二级直齿减速器课程设计

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一、课程设计任务书

题目：带式运输机传动装置设计

工作条件：连续单向运转，载荷有轻微冲击，空载启动；使用期5年，每年300个工作日，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。

原始数据：运输带工作拉力F=2.8KN；带速V=0.80m/s；滚筒直径D=300mm。

1-电动机；2、4-联轴器；3-展开式二级圆柱齿轮减速器；5-运输带；6-卷筒

图1-1 带式运输机总体方案布局图

设计任务：

1）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。 2）进行传动装置中的传动零件设计计算。

3）绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件图。 4）编写设计计算说明书。

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二、传动方案的拟定与分析 减速器部分为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系列三相交流异步电动机。 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。 第 - 2 -页

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三、电动机的选择 1、电动机类型的选择 选择Y系列三相异步电动机。 2、电动机功率选择 （1）传动装置的总效率： ??????4?0.99?0.97?0.99?0.96?0.85412223422 ?总?0.85 p电机?2.64KW滚动轴承的效率（一对）鄙视齿轮传动效率?2?0.97，?1?0.99，联轴器效率?3?0.99，传动滚筒效率?4?0.96。 （2）电机所需的功率： p电机?FV1000?总?2800?0.81000?0.85?2.64KWn滚筒?50.93r/minn电动机?407.2~ 2037.2r/min 3、确定电动机转速 计算滚筒工作转速： 按《机械设计综合课程设计》P18表2-4推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围i减速器=8~40。故电动机转速的可选范围为： n电动机?i总?n滚筒?（8~40）?50.93?407.2~2037.2r/minn滚筒?60?1000V?D?60?1000?0.8??300?50.93r/min 电动机型号： Y132M-8 。 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=750r/min。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M-8。 其主要性能：额定功率3KW；满载转速710r/min；额定转矩2.0N.m。 第 - 3 -页

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四、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比 i总?n电动机n滚筒?71050.93?14.73 i总?14.73i12?4.54i23?3.24 2、分配各级传动比 （1） 两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 （2） 低速级齿轮传动比 i23?i总i12=14.734.54=3.24i12?1.4i总=4.54 第 - 4 -页

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五、动力学参数计算 1、计算各轴转速 n0?nm?710r/minn1?n2?n3?n4?n0i01n1i12n2i23n3i34????71017104.54710r/min?156.39r/min?48.27r/min?48.27r/min n0?710r/minn1?710r/minn2?156.39r/minn3?48.27r/minn4?48.27r/min156.393.2448.271 2、计算各轴的功率 P0?P电机=2.64KWP1?P0?01=P0?1?3=2.64?0.99?0.99=2.59KWP2?P1?12=P1?1?2=2.59?0.99?0.97=2.49KWP3?P2?12=P2?1?2=2.49?0.99?0.97=2.39KWP4?P3?34=P3?1?3=2.39?0.99?0.99=2.34KW 3、计算各轴扭矩 T0?9550T1?9550T2?9550T3?9550T4?9550P0n0P1n1P2n2P3n3P4n4?9550??9550??9550??9550??9550?2.647102.59710N?m?35.51N?mN?m?34.84N?mN?m?152.05N?m2.49156.392.3948.272.3448.27N?m?472.85N?mN?m?462.96N?m P0=2.64KW P1=2.59KW P2=2.49KW P3=2.39KW P4=2.34KW T0=35.51N·mm T1=34.84N·mm T2=152.05N·mm T3=472.85N·mm T4=462.96N·mm 第 - 5 -页

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六、传动零件的设计计算 ? 高速级齿轮传动的设计计算 1、选择齿轮材料及精度等级 按设计任务，选用直齿圆柱齿轮。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度240HBS；齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm。 2、按齿面接触疲劳强度设计 根据教材P203式10-9a： d1t≥2.32(KtT1ZE2 (u+1)/φdu[σH]2)1/3进行计算。 确定有关参数如下： ⑴ 传动比i12=4.54 取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.54×24=108.96，取Z2=109。 实际传动比i12=109/24=4.54 齿数比：u=i12=4.54 ⑵由教材P205表10-7取φd=1 i12?4.54Z1?24Z2?109 u=4.54 T1=34.84N·mm ⑶由教材P201表10-6取ZE?189.8MPa1/2 ⑷ 转矩T1 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.59/710=34.84N·mm ⑸ 载荷系数k 试选载荷系数Kt=1.3 σHlimZ1 ⑹ 许用接触应力[σH] =600Mpa [σH]=σHlimkHN/SH σHlimZ2 由教材P209图10-21查得： =550Mpa σHlimZ1=600Mpa σHlimZ2=550Mpa 由教材P206式10-13计算应力循环次数N N1=9.074×109 N1=60njLh=60×710×1×(1×8×300×5)=9.074×109 N2=1.998×108 N2=N1/ u =9.074×109/4.54=1.998×109 由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数： KHN1=0.90 KHN1=0.90 KHN2=0.95 KHN2=0.95 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数 SH=1.0。 [σH]1=540MPa [σH]1=σHlim1 KHN1/SH=600×0.90/1.0MPa=540MPa [σH]2=522.5MPa [σH]2=σHlim2 KHN2/SH=550×0.95/1.0MPa=522.5MPa ⑺试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值。 d1t≥2.32(KtT1ZE2 (u+1)/φdu[σH]2)1/3 d1t=2.32[1.3×34840×189.82(4.54+1)/1×4.54×522.52]1/3mm =44.973mm ⑻计算圆周速度v 第 - 6 -页

