带式运输机传动装置设计任务书.doc

课程设计说明书
机械设计
（机械设计基础）

设计题目    带式运送机传动装置   
学    院    工学院        
专业班级                 
设 计 者                          
学    号                          
指导教师                          
完毕日期      2023年1月8日      

中南大学

目  录

一、前言…………….…………………………………………
二、设计任务…………….……………………………………
三、计算过程及计算说明
一    传动方案拟定…………….……………………………
二    电动机的选择……………………………………….…
三    计算总传动比及分派各级的传动比……………….…
四    运动参数及动力参数计算………………………….…
五    传动零件的设计计算………………………………….
六    轴的设计计算………………………………………….
七    滚动轴承的选择………………………………………
八    键联接的选择及计算………..…………………………
九    减速箱体结构………………………………………….
十    润滑和密封………………………………………….....
四、小结…………………………………………………….
五、参考资料…………………. ………………………….

一、前言
（一)
设计目的：
      通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。
(二)
传动方案的分析：
    机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还规定结构简朴、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
     带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以减少传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
     齿轮传动的传动效率高，合用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。

一、设计任务

具体规定：
1、         电动机类型拟定
2、         单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算
3、         编写一份设计说明书
4、         装配图一张（1号图纸）、齿轮及轴的零件图各一张

二、计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
（1）    工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
（2）    原始数据：滚筒圆周力F=4200N；带速V=0.85m/s；滚筒直径D=600mm。

二、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η带×η4轴承×η闭式齿轮×η联轴器×η滚筒×η开式齿轮
     =0.96×0.994×0.97×0.99×0.96×0.95
=0.81
(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=4200×0.85/1000×0.81
=4.421KW
3、拟定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×0.85/π×600
=27.07r/min
   按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I‘1=3～6。取V带传动比I’2=2～4，则总传动比理时范围为I‘a=18～144。故电动机转速的可选范围为n’d=I‘a×n筒=487～4954r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min等。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种合用的电动机型号，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=1000r/min 。

4、拟定电动机型号
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Y132M2-6。
其重要性能：额定功率：5.5KW，满载转速960r/min，质量84kg。

三、计算总传动比及分派各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/27.07=35.46
2、分派各级伟动比
（1）    取V带，圆柱齿轮i齿轮=i减速器=3.8（单级减速器i=3~6合理）
（2）    ∵i总=i齿轮×iV带×i减速器
∴iV带=i总/（i齿轮i减速器）=35.46/3.84=2.456

四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
V带高速轴   nI=n电机=960r/min
减速器高速轴nII=nI/iV带=960/2.456=390.9(r/min)
减速器低速轴nIII=nII/ i减速器=390.9/3.8=102.9(r/min)
传动滚筒轴    nIV= nIII/i齿轮 =102.9/3.8=27.07(r/min)

2、      计算各轴的输入功率（KW）
V带低速轴      PI=P工作=5.5KW
减速器高速轴   PII=PI×η带=5.5×0.96=5.28KW
减速器低速轴   PIII=PII×η轴承×η齿轮= 5.07KW
开式齿轮高速轴PIV = PIII×η轴承×η联轴器
=5.07×0.99×0.99=4.97 KW
滚筒轴          PV = PIV×η轴承×η开式齿轮
                                  =4.97×0.99×0.95=4.67 KW
3、      计算各轴扭矩（N·m）
电动机输出轴  TI=9.55×106PI/nI
=9.55×103×5.5/960=54.714N·m
减速器高速轴  TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×5.28/390.9=128.995N·m
减速器低速轴  TIII=9.55×106PIII/nIII
=9.55×106×5.09/102.9=470.539N·m
开式齿轮高速  TIV=9.55×106 PIV / nIII
= 9550×4.97/102.9=461.289 N·m
滚筒轴        TV=9.55×106 PV / nIV
                               =9550×4.67/27.07=1647.525 N·m
五、传动零件的设计计算
1、            皮带轮传动的设计计算
（1）        选择普通V带截型
由课本P205表13-6得：kA=1.1
PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW
由课本P205图13-15得：选用A型V带
（2）                拟定大小带轮基准直径，并验算带速
由课本表13-7得，推荐的小带轮基准直径为75mm
   则取dd1=125mm>dmin=75
   dd2=n1/n2·dd1=960/309.9×125=306.9mm
由课本P74表5-4，取dd2=300mm

