机械设计课程设计圆柱斜齿齿轮减速器设计.doc

齐齐哈尔大学机械设计课程设计说明书设计题目：圆柱斜齿齿轮减速器设计专 业:机械设计制造及其自动化班 级:机械082班姓 名:学 号:2008111077指导教师：王 2010年12月08日机械设计课程设计成绩评阅表题目评分项目分值评价标准评价等级得分A级（系数1.0）C级（系数为0.6）选题合理性题目新颖性20课题符合本专业的培养要求，新颖、有创新基本符合，新颖性一般内容和方案技术先进性20设计内容符合本学科理论与实践发展趋势，科学性强。方案确定合理，技术方法正确有一定的科学性。方案及技术一般文字与图纸质量30设计说明书结构完整，层次清楚，语言流畅。设计图纸质量高，错误较少。设计说明书结构一般，层次较清楚，无重大语法错误。图纸质量一般，有较多错误独立工作及创造性10完全独立工作，有一定创造性独立工作及创造性一般工作态度10遵守纪律，工作认真，勤奋好学。工作态度一般。答辩情况10介绍、发言准确、清晰，回答问题正确，介绍、发言情况一般，回答问题有较多错误。评价总分总体评价注：1、评价等级分为A、B、C、D四级，低于A高于C为B，低于C为D。2、每项得分分值×等级系数（等级系数：A为1.0，B为0.8，C为0.6，D为0.4）3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之一。目 录设计任务书4第一部分 传动装置总体设计6第二部分 V带设计8第三部分 各齿轮的设计计算11第四部分 轴的设计21第五部分 校核32第六部分 主要尺寸及数据34齐齐哈尔大学普通高等教育机械设计课程设计圆柱斜齿齿轮减速器设计任务书一、 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78910运输机工作转矩T/(N.m)700710720730运输机带速V/(m/s)0.640.650.670.68卷筒直径D/mm300310320330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），一年工作300天。运输速度允许误差为。二、 课程设计内容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（A0）。2） 零件工作图三张（A3）3） 设计说明书一份（60008000字）。本组设计数据：第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 710 。 运输机带速V/(m/s) 0.65 。 卷筒直径D/mm 310 。 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。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： 由 ，得2.993Kw 传动装置总效率：式中，联轴器的传递效率为 ，滚动轴承的效率为， 圆柱斜齿轮的传递效率为 ，毂轮传递的效率为 电动机的输出功率： 取鼓轮转速=查表得二级圆柱斜齿轮减速器传动比范围i=8-60电动机转速的可选范围为所以电动机转动范围是320-2400r/min有750-1000-1500三种转速的电动机适合选择电动机为Y132M1-6型 （见机械设计实践与创新 表19-1）技术数据：额定功率（） 4 满载转速（） 960 额定转矩（） 2.0 最大转矩（） 2.0 Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm）： （见机械设计实践与创新 表19-2）A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：275 AD：210 HD：315 BB：238 L：515 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： （见课设式2-6） 2、 各级传动比分配： （见课设式2-7） 第二部分 V带设计外传动带选为普通V带传动a) 确定计算功率：=（1）、由表8-7查得工作情况系数 （2）、由式8-21（见机械设计书） 2、选择V带型号 查图8-11(见机械设计书)选A型V带。3.确定带轮基准直径 （1）、参考图8-11（见机械设计书）及表8-6（见机械设计书）选取小带轮直径 （电机中心高符合要求）（2）、验算带速 由式8-13（见机械设计书） （3）、从动带轮直径 由表8-8，得=315mm（4）、传动比 i （5）、从动轮转速4.确定中心距和带长（1）、按式8-20（见机械设计书）初选中心距 取（2）、按式8-22 (见机械设计书)，计算相应的带长查表8-2(见机械设计书)取带的基准长度=2000mm(3)、按式8-23 (见机械设计书)计算中心距:a (4)、按式8-24（见机械设计书）确定中心距调整范围 5.验算小带轮上的包角1 由式8-25(见机械设计书) 6.确定V带根数Z (1)、由表8-8（见机械设计书）查得=100mm， =960r/min时，单根型V带的额定功率为0.95Kw，由表8-4b（见机械设计书）得单根A型V带额定功率的增量Kw。 (2)、由表8-5（见机械设计书）查得，包角系数 (3)、由表8-5 (见机械设计书)查得，长度系数=1.03 (4)、计算V带根数Z，由式8-26（见机械设计书） 取Z=6根 7计算单根V带初拉力，由式8-27（见机械设计书） q由表8-3（见机械设计书），查得 8计算对轴的压力，由式8-28（见机械设计书）得 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=100mm采用腹板式结构。大带轮基准直径dd2=315mm，采用轮辐式结构，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（斜齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，按图示所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。因传递功率不大，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88），材料选择。由表10-1选择，大小齿轮材料均为40，并经调质及表面淬火，齿轮硬度为48-55HRC。 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取=1.4。=3.35 =2.39小齿轮级齿数=25，大齿轮级齿数=84。选取螺旋角。初选螺旋角=16°，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，按式（10-21） 1) 试选=1.62) 由图10-30。