d1t?44.973mm 机械基础综合课程设计设计计算说明书

?d1tn160?1000v????44.973?71060?1000m/s?1.67m/s ⑼计算齿宽b b??d?d1t?1?44.973mm?44.973mm ⑽计算齿宽与齿高之比 模数：mt=d1t/Z1=44.973/24=1.87mm 齿高：h?2.25mt?2.25?1.87mm?4.21mm bh?44.9734.21?10.68 v?1.67m/s b=44.973mm mt?1.87mmh?4.21mm ⑾计算载荷系数 根据v=1.67m/s，7级精度，根据教材P197图10-8差得动载荷系数Kv?1.05；对于直齿轮KH??KF??1；根据教材P193表10-2 查得使用系数KA?1.25；根据教材P196表10-4用插值法差得7级 b 精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH??1.417；由?10.68， hKH??1.417，根据教材 P198图10-13得KF??1.35，故载荷系数 KV?1.05KH??1KF??1KA?1.25KH??1.417KF??1.35K?KAKVKH?KH??1.25?1.05?1?1.423?1.868⑿按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1?d1t(K/Kt)?44.973?(1.868/1.3)?53.910mm ⒀计算模数 m?d1Z1?53.91024mm?2.246mmK?1.86 d1?53.910mmm?2.246mm3、按齿根弯曲强度设计 根据教材P201公式10-5：得弯曲强度的设计公式为 21/3m?(2KT1YFaYSa/?dZ1[?F]) 确定有关参数和系数 ⑴根据教材P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ?FE1?500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?380MPa。 ⑵根据教材P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85， KFN2?0.88。 ⑶计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，根据教材P205公式10-12得 第 - 7 -页

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[?F]1?[?F]2?FFN1?FE1SFFN2?FE2S?0.85?5001.41.4MPa?303.57MPaMPa?238.86MPa?FE1?500MPa?FE2?380MPaKFN1?0.85?0.88?380 KFN2?0.88 ⑷计算载荷系数K K?KAKVKF?KF??1.25?1.05?1?1.35?1.772 ⑸查取齿形系数 根据教材P200表10-5查得YFa1?2.65；YFa2?2.148。 ⑹查取应力校正系数 根据教材P200表10-5查得YSa1?1.58；YSa2?1.794。 ⑺计算大、小齿轮的YFaYSa[?F] [?F]1?303.57MPa[?F]2?238.86MPaK?1.772 YFa1YSa12.65?1.58??0.01379 [?F]1303.57YFa1=2.65 YFa2YSa22.148?1.794??0.01613YSa1=1.58 [?F]2238.86 YFa2=2.148 大齿轮的数值大。 YSa2=1.794 设计计算 21/3m?(2?1.772?34840?0.01613/1?24)mm?1.51mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根 弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲 强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度 算得的模数1.51并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的 分度圆直径d1?53.91mm，算出小齿轮齿数 d53.91 Z1?1??28 m2 Z2?4.54?28?123大齿轮齿数 4.计算几何尺寸 ⑴计算分度圆直径 d1=mZ1=2×28mm=56mm d2=mZ2=2×123mm=246mm ⑵计算中心距 a?d1?d22?56?2462mm?151mm 第 - 8 -页

并加以比较 机械基础综合课程设计设计计算说明书

⑶计算齿轮宽度 b??dd1?1?56mm?56mmm?2mm Z1?28Z2?123d1?56mmd2?246mma?151mm取B2?56mm，B1?60mm。齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm 取b=45mm b1=50mm。 ? 低速级齿轮传动的设计计算 1、选择齿轮材料及精度等级 按设计任务，选用直齿圆柱齿轮。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度240HBS；齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm。 2、按齿面接触疲劳强度设计 根据教材P203式10-9a：d3t≥2.32(KtT2ZE2(u+1)/φdu[σH]2)1/3进行计算。确定有关参数如下： ⑴ 传动比i23=3.24 取小齿轮齿数Z3=24。则大齿轮齿数：Z4=iZ3=3.24×24=77.76，取Z2=78。 实际传动比：i23=78/24=3.25 齿数比：u=i23=3.25 ⑵由教材P205表10-7取φd=1。 ⑶由教材P201表10-6取ZE?189.8MPa1/2。 ⑷ 转矩T2 T2=9.55×106×P/n2=9.55×106×2.49/156.39=152.05N·mm ⑸ 载荷系数k 试选载荷系数Kt=1.3 ⑹ 许用接触应力[σH] [σH]=σHlimkHN/SH 由教材P209图10-21查得： σHlimZ1=600MPa σHlimZ2=550MPa 由教材P206式10-13计算应力循环次数N N3= N2=1.998×109 N4=N3/ u =1.998×109/3.24=0.617×109 由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数： KHN3=0.92 KHN4=0.95 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数SH=1.0。 [σH]3=σHlim3 KHN3/SH=600×0.92/1.0MPa=552MPa [σH]4=σHlim4 KHN4/SH=550×0.95/1.0MPa=522.5MPa ⑺试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值。 第 - 9 -页