实际从动轮转速n2‘=n1dd1/dd2=960×125/300
               =400r/min
转速误差为：n2-n2‘/n2=390.9-400/390.9
                 =-0.023<0.05(允许)
验算带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×125×960/60×1000
        =6.28m/s
在5～25m/s范围内，带速合适。
（3）        拟定带长和中心矩
根据课本P195式（13-2）得
0.    7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.    7(125+300)≤a0≤2×(125+300)
   取a0=650mm
 由课本P195式（13-2）得：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
 =1979.4mm
根据课本P202表（13-2）取Ld=2023mm
根据课本P206式（13-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=660mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
      =1650>1200（合用）
（5）拟定带的根数
根据课本P203表（13-3）P1=1.37KW
根据课本P204表（13-4）△P1=0.11KW
根据课本P8204表（13-5）Kα=0.96
根据课本P202表（13-2）KL=1.03
 由课本P204式（13-15）得

Z=PC/P‘=PC/(P1+△P1)KαKL
  =4.13
(6)计算轴上压力
由课本P201表13-1查得q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
  =158.5N
则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=1571N

2、齿轮传动的设计计算
   （1）选择齿轮材料及精度等级
   考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS，取250HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P162表11-2选9级精度。齿面精糙度Ra≤1.6～3.2μm
σHlimZ1=680Mpa   σHlimZ2=560Mpa
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度规定选取安全系数SH=1.0
σFlim1=240Mpa  σFlim2 =190Mpa
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
[σH]1=σHlim1/SH=680/1.1Mpa
=618.2Mpa
[σH]2=σHlim2/SH=560/1.1Mpa
=509.1Mpa
[σF]1=σFlim1 /SF=240/1.3Mpa
=184.6Mpa
[σF]2=σFlim2 /SF =190/1.3Mpa
=146.2Mpa
  (2)按齿面接触疲劳强度计算中心距a
T1=128995N·mm
选取载荷系数K=1.4  齿宽系数φa= =0.4   u=i齿=3.8
则a>=(u+1)3 （335/[σH]2*KT1/ uφa =178.5 

  (3)拟定齿数和模数
传动比i齿=3.8
  取小齿轮齿数Z1=35。则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=133
  实际传动比I0=3.31
传动比误差：i-i0/I=1%<2.5% 可用
模数：m=2a/ Z2+Z1=2*178.5/133+35=2.125mm
根据课本表4-1取标准模数：m=2.5mm
拟定中心距 a=m/2(Z2+Z1 ）=210 mm
(4)齿宽b=φdd1=0.4*210=84
取大齿轮宽为84mm 小齿轮齿宽89mm
(5)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P167图（11-9）得YF1=2.5 YF2 =2.14
  σF1=(2kT1/bm2Z1)YF1=49.14 Mpa≤[σF1]
σF2 =σF1 YF2/YF1=442.06Mpa≤[σF2] 安全
（6）齿轮的几何尺寸计算
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×35mm=87.5mm
d2=mZ2=2.5×133mm=332.5mm
齿顶圆直径：da1= d1 +2m=87.5+5=92.5mm
            da2= d2 +2m=332.5+5=337.5mm
全齿高：h=2.25m=2.25*2.5=5.6mm 
 (7)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×87.5×390.9/60×1000
=1.79m/s
选8级精度合宜

六、轴的设计计算
  输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课本P230（14-2）式，并查表14-2，取c=115
d≥115 (5.28/390.9)1/3mm=27.4mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=27.4×(1+5%)mm=28.8mm
∴选d=30mm

2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
  单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

 （2）拟定轴各段直径和长度
d1=30mm L1=72mm
d2=36mm L1=58mm
d3=43mm L1=43mm
d4=50mm L4=87mm
d5=58mm L5=7mm
d6=36mm L1=4mm
d7=43mm L1=25mm
初选用深沟球承6209 d=45 D=85 B=19 Cr=24.5

