带式运输机的二级斜齿圆柱齿轮减速器.docx

目录

一、设计题目………………………………………………2
二、传动装置总体设计……………………………………2
三、选择电机………………………………………………3
四、确定传动装置的总传动比和分配传动比……………5
五、计算传动装置的运动和动力参数……………………5
六、齿轮的设计……………………………………………8
七、轴的设计………………………………………………10
八、高速轴大齿轮的设计…………………………………23
九、联轴器的选择…………………………………………23
十、减速器机体结构尺寸如下……………………………24
十一、装配图设计 ……………………………………25
十二、零件图设计……………………………………… 27
十三、其他有关数据………………………………………28
十四、设计小结……………………………………… 28

一、 设计题目：带式运输机的二级斜齿圆柱齿轮减速器。
1． 工作条件：有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，输送带速度容许误差为5%，减速器小批量生产，使用寿命为五年。
2． 己知条件：输送带拉力：F=3000N，滚筒直径为D=300mm，带速度为：V=0.8m/s。
二、 传动装置总体设计：
1. 组成：传动装置由电机、减速器、联轴器、输送带、滚筒组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：

三、 选择电机
1、 计算电机所需功率：查机械设计课程设计书本第100页表14-7：
－滚子轴承传动效率：0.98
－七级精度齿轮传动效率：0.99
－齿式联轴器传动效率：0.99
－卷筒传动效率：0.96
求出电机至工作机之间的传动装置的总效率：
===0.85
求出工作机所需功率

式中：F——工作机的工作阻力，N；
V——工作机的线速度，m/s。
求出所需电动机功率：

2、确定电机转速：
卷筒转速为：

二级圆柱齿轮减速器传动比所以电动机转速的可选范围是：
=（8～40）×50.96=407.68～2038.4
可见，符合这一范围的电动机转速有：750、1000、
1500三种。
根据电动机所需功率和转速查手册第272页表22-1有3种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案如下：
方案
电动机型号
额定功率
KW
满载转速

堵转转矩
最大转矩
质量kg
额定转矩
额定转矩
1

3
1420
2.2
2.2
34
2

3
960
2.0
2.0
45
3

3
710
2.0
2.0
63
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用电动机型号为，其主要参数如下：

额定功率kW
满载转速
同步转速
质量kg
A
D
E
F
G
H
L
AB
2.2
1420
1500
34
160
28
60
8
24
100
380
205

四、 确定传动装置的总传动比和分配传动比：
总传动比：
式中：——电动机满载转速， ；
——工作机转速，。
二级传动中，总传动比，式中、分别为一级和二级传动机构的传动比。按二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比
，取=1.4，得

注：为高速级传动比，为低速级传动比。

五、 计算传动装置的运动和动力参数：
将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴
——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。
1、 各轴转速：
轴1：
轴2：
轴3：
2、 各轴输入功率：
轴1：
轴2：
轴3：
轴4：
3、 各轴输入转矩：
电动机轴输出转矩：
轴1：
轴2：
轴3：
卷筒轴输入转矩：
4、 各轴输出功率：
轴1：
轴2：
轴3：
卷筒轴：
5、各轴的输出转矩分别为各轴的转矩乘轴承效率0.98：
轴1：
轴2：
轴3：
卷筒轴输出转矩：
运动和动力参数计算结果如下表所示：

轴名
功率P KW
转矩T Nm
转速
传动比i
效率

输入
输出
输入
输出
电动机轴
2.82

18.97
1420

1轴
2.79
2.73
18.76
18.39
1420
1
0.99
2轴
2.71
2.66
113.73
111.46
227.56
6.24
0.97
3轴
2.63
2.58
492.29
482.44
51.02
4.46
0.97
卷筒轴
2.55
2.50
477.31
467.76
50.96
1
0.97

