带式输送机总装图和设计说明书

设计任务书…………………………………………………2 第一部分 传动装置总体设计……………………………4 第二部分 V带设计………………………………………6 第三部分 各齿轮的设计计算……………………………9 第四部分第五部分第六部分

轴的设计………………………………………13 校核……………………………………………19 主要尺寸及数据………………………………21

设 计 任 务 书

一、 课程设计题目：

设计带式运输机传动装置（简图如下）

原始数据：

数据编号 运输机工作转矩T/(N.m) 运输机带速V/(m/s) 卷筒直径D/mm

工作条件：

连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为5%。

二、 课程设计内容

320 380 320 360 0.8 0.9 0.75 0.9 3 690 5 630 7 760 10 620 1）传动装置的总体设计。 2）传动件及支承的设计计算。 3）减速器装配图及零件工作图。 4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：

1） 部件装配图一张（A1）。 2） 零件工作图两张（A3）

3） 设计说明书一份（6000~8000字）。

本组设计数据：

第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 690 。 运输机带速V/(m/s) 0.8 。 卷筒直径D/mm 320 。

已给方案：外传动机构为V带传动。

减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

第一部分 传动装置总体设计

一、 传动方案（已给定） 1） 外传动为V带传动。

2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 3） 方案简图如下：

二、该方案的优缺点：

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

计 算 与 说 明 三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机） 工作机所需功率： V0.8n48R.minD3.140.321结果 Pw w =0.96 (见课设P9) 传动装置总效率：a（见课设式2-4） a12345678 4710.99 0.99 0.99 0.97 23850.99 0.97 60.99 0.95 （见课设表12-8）  a0.990.990.990.970.990.970.990.950.85 电动机的输出功率：Pd （见课设式2-1） PdPWa3.64.23Kw 取Pd5.5Kw 0.85选择电动机为Y132M1-6型 （见课设表19-1） 技术数据：额定功率（Kw） 4 满载转矩（rmin） 960 额定转矩（Nm） 2.0 最大转矩（Nm） 2.0 Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表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、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配

1、

总传动比：ia （见课设式2-6）

n96020 48 ianm2、

各级传动比分配： （见课设式2-7）

iai1i2i3

ia202.623.072.5 初定 i12.62 i23.07 i32.5

第二部分 V带设计

外传动带选为 普通V带传动 1、

确定计算功率：Pca

1）、由表5-9查得工作情况系数 KA1.1

2）、由式5-23（机设） PcaKAP1.15.55.65kw 2、选择V带型号

查图5-12a(机设)选A型V带。 3.确定带轮直径

da1 da2

（1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径 da1112mm

da12H （电机中心高符合要求）

（2）、验算带速 由式5-7（机设）

V1nd1a160100096011215.63ms601000

（3）、从动带轮直径 da2

da2ida12.61112293.24mm

查表5-4（机设） 取da2280mm （4）、传动比 i

i

dda2a12802.5112

（5）、从动轮转速

n2

ni19601380Rmin2.5

4.确定中心距a和带长Ld

（1）、按式（5-23机设）初选中心距

0.7da1da2a02da1da2 274.4a0787 取

a0700mm

（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0

2(280112)2(2700(112280))mm24700 1960mm

L02a02(dd1dd2)(dd1dd2)2查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm (3)、按式(5-25机设)计算中心距:a

aa0LLd0

2(70020001960)mm7.20mm2

(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围

)mm780mm amaxa0.03Ld(7200.032000 )mm690mm amina0.015Ld(7200.0152000

5.验算小带轮包角α1 由式(5-11机设)

1180dd2dd1a60166120

6.确定V带根数Z

(1)、由表（5-7机设）查得dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。

(2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.11Kw

P0(1.001.181.00(960800)Kw1.16Kw980800

(3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数k0.96 (4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03 (5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设）

ZP(PP)KKca00L5.56(1.160.11)0.961.03 4.49

取Z=5根

7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。

Pca(2.51)q2160N500vF0VZKa

q由表5-5机设查得

8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）得

1(25160sin160)N1588N2ZsinFQF022

9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图

小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。

第三部分 各齿轮的设计计算

一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=89

2.设计计算。

（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根

弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

d1t3ZZZHHZE2Kt1adu1u

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N〃mm

由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580 бHILin=560

由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 бHILim=230 бHILin=210 应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109 N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109 由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1

由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3

由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

ZS

ZHlimmHminHlimN1638MPa

a

H2SN2582MPHmin

aYYSF1linSTF1FminF2linSTN1328KPa300M

YYSF2FminN2P

将有关值代入式(7-9)得

d1t3

2KTZZZ()UH2E2t1du165.10u

则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s ( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s