b?56mmB2?56mm B1?60mm i23?3.24Z3?24Z4?78 u=3.25 T1=152.05N·mm σHlimZ1=600Mpa σHlimZ2=550Mpa N3=1.998×109 机械基础综合课程设计设计计算说明书

d1t≥2.32(KtT2ZE(u+1)/φdu[σH])221/3 d1t=2.32[1.3×152050×189.82(3.24+1)/1×3.24×522.52]1/3mm =75.257mm ⑻计算圆周速度v v??d3tn260?1000???75.257?156.3960?1000m/s?0.616m/s N4=0.617×108 KHN3=0.92 KHN4=0.95 [σH]3=552MPa [σH]4=522.5MPa ⑼计算齿宽b b??d?d3t?1?75.257mm?75.257mm ⑽计算齿宽与齿高之比 模数：mt=d3t/Z3=75.257/24mm=3.136mm 齿高：h?2.25mt?2.25?3.136mm?7.055mm bh?75.2577.055?10.67 ⑾计算载荷系数 根据v=0.616m/s，7级精度，根据教材P197图10-8差得动载 荷系数Kv?1.02；对于直齿轮KH??KF??1；根据教材P193表10-2d1t?75.257mm v?0.616m/s 查得使用系数KA?1.25；根据教材P196表10-4用插值法差得7级b=75.257mm b 精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH??1.428；由?10.67，hKH??1.428，根据教材P198图10-13得KF??1.35，故载荷系数 mt?3.136mmh?7.055mm K?KAKVKH?KH??1.25?1.02?1?1.428?1.821 ⑿按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d3?d3t(K/Kt)?75.257?(1.821/1.3)?84.205mm KV?1.02KH??1⒀计算模数 m?d3Z3?84.20524mm?3.51mm KF??1KA?1.25KH??1.428KF??1.35K?1.821d3?84.205mmm?3.51mm3、按齿根弯曲强度设计 根据教材P201公式10-5：得弯曲强度的设计公式为 m?(2KT2YFaYSa/?dZ3[?F])21/3 确定有关参数和系数 ⑴根据教材P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE3?500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE4?380MPa。 第 - 10 -页

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⑵根据教材P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3?0.83，KFN4?0.86。 ?FE3?500MPa?FE4?380MPaKFN3?0.83KFN4?0.86⑶计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，根据教材P205公式10-12得 [?F]3?[?F]4?FFN3?FE3SFFN4?FE4S??0.83?5001.40.86?3801.4MPa?296.43MPa MPa?233.43MPa⑷计算载荷系数K K?KAKVKH?KH??1.25?1.02?1?1.35?1.721 [?F]3?296.43MPa[?F]4?233.43MPaK?1.721⑸查取齿形系数 根据教材P200表10-5查得YFa3?2.65；YFa4?2.225。 ⑹查取应力校正系数 根据教材P200表10-5查得YSa3?1.58；YSa4?1.765。 YFaYSa⑺计算大、小齿轮的并加以比较 [?F] YFa3YSa32.65?1.58??0.01412 [?F]3296.43 YFa4YSa42.148?1.794??0.01682YFa3=2.65 [?F]4233.43YSa3=1.58 大齿轮的数值大。 YFa4=2.225 设计计算 YSa4=1.765 21/3m?(2?1.721?152050?0.01682/1?24)mm?2.48mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根 弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲 强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度 算得的模数2.48并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得 的分度圆直径d3?84.205mm，算出小齿轮齿数 d84.205 Z3?3??34m2 Z4?3.24?34?110大齿轮齿数 4.计算几何尺寸 第 - 11 -页

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⑴计算分度圆直径 d3?Z3m?34?2.5?85mmd4?Z4m?110?2.5?275mmm?2.5mm Z3?34Z4?110d3?85mmd2?275mm ⑵计算中心距 a?d3?d42?85?2752mm?179.5mm ⑶计算齿轮宽度 b??dd3?1?85mm?85mm 取B3?90mm，B4?85mm。 5.误差交合 滚筒实际转速n实=n0?n理论?n理论n理论 ，a?179.5mmb?85mmB3?90mmZ1Z2?Z3Z4?710?28123?34110?49.96r/min 误差为求）。 =50.93?49.9650.93=0.019（在?0.05范围内，符合要B4?85mm 误差=0.019<0.05 符合要 第 - 12 -页

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七、轴的设计计算 ? 输入轴的设计计算 1、 按扭矩初算轴径 图7-1 I轴示意图 选用45钢调质，硬度217~255HBS。根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115。 d≥115 (2.59/710)1/3mm=17.7mm 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca?KAT1，根据教材P351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA?1.3，则 Tca?1.3?34.84N?m?45.292N?m A0=115 d≥17.7mm KA?1.3 Tca?45.292N?m 按照计算转矩Tca应小于连轴器公称转矩的条件，根据《机械设计综合课程设计》P146表6-100，选用LX3型弹性柱销联轴器，公称转矩为1250N?m。半联轴器的轴孔直径为30mm，故取输入轴最小直径为30mm。 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 考虑到齿轮分度圆与轴径相差不太大（da?2d），选用齿轮轴。 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。选用圆头（A型）普通平 键，键的尺寸为b?h?l?8mm?7mm?56mm，半联轴器与轴的配合 H7 为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此时选K6 轴的直径尺寸公差为m6。 （2）确定轴各段直径和长度 表7-1 I各轴段直径 名称 依据 确定结果（mm） 第 - 13 -页