选取区域数系=2.4553) 计算小齿轮传递的轮距：=9.968×N.mm4) 因大小齿轮均为硬齿面，故由表10-7，宜选取稍小的齿宽系数=0.85) 由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.86) 由图10-21e查得=1058MPa7) 由式10-13计算应力循环次数， =60×320×1×（1×8×300×10）=8) = 9) 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.98 =0.9810) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%。安全系数S=1,由式（10-12），得 = =0.98×1058=1036.8MPa11)由图10-26查得重合度 则 （2）计算1） 试算小齿轮分度圆直径 =39.79mm2） 计算圆周速度v 3） 计算齿宽b及模数 h=2.25=2.75mm4） 计算纵向重合度 5） 计算载荷系数K 使用系数=1，根据=0.67m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数=1.1，由表10-3查得=1.2从表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置，6级精度，=1.285 考虑齿轮为7级精度，故=1.295，故载荷系数： 又由图10-13查得=1.266） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7） 计算模数 （10-17）3 按齿根弯曲强度设计：（1）确定计算参数。1） 计算载荷系数。2）由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，由图10-18查得。弯曲疲劳寿命系数及安全系数，弯曲疲劳安全系数S=1.43）计算弯曲疲劳许用应力： 4） 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数5） 计算当量齿数。 6） 查取齿形系数。 由表10-5查得 ；7） 查取应力校正系数。由表10-5查得 ； 8） 计算大小齿轮的并加以比较。 小齿轮数值较大（2）设计计算=1.44mm 对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值=1.5mm，取分度圆直径取=25,则=844.几何尺寸计算（1） 计算中心距 将中心距圆整为85mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角15.9° 因值改变不多，故参数等不必修正。（3） 计算大小齿轮的分度圆直径 （4） 计算齿轮宽度b 圆整后取 ， 二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1. 齿轮的材料，精度和齿数选择，按图示所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。因传递功率不大，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88），材料选择。由表10-1选择，大小齿轮材料均为40，并经调质及表面淬火，齿轮硬度为48-55HRC。=2.39 =/ =24 , =58选取螺旋角与I级的齿轮相同，初选螺旋角=16 °2.设计计算。（2） 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（10-21） 6（1）按齿面接触强度设计，按式（10-21）试算，得 试选kt=1.6，滚动轴承的效率为， 圆柱斜齿轮的传递效率为，V带传动效率为 2） 由图10-30，选取区域系数=2.455 3） 计算小齿轮传递的转矩=4） 级轴的输出功率=···=3.23kw5） 级轴的转速 =/·=95.52r/min6） 因大小齿轮均为硬齿面，故由表10-7宜选取稍小的齿宽系数=0.87） 由表10-6查的材料的弹性影响系数=189.8MPa½8） 由图10-21查的=1058MPa9） 由式10-13计算应力循环次数10） 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.98，=1.1411） 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数S=1，由式10-21得由图10-26查的重合度7计算1) 试计算小齿轮的直径。=58.13mm。2) 计算圆周速度V。3）计算齿宽b及模数=cos /Z3=2.33 , h=2.25=5.24mmb/h=8.884） 计算纵向重合度=0.318 z3tan=1.755） 计算载荷系数使用系数=1，根据V3=0.29m/s，7级精度。由图10-8查的动载荷系数=1.00；由表10-3查的=1.2. 从表10-4中的硬齿面轮检查得小齿轮相对支撑非对称布置，6级精度。=1.285 ，故载荷系数：=···=1.554。又由图10-13查的=1.266） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径=57.58mm7） 计算模数=2.31mm8按齿跟弯曲强度设计：（1）确定计算参数1)计算载荷系数=···=1.5122) 由图10-20d查的齿轮的弯曲疲劳强度极限，由图10-18查的弯曲疲劳寿命系数及安全系数KFN3=0.95,KFN4=0.973) 计算弯曲疲劳许用应力，。根据纵向重合度，从图10-28查的螺旋角影响系数4) 计算当量齿数：，5) 查取齿形系数由表10-5查得 ；6) 查取应力校正系数。由表10-5得 ； 7) 计算大小齿轮的并加以比较，=小齿轮数值较大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大。取标准值=2.0mm，取分度圆直径=57.58mm 取=28，则=·=2.39×28=66.92 ，取=67 10 几何尺寸计算；1） 计算中心距a。a=mm将中心距圆整为99mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角。=因值改变不多，故参数等值不必修正。3） 计算大小齿轮的分度圆直径 ， =mm ， = 4） 计算齿轮宽度b，b=0.8×58.36=46.69mm圆整后取，。总结：高速级 =25 =84 =1.5mm 低速级 =28 =67 =2.0mm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.1.电动机满载转速=960r/min，带传动比i=3。滚动轴承的效率为， 圆柱斜齿轮的传递效率为 ，V带传动效率为。=3.35， =2.39各轴转速： 5） 各轴的输入功率 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 6） .各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩=9.55=34.6188N.M I轴 II轴 III轴 卷筒轴 2.