六、齿轮的设计：
1、高速级大小齿轮的设计：
①材料：高速级小齿轮选用钢调质处理，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为200HBS。
②查课本第166页表11-1得：=600Mpa, =450Mpa；
查课本第171页表11-5得：。=1.25, =1.6；
故 [] = / =600/1.25=480Mpa；
450/1.6=281.25 Mpa
③按齿面接触强度设计：7级精度制造，查课本第169页表11-3得：载荷系数，表11-6齿宽系数取0.8；查课本第171页表11-4得弹性系数=188，区域系数取2.5， 计算中心距：由课本第171页式11-3得：

设=20，=37.24/20=1.86，取m=2。
由=2×20=40mm, =6.24×20=124.8 取125；
2×125=250mm
齿宽：=0.8×40=32mm,取=35mm；考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大，大齿轮取=35mm,小齿轮取40mm.
实际传动比：=125/20=6.25
传动比误差：（6.25-6.24）/6.25×100%=0.16%
④验算轮齿弯曲强度：
查课本第173、174页表11-8、11-9得：=2.93 =1.56
按最小齿宽了b=40计算：
2×1.2×18.76×1.56×2.93/（40×2×2×20）
=42.89Mpa≤=281.25Mpa
所以安全。
⑤齿轮的圆周速度：
=(3.14×40×1420)/(60×1000)=2.97m/s
查课本第168页表11-2知选用7级的的精度是合适的。
2、 低级轴齿轮设计
①材料：低速级小齿轮选用钢调质处理，齿面硬度为250HBS。低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为200HBS。
②查课本第166页表11-1得：=600Mpa, =450Mpa；
查课本第171页表11-5得：。=1.25, =1.6；
故 [] = / =600/1.25=480Mpa；
450/1.6=281.25 Mpa
③按齿面接触强度设计：7级精度制造，查课本第169页表11-3得：载荷系数，齿宽系数取0.8；查课本第171页表11-4得弹性系数=188，区域系数取2.5， 计算中心距：由课本第171页式11-3得：

设=25，=64.90/25=2.596，取m=3。
由=3×25=75mm, =4.61×25=115.25,取116；
3×116=348mm
齿宽：=0.8×75=60mm,取=65mm；考虑低速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大，大齿轮取=65mm,小齿轮取70mm.
实际传动比：=116/25=4.64
传动比误差：（4.67-4.64）/4.67×100%=0.64%
④验算轮齿弯曲强度：
查课本第173、174页表11-8、11-9得：=2.93 =1.56
按最小齿宽了b=70计算：
2×1.2×78.08×1000×1.56×2.93/（80×3×3×25）
=54.38Mpa≤=281.25Mpa
所以安全。
⑤齿轮的圆周速度：
=(3.14×75×220.16)/(60×1000)=0.86m/s
查课本第169页表11-2知选用7级的的精度是合适的。

七、 轴的设计：
1、高速轴设计：
1）、①材料：选用45号钢调质处理。查课本第245页表14-2取=35Mpa, C=110。
②各轴段直径的确定：根据课本第245页式14-2
mm
式中：P——轴所传递的功率，KW
n——轴的转速，r/min
C——由轴的许用切应力所确定的系数
得：==12.04mm
查课程设计课本第194页得到电动机轴径d=28，所以取=28mm；查课程设计课本第145页联接器型号结合考虑得第一段轴长为62mm，L1=62mm。
取35mm，查课程设计课本第282页结合计算得= m+e+2==40mm。
取40mm，查课程设计课第131页表15-3,选用N208E轴承,得轴承宽度为b=18mm, 所以取=35mm，=18+17=35mm。
取45mm,因为要与中间轴中大齿轮相对齐，所在取=45 mm，=70mm。
为小齿轮直径，所以=60 mm，为小齿轮宽度，即=40mm
为轴肩直径，其值要比装轴承的直径段大，所以取=44，取3mm
为装轴承和轴套段，结合取=35mm，=17+18-3=32mm
其中，为齿轮轴。
2）、校核该轴和轴承：L1=62mm，=28mm，=35mm，=70mm，=40mm，=3mm，=32mm
L1= 185mm L2=40mm L3=35mm
作用在齿轮上的圆周力为：=2×12.51×1000/40=625.5N
径向力为=625.5×0.364=227.68N
求垂直面的支反力：
=(55×227.68)/(185+40)=52.18N
=227.68-52.18=175.5N
求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：
=175.5×40/1000=9.65N.m
=52.18×185/1000=9.65 N.m
求水平面的支承力：
由得
=40×625.5/(185+40)=143.34N
=625.5-143.34=482.16N
求并绘制水平面弯矩图：
=143.34×185/1000=26.52N.m
=482.16×40/1000=26.52 N.m