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大于轴最小径17.7mm，电机轴径d1 38mm，d1?(0.8~1.2)D且考虑与联轴器内孔标准直径配合，联轴器选择LX3型 联轴器定位30 d2 d2?d1?2(0.07~0.1)d1?30?(4.2~6)?34.2~36 35 考虑轴承d3?d2选用代号为6008d3 轴承轴承内经d?40mm，外径D?68mm，宽度B?15mm 考虑轴承定位 考虑到齿轮分度圆与轴径相差不40 d1?30mmd2?35mmd3?40mmd4?46mm d5?60mmd6?46mmd7?40mmd4 46 d5 太大（da?2d），选用齿轮轴，此时d5?da1?60mm 60 d6 d7 d6?d4 d7?d3（同一轴承） 46 40 （3）确定轴各段直径和长度 1轴段安装联轴器：半联轴器宽度L=82mm，取L1?80mm。 2轴段的长度：L2?Ls1?t?a，其中Ls1为联轴器的内端面至轴 承端盖凸缘厚度，Ls1?15~20mm ，取Ls1?20mm ；t为轴承端盖 凸缘厚度，t?11mm；a为轴承盖的上端面至轴承座孔边缘的距离， 取齿轮距箱体内壁之间的距离??16mm，考虑到箱体铸造误差，在 确定轴承位置时，应距内壁一段距离s，取s=8mm，已知轴承宽度 B=15mm，箱座厚度??8mm，a?l1???s?B?25mm，则L2?20?11?25?56mm。 L1?80mmL2?56mmL3?15mmL4?122mmL5?60mmL6?24mmL7?15mm3轴段的长度L3：L3应略小于或等于深沟球轴承宽度，L3=15mm。 4轴段长度L4：取?轴上两齿轮间的距离?23?14mm， 第 - 14 -页

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B1?B22L4???s?B3??23??16?8?90?10?2?122。 5轴段长度L5：其长度与齿宽相同，L5?60mm。 6轴段长度L6：L6???s?16?8?24mm。 7轴段长度L7：其长度等于轴承宽度，L7?15mm。 3按弯扭合成应力校核轴的强度 （1）求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径d1?56mm Ft?2T1dFtcos??2?34.8456?10?3N?1244.29N0Fr?Fttan??1244.29tan20N?452.88N Fn??1244.29cos200N?1324.15N Ft?1244.29N（2）求轴上的载荷 F?452.88N 首先根据轴的结构图（图7-1）做出轴的计算简图（如图7-2a）。 r 垂直面上的弯矩MV图（图7-2c）、总弯矩M图（图7-2d）和扭矩 图（图7-2e）。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截 面。 L2?159.5mm,L3?61mm,L2?L3?221mm L361.5FNH1?Ft??1244.29N?346.26N L2?L3221 FNH2?Ft?FNH1?1244.29N?346.26N?898.03N FNV1?L3L2?L3Fr?61.5221?452.88N?126.03N根据轴的计算简图做出轴的水平面上的弯矩MH图（图7-2b）、Fn?1324.15NL2?159.5mmFNV2?Fr?FNV1?452.88N?126.03N?326.85NL3?61mmFNH1?346.26NFNH2?898.03NFNV1?126.03NFNV2?326.85N现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。 载荷 支反力F 水平面H FNH1?346.26NFNH2?898.03N 垂直面V FNV1?126.03NFNV2?326.85N 弯矩M MH?55228.47N?mm,MV?20101.79N?mm第 - 15 -页

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MH?55228.47N?mm总弯矩 扭矩T M?55228.47?20101.79?58773.00N?mm T1?34837.32N?mm22MV?20101.79N?mmM?58773.00N?mmT1?34837.32N?mm 第 - 16 -页

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??0.6 W?13265.1 ?ca?4.7MPa[??1]?60MPa A0=115 d≥28.93mm 图7-2 I轴的载荷分析图 根据教材P373公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转， 扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6。 抗弯截面系数 W?0.1d3?0.1?513?13265.1 第 - 17 -页

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轴的计算应力 ?ca?M2?(?T)W2?58773?(0.6?34837.32)13265.122MPa?4.7MPa d1?35mmd2?41mmd3?48mm d4?41mmd5?35mm 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得[??1]?60MPa。因此?ca?[??1]，故轴的强度符合要求。 ? 传动轴的设计计算 1、 按扭矩初算轴径 图7-3 II轴示意图 选用45钢调质，硬度217~255HBS。根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115 d≥115 (2.49/156.39)1/3mm=28.93mm 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 齿轮与轴的周向定位采用平键连接，大小齿轮安装轴段直径相同，查得平键截面b?h?12mm?8mm，键槽用铣刀加工，长为36mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6 L1?49mmL2?56mmL3?10mm L4?88mmL5?47mm；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此时选轴的直径尺寸公差为m6。 （2）确定轴各段直径和长度 表7-2 II各轴段直径 名称 依据 大于轴最小径28.93mm，选择轴承6307，轴承内径d=35mm，外径D=80mm，宽度B=21mm 安装齿轮段d2?d1 确定结果（mm） d1 35 d2 d2?d1?2(0.07~0.1)d1?35?(4.9~7)?39.9~4241 d3 轴肩段h?(0.07~0.1)d，取h=3.5mm 第 - 18 -页