初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表15-3,得c=103至126,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=120则: = =3.初选单列圆锥滚子轴承轴承1轴选单列圆锥滚子轴承为303082轴选单列圆锥滚子轴承为303093轴选单列圆锥滚子轴承为30313根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:=40mm=45mm=65mm4.结构设计(现只对输出轴作设计, 高速轴作设计和中间轴设计略,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.输出轴作设计求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径 而 圆周力，径向力及轴向力的方向如图1-35.初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取=120。于是得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图1-1）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩=,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取则; 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，选用HL4型弹性柱联轴器，其公称转矩1250000N.mm。半联轴器的孔径=55mm。故取=55mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的孔长度=84mm 。6.轴的结构设计5) 拟定轴上零件的装配方案6) 图1-17) 本题的装配方案已在前面分析比较，现选用图15-22a所示的装配方案（见机械设计书）。8) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度9) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，I - II轴段右端需制出一轴肩，故取II - III段的直径左端用轴挡圈定为，按轴直径取挡圈直径D=65mm。半联轴器与轴配合的孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I - II段的长度应比略短一些，现取=82mm。10) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313，其尺寸为，故；而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得到3033型轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此，取。11) 取安装齿轮处的轴端段IV-V的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为47mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴承应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取。12) 轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm(参考图1 - 2)，故取。13) 取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm，I级圆柱斜齿轮与II级圆柱斜齿轮之间的距离c=20mm（参考图1-2）。参考到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应箱体内壁一段距离s，取s=8mm（参考图1-2），已知滚动轴承宽度T=36mm，I级圆柱斜齿大齿轮轮毂长L=105mm，则 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。（10）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1差得平键截面bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为110mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与州的配合为同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为16mm10mm17mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。(11)确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角为2各轴肩处的半径见图1-17.求轴上载荷首先根据轴的结构图（1-1）做出轴的计算简图（图1-3）。在确定轴承支点位置时，应从手册中查取a值（参看机械设计书的图15-23）。对于30313型圆锥滚子轴承，由手册中查的a=29mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距根据轴的计算简图做出轴弯矩图和扭矩图（图1-3）。载荷水平面H垂直面V支反力F，弯矩M=55584.3N.mm，=117342N.mm总弯矩=201730N.mm =226660N.mm扭矩T=24538.4N.mm8.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴的上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度.根据式(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a=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45刚,调质处理,由表15-1查得=60MPa。因此，故安全。9.精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面 截面A，II , III ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过多配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A, II ,III , B 均无需校核。