查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正 d1d1t31.4266.68mm1.3

M=d1/Z1=1.96mm 由表7-6取标准模数：m=2mm (3) 计算几何尺寸

d1=mz1=2×34=68mm

d2=mz2=2×89=178mm

a=m(z1＋z2)/2=123mm b=φddt=1×68=68mm

取b2=65mm b1=b2+10=75 3.校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7 由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

F12KdZm21321.371367844.10.740.53M2313424.039.54M4.1PaF1 YFS240.53F2F1YFS1PaF2

二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×3.7=104

2.设计计算。

（1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿

根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）

d1t3ZZZHHZE2Kt1adu1u

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N〃mm

由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580 бHILin=560 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力

бHILim=230 бHILin=210 应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109 N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108

由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1

由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3

由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

ZS

ZHlimmHminHlimN1580MPa

a

H2SN2586MPHmin

YYSF1linSTF1FminN1328KPa

YYSF2linSTF2FminUE2N2300MPa

将有关值代入式(7-9)得

d1t3

2KTZZZ()H2t1du170.43mmu

则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s

( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s

查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正

d1d1t31.3771.8mm1.3

M=d1/Z1=2.11mm 由表7-6取标准模数：m=2.5mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2.5×34=85mm d2=mz2=2.5×104=260mm a=m(z1＋z2)/2=172.5mm b=φddt=1×85=85mm 取b2=85mm b1=b2+10=95 3.校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7 由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

F12KdZm21321.373355404.10.7127.9M231342.5PaF1YFS2127.9F2F1YFS14.0124.8M4.1PaF2

总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2 低速级 z1=34 z2=104 m=2.5

第四部分 轴的设计

高速轴的设计

1.选择轴的材料及热处理

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.

2.初估轴径

按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:

c3p5.42110327mmn384

D1min=

pc1103 D2min=n35.2036mm148

D3min=

3.初选轴承

c3p5.00110352mmn48

1轴选轴承为6008 2轴选轴承为6009 3轴选轴承为6012

根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:

D1=40mm

D2=45mm D3=60mm

4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.

(1).各轴直径的确定

初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。5段装轴承，直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。 （2）各轴段长度的确定

轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。

于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。

（3）.轴上零件的周向固定

为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。 （4）.轴上倒角与圆角

为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。。

5.轴的受力分析

（1） 画轴的受力简图。 （2） 计算支座反力。

2128.653784N68Ft=2T1/d1=

Fr=Fttg20。=37840.36391377N FQ=1588N 在水平面上

FR1H

Fl=llr233378452.5966N15352.5

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

在垂直面上

FlFR1V=llt233137752.5352N15352.5

Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N （3） 画弯矩图

在水平面上，a-a剖面左侧

MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715N〃m a-a剖面右侧

M’Ah=FR2Hl2=411153=62.88 N〃m

在垂直面上

MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N〃m 合成弯矩，a-a剖面左侧

MaMAHMAVa-a剖面右侧

2250.715253.85673.97 Nm2

Ma'MaHMaV'2'262.88253.85682.79 Nm2

画转矩图

转矩 TFtd/23784×（68/2）=128.7N〃m 6.判断危险截面

显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为

T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。

7.轴的弯扭合成强度校核 由表10-1查得

a1b60MPa

100MPa0

b1b0600.6100b(1)a-a剖面左侧

W0.1d3=0.1×443=8.5184m3

eM2(aT)W27420.6128.78.51842=14.57 MPa 

（2）b-b截面左侧

W0.1d3=0.1×423=7.41m3

b-b截面处合成弯矩Mb:

MbMal2'42.5l82.792315342.552.52=174 N〃m

2eM2(aT)W1740.6128.77.41=27MPa 

10-1

查得

8.轴的安全系数校核:由表

B650MPa,1300MPa,1155MPa,02,0.1(1)在a-a

截面左侧

WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3

由附表10-1查得K1,K1.63,由附表10-4查得绝对尺寸系数0.81,0.76;轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数1.0.则

弯曲应力

bM73.978.68MPaW8.5184

应力幅 ab8.68MPa 平均应力 m0

W切应力

TTT128.77.57MPa17.0368

7.57Tam223.79MPa

安全系数

30028SK18.680.201.00.81 15518.22SK1.633.790.13.791.00.761am1am

SSSSS222818.222818.222215.27

查表10-6得许用安全系数S=1.3～1.5,显然S>S,故a-a剖面安全.