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d4 d5 d4?d2 d5?d1（同一对轴承） 41 35 Ft2?1244.29NFr2?452.88NFn2?1324.15NFt3?3577.65NFr2?1302.16NFn2?3807.27N（3）确定轴各段直径和长度 1轴段的长度L1：L1?B??3??4?2?21?18?8?2?49mm 轴承型号为6307，轴承宽度B=21mm，?3为齿轮端面与箱体 内壁的距离，?4为轴承内端面与箱体内壁之间的距离。 2轴段的长度L2：L2?B2?2?56?2?54mm，齿宽B2?56mm。 3轴段的长度L3：L3=10mm，为两齿轮间距。 4轴段长度L4：L4?B3?2?90?2?88mm，齿宽B3=90mm。 5轴段长度L5：L5?B??6??23?B3?4?47mm 轴承宽度B=21mm，?6为I轴轴段4的长度122mm，?23为II 轴上两齿轮间的距离。 3按弯扭合成应力校核轴的强度 （1）求作用在齿轮上的力 作用在齿轮2上的力为 2T12?34.84Ft2?Ft??N?1244.29N ?3d56?10Fr2?Fr?Fttan??1244.29tan20N?452.88N 0L1?64.5mmL2Fn2?Fn?Ftcos??1244.29cos200N?1324.15N?83mmL3?79.5mmFNH1??362.23NFNH2??1971.13NFNV1?324.20NFNV2?1430.84N已知低速级小齿轮的分度圆直径d3?85mm Ft3?2T2d3?2?152.0585?10?3N?3577.65N0 Ft33577.65 Fn3??N?3807.27N0cos?cos20 （2）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图7-3）做出轴的计算简图（如图7-4a）。 根据轴的计算简图做出轴的水平面上的弯矩MH图（图7-4b）、 垂直面上的弯矩MV图（图7-4c）、总弯矩M图（图7-4d）和扭矩第 - 19 -页

Fr3?Ft3tan??3577.65tan20N?1302.16N 机械基础综合课程设计设计计算说明书

图（图7-4e）。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截 面。 ML1?64.5mm,LFNH1???83mm,L3?79.5mm,L1?L2?L3?227mm2Ft1?L3L1?L2?L379.5221Ft2L2?L3L1?L2?L3H?59998.85N?mmMV?69417.12N?mmM?91752.92N?mmT1??997.545N?mm83?79.5221?1244.29??3577.65N??362.23NFNH2?Ft1?Ft2?FNH1?1244.29N?3577.65?214.37N??1971.13NFNV1??L2?L3L1?L2?L3?452.88?Fr1?79.5227L3L1?L2?L3Fr2 162.5221?1302.16N?324.20NFNV2?Fr1?Fr2?FNV1?452.88N?1302.16?324.20N?1430.84N现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。 载荷 支反力F 水平面H FNH1??362.23NFNH2??1971.13N垂直面V FNV1?324.20NFNV2?1430.84N 弯矩M 总弯矩 MH?69417.12N?mm,MV?59998.85N?mmM?69417.12?59998.85?91752.92N?mm 8522462?1244.29?2462??997.545N?mm22T1?Ft1?Ft2852扭矩T ?3577.65? 第 - 20 -页

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??0.6 W?94.55 ?ca?21.93MPa?60MPa 符合要求 A0=115d ≥42.23mm 图7-4 II轴的载荷分析图 KA?1.3 根据教材P373公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转， 扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6。 Tca?614.71N?m 抗弯截面系数 322?dbt(d?t)35?12?5?(35?5)????94.55 W? 322d322?35 第 - 21 -页

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轴的计算应力 ?ca?M2?(?T)W2?91752.92?(0.6?997.545)4183.5322MPa ?21.93MPa?[??1]?60MPa所以轴的强度符合要求。 ? 输出轴的设计计算 1、 按扭矩初算轴径 图7-5 III轴示意图 选用45钢调质，硬度217~255HBS。根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115 d≥115 (2.39/48.27)1/3mm=42.23mm 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca?KAT3，根据教材P351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA?1.3，则 Tca?1.3?472.85N?m?614.71N?m d1?45mmd2?53mmd3?55mmd4?61mm d5?71mmd6?57mmd7?55mm按照计算转矩Tca应小于连轴器公称转矩的条件，根据《机械设计综合课程设计》P146表6-100，选用LX3型弹性柱销联轴器，公称转矩为1250N?m。半联轴器的轴孔直径为45mm，故取输入轴最小直径为45mm。 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。齿轮与轴的连接，查得平键截面b?h?16mm?10mm，键槽用铣刀加工，长为63mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂 H 与轴的配合为7；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为n6 H7 14mm?9mm?90mm，半联轴器与轴的配合为；滚动轴承与轴的 k6周向定位是由过渡配合来保证的，此时选轴的直径尺寸公差为m6。 （2）确定轴各段直径和长度 表7-3 III各轴段直径 第 - 22 -页