  (3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=87.5mm
②求转矩：已知T1=128995N·mm
③求圆周力：Ft
根据课本P163（11-1）式得
Ft=2T1/d1=128995/87.5=2948.457N
④求径向力Fr
根据课本P163（11-1）式得
Fr=Ft·tanα=2948.457×tan200=1073.2N
⑤强度校核
(1)绘制轴受力简图（如图a）
 （2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=536.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1474.229N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=536.6×50=9.1N·m
 (3)绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1474.229×50=25N·m
 (4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·m
 (5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m
 (6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N·m
 (7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P230页式（14-2），表（14-2）取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(5.07/102.9)1/3=45.31mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=45.31×(1+5%)mm=47.6mm
取d=50mm
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
  单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
 （2）拟定轴的各段直径和长度
d1=50mm L1=70mm
d2=56mm L1=60mm
d3=63mm L1=45mm
d4=70mm L4=80mm
d5=76mm L5=7mm
d6=63mm L1=30mm
d7=72mm L1=4mm
初选用深沟球承6213 d=65 D=120 B=23 Cr=44.0
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=332.5mm
②求转矩：已知TIII=470.539N·m
③求圆周力Ft：根据课本P163（11-1）式得
Ft=2T3/d2=2×470.539×103/332.5=2830.3N
④求径向力Fr根据课本P163（11-1）式得
Fr=Ft·tanα=2830.3×0.36379=1030.1N
⑤校核
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=1030.1/2=515.1N
FAZ=FBZ=Ft/2=2830.3/2=1415.2N
 (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=515.1×94.5/2*1000=23.34N·m
 (3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1415.2×94.5/2*1000=66.87N·m
 (4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
   =（23.342+66.872）1/2
   =70.83N·m
 (5)计算当量弯矩：α=0.6
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[70.832+(0.6*470.5)2]1/2
   =291.1N·m
 (6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=291.1/(0.1×543)
=18.5Mpa<[σob]=70Mpa
∴此轴强度足够

七 滚动轴承的选择
1、计算输入轴承
选用6209型深沟球轴承，其内径d为45mm,外径D为85mm，宽度B为19mm. Cr=24.5kN
根据根据条件，轴承预计寿命
16×365×8=48720小时
（1）已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为6209型深沟球轴承
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
 (2) ∵FS1+Fa=FS2   Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1N   FA2=FS2=315.1N
 (3)求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1
            y1=0                y2=0
 (4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表（11-9）取f P=1.5
根据课本P262（11-6）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
 (5)轴承寿命计算
∵P1=P2  故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本P264（11-10c）式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h>48720h
∴预期寿命足够

2、计算输出轴承
选6213型深沟球轴承，其内径d为65mm，外径D=120mm，宽度B为23mm Cr=44.0kN
(1)已知nⅢ=76.4r/min
          Fa=0   FR=FAZ=903.35N
试选6213型深沟球轴承
根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
 (2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2      Fa=0
∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N
 (3)求系数x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据课本P263表（11-8）得：e=0.68
∵FA1/FR1<e    ∴x1=1   
                y1=0
∵FA2/FR2<e    ∴x2=1
                y2=0
 (4)计算当量动载荷P1、P2
根据表（11-9）取fP=1.5
根据式（11-6）得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N
 (5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2  故P=1355    ε=3
根据手册P71  7207AC型轴承Cr=30500N
根据课本P264 表（11-10）得：ft=1
根据课本P264  （11-10c）式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
=16670/76.4×(1×30500/1355)3
  =2488378.6h>48720h
∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

1、带轮与输入轴采用平键
轴径d1=30mm,L1=75mm
查手册得单圆头普通平键用于轴端，选用C型平键，得：
b×h=8×7  l=L1-b=75-8=67mm
T2=129N·m   h=7mm
σp=4TⅡ/dhl=4×128995/30×7×67
 =36.67Mpa<[σR](110Mpa)