(2)b-b截面右侧

抗弯截面系数W0.1d3=0.1×533=14.887m3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3 又Mb=174 N〃m,故弯曲应力

baMWbb17411.7MPa14.887

切应力

m11.7MPa

0

W

TTT128.74.32MPa29.775



aT2.16MPam2

由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数

K2.6,K1.89,0.81,0.76,1.0,0.2,0.1则

。 30037.74SK2.611.70.201.00.81 15527.74SK1.892.160.12.161.00.761am1am

SSSSS2237.7427.7437.7427.742222.36

显然S>S,故b-b截面右侧安全。 （3）b-b截面左侧

WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3 b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力

baMWbb17423.48MPa7.41

切应力

m23.48MPa

0

W

TTT128.78.68MPa14.82

T4.34MPaam2

（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数K1.48,K1.36。由附表10-4查得绝对尺寸系数0.83,0.78。又

1.0,0.2,0.1。则

3007.16SK1.4823.480.201.00.83 15519.38SK1.364.340.14.3491.00.781am1am

SSSSS227.1619.387.1619.38226.72

显然S>S,故b-b截面左侧安全。

第五部分 校 核

高速轴轴承

FR1H Flllr233378452.5966N15352.5

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

FR1VFlllt233137752.5352N

15352.5Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 轴承的型号为6008，Cr=16.2 kN 1） FA/COr=0 2） 计算当量动载荷 PrfXFPRYFA

查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0 PrfXFPRYFA=1.2×（1×352）=422.4 N

3） 验算6008的寿命

316667162002448486288003Lh384422.4

验算右边轴承

16667Lh384

1620099177288001.21025

33键的校核

键1 10×8 L=80 GB1096-79 则强度条件为

p2T/d2128.65/0.03233.5MPalk0.080.003

查表许用挤压应力p 所以键的强度足够

110MPa

键2 12×8 L=63 GB1096-79 则强度条件为

p 查表许用挤压应力

所以键的强度足够

联轴器的选择

2T/d2128.65/0.04430.95MPalk0.0630.003

p110MPa

联轴器选择为TL8型弹性联轴器 GB4323-84 减速器的润滑 1.齿轮的润滑

因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。

高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速

级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。 2．滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，

第六部分 主要尺寸及数据

箱体尺寸: 箱体壁厚10mm 箱盖壁厚18mm 箱座凸缘厚度b=15mm 箱盖凸缘厚度b1=15mm 箱座底凸缘厚度b2=25mm 地脚螺栓直径df=M16 地脚螺栓数目n=4

轴承旁联接螺栓直径d1=M12 联接螺栓d2的间距l=150mm 轴承端盖螺钉直径d3=M8 定位销直径d=6mm

df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18 mm、df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11 mm 轴承旁凸台半径R1=11mm

凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm

13 mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm 齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm 箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm

轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（5～5.5）d3 以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21 传动比

原始分配传动比为：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5 修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07 各轴新的转速为 ：n1=960/2.5=3.84 n2=384/2.61=147 n3=147/3.07=48 各轴的输入功率

P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42 P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20 P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00 P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90

各轴的输入转矩

T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65

T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68

T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25

T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26 轴号 电机轴 1 2 3 工作机轴 齿轮的结构尺寸 两小齿轮采用实心结构 两大齿轮采用复板式结构 齿轮z1尺寸 z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75 d1=68 ha=ha*m=1×2=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm da=d1＋2ha=68+2×2=72mm df=d1－2hf=68－2×2.5=63 p=πm=6.28mm s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm c=c*m=0.25×2=0.5mm 功率p 5.5 5.42 5.20 5.00 4.90 转矩T 2.0 128.65 323.68 954.25 935.26 转速n 传动比i 效率η 960 384 148 48 48 1 2.5 2.62 3.07 1 1 0.94 0.96 0.96 0.98 齿轮z2的尺寸

由轴可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=1×2=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm hf=(1＋0.5)×2=2.5mm da=d2＋2ha=178＋2×2=182 df=d1－2hf=178－2×2.5=173 p=πm=6.28mm

s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm c=c*m=0.25×2=0.5mm

D0D378.4DT≈21622120

D3≈1.6D4=1.6×49=78.4 D0≈da-10mn=182-10×2=162

D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20 R=5 c=0.2b=0.2×65=13

齿轮3尺寸

由轴可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95 ha =ha*m=1×2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625

hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125 da=d3+2ha=85+2×2.5=90

df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75 p=πm=3.14×2.5=7.85 s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925 e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625 齿轮4寸

由轴可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85 ha =ha*m=1×2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.25=5.625

hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125 da=d4+2ha=260+2×2.5=265 df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75 p=πm=3.14×2.5=7.85 s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925 c=c*m=0.25×2.5=0.625 D0≈da-10m=260-10×2.5=235 D3≈1.6×64=102.4

D0D32351D2102.42168.7

D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15 r=5 c=0.2b=0.2×85=17

参考文献：

《机械设计》徐锦康 主编 机械工业出版社 《机械设计课程设计》陆玉 何在洲 佟延伟 主编

第3版 机械工业出版社 《机械设计手册》

设计心得

机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。 由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准

在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。