求合成弯矩图：
考虑最不利的情况，把直接求得。
==28.22N.m
==28.22N.m
求危险截面当量弯矩：
最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）
==29.02N.m
计算危险截面处轴的直径：
因为材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：
mm
因为>=40mm>d，所以该轴是安全的。
3）、轴承寿命校核：
轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取取
按最不利考虑，则有：
== 152.54N
==513.11N
则
==32.2年>5年
因此所该轴承符合要求。
4）、弯矩及轴的受力分析图如下：

5）、键的设计与校核:
参考课程设计课本第123页表14-24,由于公称直径d=28mm,在22～30范围内，故轴段上采用键：8×7,
采用A型普通键:
键校核.为L1=60mm,综合考虑取=50得
=4×12.51×1000/[28×50×(50-7)]=0.83Mpa<
所以，所选键为： b×h×l:8×7×50

2、 中间轴的设计：
1）、①材料：选用45号钢调质处理。查课本第245页表14-2取=35Mpa, C=110。
②各轴段直径的确定：根据课本第245页式14-2
mm
式中：P——轴所传递的功率，KW
n——轴的转速，r/min
C——由轴的许用切应力所确定的系数
得：
=22.16mm
取=40mm ，因为段要装配轴承，所以查课程设计课本第134页表15-4，选用N208E轴承，L1=18+18=36mm。
装配低速级小齿轮，且取=40mm，因为要比齿轮孔长度少2～3mm ,所以取L2=68mm。
段主要是定位高速级大齿轮，所以取=45mm，=6mm。
装配高速级大齿轮，取=38mm,L4==30mm。
段要装配轴承，所以查课程设计课本第134页表15-4，选用N208E轴承， =18+220=38mm。
③校核该轴和轴承：L1=36mm L2=116mm L3=38mm
作用在2、3齿轮上的圆周力：
=2×78.08×1000/258=605.27N
=2×78.08×1000/75=2082.13N
径向力：=605.27×0.364=220.32N
=2082.13×0.364=757.90N
求垂直面的支反力:
=[-757.90×38+220.32×(116+38)]/(36+116+38)=27N
=757.90+27-220.32=564.58N
计算垂直弯矩：
=27×36/1000=0.972N.m
=27×(36+116)/1000-220.32×116/1000=-21.45N.m
求水平面的支承力：
=907.01 N
=605.27+2082.13-907.01=1780.39N
2)、计算、绘制水平面弯矩图：
=907.01×36/1000=32.65N.m
=-1780.39×(36+116)/1000-2082.13×116/1000=-512.15N.m
求合成弯矩图，按最不利情况考虑：
==32.66N.m
=512.60N.m
求危险截面当量弯矩：
最危险截面当量弯矩为：（取折合系数）
==57.11N.m
==514.74N.m
计算危险截面处轴的直径：
因为材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：
mm
因为=42mm>d，所以该轴是安全的。

3）、轴承寿命校核：
轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取取
按最不利考虑，则有：
=+605.27=1512.68N
=+2082.13=3949.89N
则
==14.5年
轴承使用寿命在5年范围内，所以该轴承符合要求。
4）、弯矩及轴的受力分析图如下：