（5） 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V的扭矩作用，同时轴颈也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力过度集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不比校核。截面VI和VII显然更不比校核。由第三章附录可知，键槽应力集中系数比过盈配合的小，因此该轴只需校核截面IV左右两侧即可。（6） 截面IV左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面IV左侧的弯矩M为 截面IV上的扭矩 =24538.4N.mm 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=640MPa =275MPa =155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 ，按附表3-2查得。因=0.031，=1.08，经插值后查得=2.0 ， =1.31 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 =0.82 =0.85 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为 =1.82 =1.26由附图（3-2）的尺寸系数=0.67；由附图3-3的扭转尺寸系数=0.82轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 =0.92轴未经表面强化处理，即=1，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由3-1及3-2得碳钢的特性系数 0.10.2，取0.15 0.050.1，取0.08于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得 =29.52S=1.5故可知其安全。(4)截面IV右侧 抗弯截面系数W按表15-4的公式计算。 抗扭截面系数弯矩M及弯曲应力为 扭矩及扭矩切应力为 过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 =3.16 轴按磨削加工，由附表3-4得表面质量系数为故得综合系数为 所以轴在截面IV右侧的安全系数为 故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。图1-2最后得出输出轴图： 第五部分 校 核低速轴轴承轴承的型号为30313，Cr=195 kN，1） <e2） 计算当量动载荷 查表得 =1.2,径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0 =1.2×（1×1192.4）=1430.9 N3） 验算30313的寿命 验算右边轴承 键的校核键1 20×12 L=90 由机械设计课本的表6-1 则强度条件为 查表许用挤压应力 所以键的强度足够键2 16×10 L=70 由机械设计课本的表6-1 则强度条件为 查表许用挤压应力所以键的强度足够联轴器的选择 联轴器选择为HL4型弹性柱销联轴器 GB/T5014-2003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V1.52m/s所以采用飞溅润滑，第六部分 主要尺寸及数据以上尺寸参考机械设计课程设计轴号功率p Kw转矩T N.mm转速n r/min传动比i效率电机轴4.0020009601113.3433.2343203.00.9423.21106.914195.63.350.9633.08245.3804402.390.96工作机轴3.02240.54010.98齿轮的结构尺寸两小齿轮采用实心结构两大齿轮采用腹板式结构齿轮z1尺寸z=25 d1=38.99mm m=1.5mm b1=42ha=ha*m=1×1.5=1.5mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×1.5=1.875mm h=ha+hf=1.5+1.9=3.375mm da=d12ha=38.99+2×1.5=41.99mm df=d12hf=38.992×1.875=35.24mm p=m=4.71mm s=m/2=3.14×1.5/2=2.355mme=m/2=3.14×1.5/2=2.355mm c=c*m=0.25×1.5=0.375mm齿轮z2的尺寸由轴可 得d2=131.01mm z2=84 m=1.5mm b=32 ha=ha*m=1×1.5=1.5mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×1.5=1.875mmh=ha+hf=1.5+1.875=3.375mmda=d22ha=131.012×1.5=134.01mmdf=d22hf=131.012×1.875=127.26mmp=m=4.71mms=m/2=3.14×1.5/2=2.355mme=m/2=3.14×1.5/2=2.355mmc=c*m=0.25×1.5=0.375mm齿轮3尺寸d3=58.36mm z3=28 m=2.0mm b=57mmha =ha*m=1×2.0=2.0mmhf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.0=2.5mmh=ha+hf=2.0+2.5=4.5mmda=d3+2ha=58.36+2×2=62.36mm df=d3-2hf=58.36-2×2.5=53.36mmp=m=3.14×2.0=6.28mm s=m/2=3.14×2.0/2=3.14mme=s=3.14mm c=c*×m=0.25×2.0=0.5mm齿轮4寸由轴可得 d=70mm d4=139.64mm z4=67 m=2.0mm b=47mmha =ha*m=1×2.0=2.0mmhf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.0=2.5mm h=ha+hf=2.0+2.5=4.5mmda=d4+2ha=139.64+2×2.0=143.64mmdf=d4-2hf=139.64-2×2.5=134.64mmp=m=3.14×2.0=6.28mms=e=m/2=3.14×2.0/2=3.14mmc=c*m=0.25×2.0=0.5mmD0da-10m=143.64-10×2.0=123.64mmD31.6×70=112mmD2=0.25(D0-D3)=35mmr=5mm c=0.2b=0.2×47=9.4mm参考文献：机械设计纪名刚主编 机械工业出版社机械设计实践与创新王世刚 王树才主编 国防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，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。