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名称 依据 大于轴最小径42.23mm，考虑与联轴器内孔标准直径配合，联轴器选择LX3型，取d1?45mm 联轴器定位确定结果（mm） L1?110mmL2?56mmL3?18mmL4?84.5mm L5?10mmL6?83mmL7?46.5mmd1 45 d2 d2?d1?2(0.07~0.1)d1?45?(6.3~9)?51.3~54 53 d3 55 轴承轴承内经d?55mm，外径 D?90mm，宽度B?18mm d4 考虑轴承定位 61 h?(0.07~0.1)d4?(4.27~6.1)，取d5 71 h?5，d5?61?2?5?71mm 考虑到齿轮的轴向定位采用套筒， d6 57 取d6?57mm d7?d3（同一轴承） d7 55 （3）确定轴各段直径和长度 1轴段安装联轴器：半联轴器宽度L=112mm，取L1?110mm。 2轴段的长度：L2?Ls1?t?a，其中Ls1为联轴器的内端面至轴 承端盖凸缘厚度，Ls1?15~20mm ，取Ls1?20mm；t为轴承端盖 凸缘厚度，t?11mm；a为轴承盖的上端面至轴承座孔边缘的距离，t4取齿轮距箱体内壁之间的距离??16mm，考虑到箱体铸造误差，在Fr4?1302.16N 确定轴承位置时，应距内壁一段距离s，取s=8mm，已知轴承宽度Fn4?3807.27N L2?20?11?25?56mm。 3轴段的长度L3：L3应略小于或等于深沟球轴承宽度，L3 =18mm。 B=15mm，箱座厚度??8mm，a?l1???s?B?25mm，则第 - 23 -页

考虑轴承d3?d2选用代号为6011F?3577.65N机械基础综合课程设计设计计算说明书

B1?B22B3?B424轴段长度L4：L4?16??84.5mm?B2??23??10?4 L1?175mmL25轴段长度L5：该轴段为齿轮定位轴环，其长度为 L5?1.4h?1.5?5?7mm?145mm，取L5?10mm。 L3?79mmFNH1??1261.76NFNH2??2315.89NFNV1??459.24NFNV2??842.92N6轴段长度L6：该轴段为安装齿轮轴段，其长度略小于齿轮宽度，L6?83mm。 7轴段长度L7：该轴段为齿轮安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位，L7?43?B3?B42?2?1?46.5mm。 3按弯扭合成应力校核轴的强度 （1）求作用在齿轮上的力 Ft4?Ft3?2T2d3?2?152.0585?10?3N?3577.65N0 MH??182955.2N?mmMV??66589.8N?mmM?194696.70N?mmT1?420000N?mmFr4?Fr3?Ft3tan??3577.65tan20N?1302.16N Fn3?Fn3?Ft3cos??3577.65cos200N?3807.27N（2）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图7-5）做出轴的计算简图（如图7-6a）。 根据轴的计算简图做出轴的水平面上的弯矩MH图（图7-6b）、 垂直面上的弯矩MV图（图7-6c）、总弯矩M图（图7-6d）和扭矩 图（图7-6e）。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截 面。 L1?175mm,L2?145mm,L3?79mm,L2?L3?224mm L379FNH1??Ft4???3577.65N??1261.76N L2?L3224 FNH2?Ft4?FNH1??3577.65N?1261.76N??2315.89N L379 FNV1??Fr4???1302.16N??459.24NL2?L3224 FNV2?Fr4?FNV1??1302.16N?459.24N??842.92N 现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。 载荷 水平面H 垂直面V 第 - 24 -页

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FNH1??1261.76NFNH2??2315.89NFNV1??459.24NFNV2??842.92N支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T MH??182955.2N?mm,MV??66589.8N?mmM?(?182955.2)?(?66589.8)?194696.70N?mmT1??2.8?10?3223002N?mm?420000N?mm 第 - 25 -页

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??0.6 W?13265.1 ?ca?4.7MPa[??1]?60MPa 图7-6 III轴的载荷分析图 根据教材P373公式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转， 扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6。 抗弯截面系数 323?dbt(d?t)57?16?6?(57?6)????15990.96 W? 322d322?57 轴的计算应力 第 - 26 -页

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?ca?M2?(?T)W2?194696.7?(0.6?420000)15990.9622MPa ?19.91MPa?[??1]?60MPa所以轴的强度符合要求。 第 - 27 -页

轴承预计寿命12000小时 Cr?17.0KNn?710r/minP?955.66NfP?1.2ft?1 ??3Lh?76468.6h?12000h轴承合格 Cr?33.2KNn?156.39r/minP?2435.7NfP?1.2ft?1 ??3Lh?156184.8h?12000h轴承合格 机械基础综合课程设计设计计算说明书