5）、键的设计与校核：
已知 参考课程设计课本第123页表14-24,由于公称直径d=42mm,在38～344范围内，故、轴段上采用键：12×8, 采用A型普通键:
键校核:根据挤压强度条件，因为=70mm,综合考虑取=60mm得
=4×78.08×1000/[42×60×10]=12.39Mpa<
所以，所选键为： b×h×l:12×8×60
因为=30mm,综合考虑取=25mm得
=4×78.08×1000/[38×25×10]= 32.87Mpa<
所以所选键为: b×h×l:10×8×25
3、从动轴的设计：
1）、确定各轴段直径
①各轴段直径的确定：根据课本第245页式14-2
mm
式中：P——轴所传递的功率，KW
n——轴的转速，r/min
C——由轴的许用切应力所确定的系数
得：
=36.48mm
结合联轴器结构要求，第一段轴径=40mm, 取112mm。
②为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，取=44mm。取24mm;
③设计轴段，为使轴承装拆方便，取=50 mm,查课程设计课本第177页，先轴承N210E:d=50mm,D=90mm,B=20mm。=37mm;
④设计轴段，考虑到有足够位置与轴2中的大齿轮对齐且不相影响，故取=57mm，=62；
⑤设计齿轮轴段，取=55mm，由齿轮宽度决定，其长度为齿轮宽度少2～3mm ,即=62 mm。
⑥设计轴头，因为与均为轴承段，所以取==50，由轴承和结构决定，取=41mm。
2) 、校核该轴和轴承：L1=63mm L2=121mm L3=144mm
求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。
作用在齿轮上的圆周力：
2×349.93×1000/348=2011.09N
径向力：=2011.09×0.364=732.04N
求垂直面的支反力：
121×732.04/(63+121)= 481.40mm
=732.04-481.04=250.64mm
计算垂直弯矩：
= =250.64×121/1000=30.33 N.m
=481.40×63/1000=30.33 N.m
求水平面的支承力。
=121×2011.09/(63+121)= 1322.51N
=2011.09-1322.51=688.58N
计算、绘制水平面弯矩图。
=1322.051×63/1000=83.32N.m
=688.58×121/1000==83.32N.m
求合成弯矩图。
考虑最不利的情况，把直接求得。
==88.66N.m

求危险截面当量弯矩。
最危险处截面当量弯矩为：（取折合系数）
==227.91N.m
计算危险截面处轴的直径:
因为材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：
33.62mm
因为=55mm>d，所以该轴是安全的。
（5）．轴承寿命校核。
轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取取
按最不利考虑，则有：
== 1407.40N
则==31.52年
该轴承寿命为31.52年,所以轴上的轴承是适合要求的。
（6）弯矩及轴的受力分析图如下：

（7）键的设计与校核：
因为d1=40mm轴段装联轴器，参考课程设计课本第123页表14-24,由于公称直径d=40mm,在38～44范围内，故轴段上采用键：12×8, 采用A型普通键:
键校核:根据挤压强度条件，因为=112mm,综合考虑取=104mm得
=4×349.93×1000/[40×104×8]=42.06Mpa<
所以所选键为:
因为=53mm，这一轴段装夹齿轮，参考课程设计课本第123页表14-24,由于公称直径d=55mm,在50～58范围内，故轴段上采用键：16×10, 采用A型普通键:
键校核:根据挤压强度条件，因为=62mm,综合考虑取=56mm得
=4×349.93×1000/[55×56×10]=51.29Mpa<
所以所选键为:
八 、 高速轴大齿轮的设计
因 采用腹板式结构
代号
结构尺寸和计算公式
结果
轮毂处直径

64
轮毂轴向长度

40
倒角尺寸

1
齿根圆处的厚度

6
腹板最大直径

225
板孔直径

26
腹板厚度

16.5
九.联轴器的选择：
计算联轴器所需的转矩：

查机械设计课本第291页中表17-1得：取
轴1：
查课程设计课本第210页表19-5，选用型号为TL5的弹性套柱销联轴器。
轴3：
查课程设计课本第210页表19-5，选用型号为TL6的弹性套柱销联轴器。
十．减速器机体结构尺寸
名称
符号
计算公式
结果
箱座厚度

8
箱盖厚度

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

M18
地脚螺钉数目
n
查手册
4
轴承旁联结螺栓直径

M14
盖与座联结螺栓直径

=（0.5～0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径

=（0.4～0.5）
M6
视孔盖螺钉直径

=（0.3～0.4）
M8
定位销直径

=（0.7～0.8）
8
，，至外箱壁的距离

查手册表11—2
20
20
18
，至凸缘边缘距离

查手册表11—2
20
16
外箱壁至轴承端面距离

=++（5～10）
45
大齿轮顶圆与内箱壁距离

>1.2
12
齿轮端面与内箱壁距离

>
12
箱盖，箱座肋厚

10
10
轴承端盖外径

+（5～5.5）
120（1轴）
115（2轴）
210（3轴）
轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）
115（2轴）
210（3轴）

