533=14.887m3dW1.0抗扭截面系數 WT=0.2d3=0.2533=29.775 m3又 Mb=174 Nm,故彎曲應力 MPaWb7.18.4ba0m切應力MPaT32.475.918Tma6.2由附表 10-1 查得過盈配合引起的有效應力集中系數。 1.0,2.,0.1,76.,81.0,9.1,6.2 K則 74.302.718.06231 maS.6.76.1951 maK3.24.322S顯然 S ,故 b-b 截面右側安全。貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 21 -頁（3）b-b 截面左側WT=0.2d3=0.2423=14.82 m3b-b 截面左右側的彎矩、扭矩相同。彎曲應力MPaWb48.231.7ba0m切應力MPaT68.2.147Tma3.（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表 10-2 查得圓角引起的有效應力集中系數 。由附表 10-4 查得絕對尺寸36.1,48.K系數 。又 。則7.0,83. 1.0,2.,016.702.48.3.011 maS38.9.1.78.651maK2.39.22 S顯然 S ,故 b-b 截面左側安全。貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 22 -頁第五部分 校 核高速軸軸承 NlFr 965.213784 R1H2FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411Nlt 352.157F1V32Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N軸承的型號為 6008，Cr=16.2 kN1 FA/COr=02 計算當量 動載荷FfPARrYX查表得 fP=1.2 徑向載荷系數 X 和軸向載荷系數 Y 為X=1，Y=0=1.2（1352）=422.4 NfARPrYX3 驗算 6008 的壽命28046384167.203Lh驗算右邊軸承28091738416705.3h鍵的校核貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 23 -頁鍵 1 108 L=80 GB1096-79則強度條件為 MPalkdTp 5.30.82/6512/ 查表許用擠壓應力 p1所以鍵的強度足夠鍵 2 128 L=63 GB1096-79則強度條件為 MPalkdTp 95.30.063.4/5128/ 查表許用擠壓應力 p1所以鍵的強度足夠聯軸器的選擇聯軸器選擇為 TL8 型彈性聯軸器 GB4323-84減速器的潤滑1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油里約 0.7 個齒高，但不小于 10mm，低速級齒輪浸入油高度約為 1 個齒高（不小于 10mm），1/6 齒輪。2滾動軸承的潤滑因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度 V1.52m/s 所以采用飛濺潤滑，貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 24 -頁第六部分 主要尺寸及數據箱體尺寸:箱體壁厚 m10箱蓋壁厚 8箱座凸緣厚度 b=15mm箱蓋凸緣厚度 b1=15mm箱座底凸緣厚度 b2=25mm地腳螺栓直徑 df=M16地腳螺栓數目 n=4軸承旁聯接螺栓直徑 d1=M12聯接螺栓 d2 的間距 l=150mm軸承端蓋螺釘直徑 d3=M8定位銷直徑 d=6mmdf 、d1 、d2 至外箱壁的距離 C1=18mm、18 mm、13 mmdf、d2 至凸緣邊緣的距離 C2=16mm、11 mm軸承旁凸臺半徑 R1=11mm凸臺高度根據低速軸承座外半徑確定外箱壁至軸承座端面距離 L1=40mm大齒輪頂圓與內箱壁距離1=10mm齒輪端面與內箱壁距離2=10mm箱蓋，箱座肋厚 m1=m=7mm貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 25 -頁軸承端蓋外徑 D2 ：凸緣式端蓋：D+（55.5）d3以上尺寸參考機械設計課程設計 P17P21傳動比原始分配傳動比為：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07各軸新的轉速為 ：n1=960/2.5=3.84n2=384/2.61=147n3=147/3.07=48各軸的輸入功率P1=pd87 =5.50.950.99=5.42P2=p165=5.420.970.99=5.20P3=p243=5.200.970.99=5.00P4=p321=5.000.990.99=4.90各軸的輸入轉矩T1=9550Pdi187/nm=95505.52.50.950.99=128.65T2= T1 i265=128.652.620.970.99=323.68T3= T2 i343=323.683.070.970.99=954.25T4= T3 21=954.230.990.99=935.26軸 號 功率 p 轉矩 T 轉速 n 傳動比 i 效率 電機軸5.5 2.0 9601 1貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 26 -頁1 5.42 128.65 3842.5 0.942 5.20 323.68 1482.62 0.963 5.00 954.25 48 3.07 0.96工作機軸 4.90 935.26 48 1 0.98齒輪的結構尺寸兩小齒輪采用實心結構兩大齒輪采用復板式結構齒輪 z1 尺寸z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75d1=68 ha=ha*m=12=2mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25)2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d12ha=68+22=72mmdf=d12hf=6822.5=63p=m=6.28mms=m/2=3.142/2=3.14mme=m/2=3.142/2=3.14mmc=c*m=0.252=0.5mm貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 27 -頁齒輪 z2 的尺寸由軸可 得 d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49ha=ha*m=12=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(10.5)2=2.5mm da=d22ha=17822=182df=d12hf=17822.5=173 p=m=6.28mms=m/2=3.142/2=3.14mme=m/2=3.142/2=3.14mmc=c*m=0.252=0.5mmDT 12064.78230DD31.6D4=1.649=78.4D0da-10mn=182-102=162D20.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20R=5 c=0.2b=0.265=13齒輪 3 尺寸由軸可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95ha =ha*m=12.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)2.5=3.125貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 28 -頁da=d3+2ha=85+22.5=90 df=d1-2hf=85-23.125=78.75p=m=3.142.5=7.85 s=m/2=3.142.5/2=3.925e=s c=c*m=0.252.5=0.625齒輪 4 寸由軸可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85ha =ha*m=12.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.25=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)0.25=3.125da=d4+2ha=260+22.5=265 df=d1-2hf=260-23.125=253.75p=m=3.142.5=7.85 s=e=m/2=3.142.5/2=3.925c=c*m=0.252.5=0.625D0da-10m=260-102.5=235D31.664=102.4 7.16824.03501 DD2=0.25(D0-D3)=0.25(235-102.4)=33.15r=5 c=0.2b=0.285=17參考文獻：貴 州 大 學 設 計 用 紙第 - 29 -頁機械設計徐錦康 主編 機械工業(yè)出版社機械設計課程設計陸玉 何在洲 佟延偉 主編第 3 版 機械工業(yè)出版社機械設計手冊設計心得機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環(huán)節(jié)通過了 3 周的課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。由于在設計方面我們沒有經驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現這樣那樣的問題，如：在選擇計算標準件是可能會出現誤差，如果是聯系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。由于本次設計是分組的，自己獨立設計的東西不多，但在通過這次設計之后，我想會對以后自己獨立設計打下一個良好的基礎。