八、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命：5×365×8=12000小时。 1、计算输入轴轴承 轴承型号6008，基本额定动载荷Cr?17.0KN，转速n?710r/min Cr?17.0KNn?710r/minP?955.66NfP?1.2ft?1 ，轴承组中较大载荷 FNH?FNV?22??322P?898.03?326.85955.66N Lh?368560.8h?12000h载荷系数fP取1.2；温度系数ft取1；对于球轴承，寿命系数??3，则轴承寿命 Lh?106 60n(ftCrfPP)??10660?710?(1?17.0?1031.2?955.66)?76468.6h?12000h3 所以，所选轴承符合强度要求。 2、计算传动轴轴承 轴承型号6307，基本额定动载荷Cr?33.2KN，转速n?156.39r/min，轴承组中较大载荷 轴承合格 键b?h?l?8mm?7mm?56mm 2 载荷系数fP取1.2；温度系数ft取1；对于球轴承，寿命系数??3， ?则轴承寿命 Lh?106P?FNH?FNV?221971.13?1430.84?2435.7N2L?48mm P?13.83MPa60n(ftCrfPP)??10660?156.39?(1?32.2?103?[?P]?100~120MPa1.2?2435.7)3?156184.8h?12000h 所以，所选轴承符合强度要求。 3、计算传动轴轴承 轴承型号6011，基本额定动载荷Cr?30.2KN，转速n?48.27r/min键符合要求 键 b?h?l?12mm?8mm?36mm，轴承组中较大载荷 F2NHP??F2NV?1971.13?1430.84?2435.7N 22 L?24mm载荷系数fP取1.2；温度系数ft取1；对于球轴承，寿命系数??3，则轴承寿命 Lh?106 ?P?77.26MPa?[?P]?100~120MPa60n(ftCrfPP)??10660?48.27?(1?30.2?1031.2?2464.52)?368560.8h?12000h3所以，所选轴承符合强度要求。 第 - 28 -页

键符合要求 机械基础综合课程设计设计计算说明书

九、键连接的选择及校核计算 键 b?h?l?8mm?7mm?56mm1、输入轴与联轴器连接采用平键连接 一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。 L?76mm 由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（A型）普通平键。 键的尺寸为b?h?l?8mm?7mm?56mm ??61.45MPa键的工作长度L?l?b?56mm?8mm?48mm，则 ?[?]?100~120MPa键的挤压应力 键符合要求 332T?102?34.84?10?P?? kLd3.5?48?30键 ?13.83MPa?[?P]?100~120MPa b?h?lPPT—传递扭矩（N?m） —键与轮毂键槽的接触高度，k?0.5h —键的工作长度（mm） ?16mm?10mm?63mmL?47mm kL ?P?70.6MPa?[?P]?100~120MPa键符合要求 —轴的直径（mm） 所以键符合强度要求。 2、 传动轴与齿轮2、3连接用平键连接 因为大齿轮和小齿轮轴段的轴径相同，所以只需校核工作长度 较短的键。 工作长度较短的键的尺寸为b?h?l?12mm?8mm?36mm 键的工作长度L?l?b?36mm?8mm?24mm，则 键的挤压应力 332T?102?152.05?10?P?? kLd4?24?41 ?77.26MPa?[?P]?100~120MPa 所以键符合强度要求。 3、 输出轴与联轴器连接采用平键连接 键的尺寸为b?h?l?14mm?9mm?90mm 键的工作长度L?l?b?90mm?14mm?76mm，则 键的挤压应力 332T?102?472.85?10?P?? kLd4.5?76?45 ?61.45MPa?[?P]?100~120MPa 所以键符合强度要求。 4、 输出轴与齿轮连接采用平键连接 键的尺寸为b?h?l?16mm?10mm?63mm 键的工作长度L?l?b?63mm?16mm?47mm，则 d第 - 29 -页

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键的挤压应力 ?P?2T?10kLd3?2?472.85?105?47?573?70.6MPa?[?P]?100~120MPa 所以键符合强度要求。 第 - 30 -页

T0?35.51N?mT1?34.84N?mT3?472.85N?mT4?462.96N?m

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十、联轴器的选择及校核计算 联轴器选择的步骤： 1、类型选择：弹性柱销联轴器 由于工作载荷有轻微冲击，这种联轴器工作时转矩是通过主动轴上的键、半联轴器、弹性注销、另一半联轴器及键而传到从动轴上去的，传递转矩的能力很大，结构简单，安装、制造方便，耐久性好，弹性注销有一定的缓冲和吸振能力，允许被连接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移，故选择弹性柱销联轴器。 2、载荷计算 T0?9550T1?9550T3?9550T4?9550P0n0P1n1P3n3P4n4?9550??9550??9550??9550?2.647102.59710N?m?35.51N?mN?m?34.84N?m2.3948.272.3448.27 N?m?472.85N?mN?m?462.96N?m3、型号选择 （1）连接输入轴和电机轴的联轴器选用型号LX3，公称转矩为1250N?m，半联轴器的轴孔直径为30mm，电机轴直径为38mm。 （2）连接输出轴和滚筒轴的联轴器选用型号LX3，公称转矩为1250N?m，半联轴器的轴孔直径为45mm。 第 - 31 -页

V?2.01m/s?12m/sd2=246mm n2=156.39r/min hs=135mm 高速轴径圆周速度 V?1.30m/s?5m/s机械基础综合课程设计设计计算说明书