十一、装配图设计
（一）、装配图的作用
作用：装配图表明减速器各零件的结构及其装配关系，表明减速器整体结构，所有零件的形状和尺寸，相关零件间的联接性质及减速器的工作原理，是减速器装配、调试、维护等的技术依据，表明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速器的调整和使用方法。
（二）、减速器装配图的绘制
1、装备图的总体规划：
（1）、视图布局：
①、选择3个基本视图，结合必要的剖视、剖面和局部视图加以补充。
②、选择俯视图作为基本视图，主视和左视图表达减速器外形，将减速器的工作原理和主要装配关系集中反映在一个基本视图上。
布置视图时应注意：
a、整个图面应匀称美观，并在右下方预留减速器技术特性表、技术要求、
标题栏和零件明细表的位置。
b、各视图之间应留适当的尺寸标注和零件序号标注的位置。
（2）、尺寸的标注：
①、特性尺寸：用于表明减速器的性能、规格和特征。如传动零件的中心距及其极限偏差等。
②、配合尺寸：减速器中有配合要求的零件应标注配合尺寸。如：轴承与轴、轴承外圈与机座、轴与齿轮的配合、联轴器与轴等应标注公称尺寸、配合性质及精度等级。查文献【3】表3－4、表3－5
③、外形尺寸：减速器的最大长、宽、高外形尺寸表明装配图中整体所占空间。
④、安装尺寸：减速器箱体底面的长与宽、地脚螺栓的位置、间距及其通孔直径、外伸轴端的直径、配合长度及中心高等。
（3）、标题栏、序号和明细表：
①、说明机器或部件的名称、数量、比例、材料、标准规格、标准代号、图号以及设计者姓名等内容。
②、装备图中每个零件都应编写序号，并在标题栏的上方用明细表来说明。
（4）、技术特性表和技术要求：
①、技术特性表说明减速器的主要性能参数、精度等级、表的格式可查文献【2】例题，布置在装配图右下方空白处。
②、技术要求包括减速器装配前、滚动轴承游隙、传动接触斑点、啮合侧隙、箱体与箱盖接合、减速器的润滑、试验、包装运输要求。
2、绘制过程：
（1）、画三视图：
①、绘制装配图时注意问题：
a先画中心线，然后由中心向外依次画出轴、传动零件、轴承、箱体及其附件。
b、先画轮廓，后画细节，先用淡线最后加深。
c、3个视图中以俯视图作基本视图为主。
d、剖视图的剖面线间距应与零件的大小相协调，相邻零件剖面线尽可能取不同。
e、对零件剖面宽度的剖视图，剖面允许涂黑表示。
f、同一零件在各视图上的剖面线方向和间距要一致。
②、轴系的固定：
a、轴向固定：滚动轴承采用轴肩和闷盖或透盖，轴套作轴向固定；齿轮同样。
b、周向固定：滚动轴承采用内圈与轴的过渡配合，齿轮与轴除采用过盈配合还采用圆头普通平键。可查文献【2】P85
（2）、润滑与密封
①、润滑：
因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，查课程设计课本第142页，根据各种润滑油的主要性质和用途，箱体内选用全损耗系统用油（GB443-89）中的L-AN100润滑油，轴承用ZGN69-2脂，装至规定高度。
②、密封：
防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。
（3）、减速器的箱体和附件：
①、箱体：用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭工作空间，防止外界灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。
②、附件：
包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。
3、完成装配图：
（1）、标注尺寸：可参考文献【3】，标注尺寸包括的特性尺寸、配合尺寸、安装尺寸、外形尺寸、其他重要尺寸。
（2）、零件编号（序号）：装配图中所有零部件，按顺时针方向依次编号，并对齐。
（3）、技术要求：参考文献【3】
（4）、审图
（5）、加深
十二、零件图设计
（一）、零件图的作用：
1、 反映设计者的意图，是设计生产部门组织设计、生产的重要技术文件。
2、表达机器（或部件）对零件的要求，同时还要考虑到结构和制造的可能性与合理性，是制造、检验和制定技术规程的依据。
（二）、零件图的内容及绘制：
1、用一组视图，完整、准确、清楚地表示出零件各部分的结构形状：
（1）、轴：采用主视图和剖视图。主视图按轴线水平布置，再在键槽处的剖面视图。
（2）、齿轮：采用主视图和侧视图。主视图按轴线水平布置（全剖），反映基本形状；侧视图反映轮廓、辐板、键槽等。
2、正确、完整、清晰、合理地标注零件结构形状及相对位置尺寸：
（1）、轴：参考文献【3】，径向尺寸以轴线为基准标注，有配合处径向尺寸应标尺寸偏差；轴向尺寸以轴孔配合端面及轴端面为基准，反映加工要求，不允许出现封闭尺寸链。
（2）、齿轮：参考文献【3】：径向尺寸以轴线为基准，轴孔、齿顶圆应标相应的尺寸偏差；轴向尺寸以端面为基准，键槽尺寸应相应标出尺寸偏差。
3、用一些规定的符号、数字、字母、和文字注解，简明准确的给出零件在使用、制造安装和检验时应达到的某些技术要求：如表面粗糙度、尺寸公差、形状和位置公差，表面热处理及材料热处理等方面的要求。
4、画出标题栏。