十一、减速器的润滑与密封 1、齿轮的润滑 由于减速器内的大齿轮传动的圆周速度： V? 低速轴径圆周速度 V?0.13m/s?5m/s ?d2n260?1000?3.14?246?156.3960?1000?2.01m/s≤12m/s da4?280mmd2为齿轮2分度圆直径，d2=246mm，n2为齿轮2的转速,n2=156.39r/min。 采用润滑油池润滑，润滑油位高度为 hs=d2/3+50=246/3+50=72+50=132,取hs=135mm,飞溅出的润滑油可润滑其他齿轮。 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。箱盖凸缘面在箱盖接合面与内壁相接的边缘处制出倒棱，以便于润滑油流入油沟润滑轴承。也可达到散热降温的功能。油沟距内壁的距离a=6mm,深度c=4mm,宽度b=6mm。 3、密封 （1）高速轴轴颈的圆周速度为： V??dn160?1000?3.14?35?71060?1000?1.30m/s≤5m/s， （见参考文献［机械设计］P334），故高速轴轴颈采用接触式毡圈密封。 （2）低速轴轴颈的圆周速度为： V??dn360?1000?3.14?53?48.2760?1000 ?0.13m/s≤5m/s， H?200mm （见参考文献［机械设计］P334），故低速轴轴颈采用接触式毡圈密封。 轴承盖上均装垫片密封。 第 - 32 -页

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十二、箱体及附件的结构设计 1、减速器结构 减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。 一般使用情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构采用剖分式，剖分面选择在轴线所在的水平面上。 为了保证箱体轴承座处有足够的壁厚，在外壁轴承盖的附近加支撑肋。 为了提高箱体轴承座孔处的连接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，（但不要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉），为此，轴承座孔附近做出凸台，使凸台高度有足够的扳手空间。 箱体中心的高度为：见参考文献［机械设计综合课程设计］P44图2-3。da4为齿轮4的齿顶圆直径，da4?280mm, H?da42?60?2802?60?200mm ,取箱体中心高度H?200mm。 现将箱体结构的基本尺寸列于下表： 表12-1 箱体结构尺寸 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁联 接螺栓直径 箱盖与箱座 连接螺栓直 径通孔直径 连接螺栓 符号 ? 推荐尺寸 0.025a+3≥8 0.002a+2≥8 1.5?选取值 8 8 12 12 20 M20 4 ?1 b b11.5?1b2df 2.5? 0.036a?12 a?250时，n?4n a?250~500时，n?6a?500时，n?8d1 0.75df M12 d2l (0.5~0.6)df M12 120 150~200 第 - 33 -页

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d2的间距 轴承端盖 螺钉直径 窥视孔盖 螺钉直径 定位销直径 轴承旁 凸台半径 凸台高度 d3d4d (0.4~0.5)df(0.3~0.4)df M10 M8 8 16 (0.7~0.8)d2C2R1 h根据位置及轴座外径确定，以便于扳手操作为准 C1?C2?(5~8)46 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆 与内壁距离 齿轮端面与 内壁距离 箱盖、箱座肋厚 轴承端盖外径 m1l1 40 ?1 m2?1.2? 10 8 m1?8?2??、D2 m1?0.85?1m?0.85? m?8 轴承端盖 (1~1.2)d3t 11 凸缘厚度 轴承旁连接 S?D2D?50 S 螺栓距离 2、注意事项 （1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料； （2）齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于0.211mm，低速级侧隙也不应小于0.211mm； （3）齿轮的齿侧间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%； （4）深沟球轴承6008、6307、6011的轴向游隙均为0.10～0.15mm；用润滑油润滑； （5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油； （6）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围； （7）减速器外表面涂灰色油漆； （8）按减速器的实验规程进行试验。 第 - 34 -页

D?(5~5.5)d3D?50 机械基础综合课程设计设计计算说明书

设计小结

一是由于经验问题，而是由于时间问题，所以这次的设计存在许多缺点，比如说电机的选取，开始只想到为了使传动比尽量小以减小减速器尺寸，选用了一个体积相对庞大，造价也也相对比较贵的低速电动机。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

在这次设计的过程中，我感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用Word和AUTOCAD。觉得受益匪浅。

通过此次设计的实践过程，使我更加详细的了解了减速器的一般设计过程，掌握了齿轮传动设计以及一些轴类零件设计的理论基础，进一步增强了我的自信心，强化了独立思考，查阅资料，分析、解决问题的能力，并将这种能力充分的运用到实际的工作当中。

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参考文献

[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社，2006． [2] 王之栋、王大康．机械设计综合课程设计（第二版）．北京：机械工业出版社，1990．

[3] 吴宗泽、罗圣国．机械设计课程设计手册（第二版）．北京：高等教育出版社，1999．

[4] 陈铁鸣．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003．

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参考文献

[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社，2006． [2] 王之栋、王大康．机械设计综合课程设计（第二版）．北京：机械工业出版社，1990．

[3] 吴宗泽、罗圣国．机械设计课程设计手册（第二版）．北京：高等教育出版社，1999．

[4] 陈铁鸣．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003．

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