十三.其他有关数据
见装配图的明细表和手册中的有关数据。

十四、设计小结
这次关于一级圆柱齿轮减速器的课程设计是我们第一次真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实际锻炼。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.
1、 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD技术》、《工程材料》等于一体。
2、 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。
3、 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。
4、 由于时间紧迫，设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。
参考书目
书名
主编
出版社
机械设计基础（第五版）

杨可桢，程光蕴，李仲生
高等教育出版社
机械设计课程设计
朱家诚
合肥工业大学出版社
（机械设计机械设计基础）课程设计
王昆 何小柏 汪信远
高等教育出版社

=0.85

=4.61

[]=480Mpa
281.25Mpa

37.24mm

40mm
129
258mm
=35mm
b2=40mm
6.45

=2.93
=1.56

42.89Mpa

2.97m/s

=600Mpa, =450Mpa
[]=480Mpa
281.25 Mpa

d≥64.90mm

=25
75mm
116
348mm
=65mm
b4=70mm
4.64

54.38Mpa

0.86m/s

=28mm
L1=62mm

=30mm
= 28mm
=35mm
=35mm
=40mm
=70mm
=60 mm
=40mm
=44mm
=3mm
=35mm
=32mm
625.5N

227.68N

52.18N
175.5N

9.65N.m
9.65N.m

143.34N
482.16N

26.52N.m
26.52N.m

28.22N.m
28.22N.m

29.02N.m

mm

152.54N
513.11N

32.2年

b×h×l:
8×7×50

22.16mm
=40mm
L1=36mm
=42mm
L2=68mm
=45mm
=6mm
=38mm
L4=30mm
=30mm
=38mm

605.27N

2082.13N

220.32N

757.90N

27N
564.58N

0.972N.m
-21.45N.m

907.01N
1780.39N

32.65N.m
-512.15N.m

32.66N.m
512.60N.m

57.11N.m
514.74N.m

mm

1512.68N
3949.89N

14.5年

12.39Mpa

b×h×l:
12×8×60

32.87Mpa

b×h×l:
10×8×25

36.48mm
=40mm
=112mm
=44mm
=24mm
=50 mm
=37mm
=57mm
=62
=55mm
=62 mm
==50
=41mm

2011.09N
732.04N

481.40mm
250.64mm

=30.33 N.m
30.33N.m
83.32N.m
83.32N.m

88.66N.m

227.91N.m

33.62mm

1407.40N

=31.52年

42.06Mpa

51.29Mpa