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d4=50mm  L4=87mm  TⅡ=128.995N·m
查手册10-9  选A型平键
键14×9  l=L4-b=87-14=73mm    h=9mm
σp=4T/dhl=4×128995/50×9×73
  =15.71Mpa<[σp](110Mpa)

3、输出轴与齿轮联接用平键联接
轴径d4=70mm   L4=82mm   TⅢ=470.539N.m
查手册 选用A型平键
键20×12  l=L4-b=82-20=62mm    h=12mm
σp=4 TⅢ/dhl=4×470539/70×12×62
=36.14Mpa<[σp]
4、输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径d1=50mm  L1=75mm  TⅢ=470.539N.m
查手册  选C型平键
键16×10  
l=L1-b=75-16=59mm    h=10mm
σp=4 TⅢ/dhl=4×470539/16×10×59
  =101.87Mpa<[σp](110Mpa)

九  减速箱体结构
1、箱体是减速器结构和受力最复杂的零件，其各部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。尺寸列入下表，单位mm。

符 号
名 称
尺 寸
备 注
σ
底座壁厚
10
不小于8
σ1
箱盖壁厚
σ1 =0.8σ=8
不小于8
b
箱底座上不凸缘厚
b=1.5σ=15

b1
箱盖凸缘厚
b1 =1.5σ1=12

b2
想底座厚
b2=2.5σ=25

m
箱座加强肋厚
m=0.85σ =8.5

m1
箱盖加强肋厚
m1=0.85σ1 =6.8

df
地脚螺栓直径
df=20
手册查得
d1
轴承旁连接螺栓直径
d1=0.75 df=15
n=4
d2
箱座与箱盖连接螺栓直径
d2=0.5 df=10

d3
轴承盖固定螺栓直径
d3=8
手册查得
d4
视孔盖螺栓直径
d4=0.4 df=8

c1
箱壳外壁至螺钉中心线间的距离
c1=26
c1=24
可由手册查得
k
底座上部或下不凸缘宽
k= c1+ c1=50

D1
小轴承盖螺钉分布圆直径
D1=D+5 d3=105
D=85为小轴承外径
D0

105

D5

81

D2
大轴承盖螺钉分布圆直径
D2=D+5 d3=160

D0

145

D5

115

R
箱盖外表面圆弧半径
196.75

十  润滑和密封
一、齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.8m/s，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
二、滚动轴承的润滑
由于齿轮周向速度为1.8m/s＜2 m/s所以宜用脂润滑，应开设封油盘。
三、润滑油的选择
考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径拟定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

F=4200N
V=0.85m/s
D=600mm

η滚筒=27.07r/min
η总=0.81
P工作=4.421KW

电动机型号
Y132M2-6

i总=35.46
据手册得
i齿轮=3.8
i V带=2.456

nI =960r/min
nII=390.9r/min
nIII=102.9r/min
nIV=27.07 r/min

PI=5.5KW
PII=5.28KW
PIII=5.07KW
PIV =4.97KW
PV =4.67KW

TI=54.714N·m
TII=128.995N·m

TIII=470.539N·m

TIV=461.289 N·m

TV=1647.525 N·m

dd1=125mm

dd2=306.9mm
取标准值
dd2=300mm

n2‘=400r/min

V=6.28m/s

取a0=650

Ld=2023mm

a=660mm

Z=5根

F0=158.5N

FQ =1571N

[σH]1=618.2Mpa

[σH]2=509.1Mpa

[σF]1=184.6Mpa

[σF]2=146.2Mpa

i齿=3.8

Z1=35
Z2=133
m=2.5mm
a =210mm

b=89mm
b1=84mm

T1=128995N·mm

d1=87.5mm
d2=332.5mm
da1=92.5mm
da2=337.5mm
h=5.6mm
V =1.8m/s

d=30mm

d1=30mm L1=72mm
d2=36mm L1=58mm
d3=43mm L1=43mm
d4=50mm L4=87mm
d5=58mm L5=7mm
d6=36mm L1=4mm
d7=43mm L1=25mm

L=296mm

Ft =2948.457N

Fr=1073.2N

FAY =536.6N
FBY=536.6N
FAZ =1474.229N

MC1=9.1N·m

MC2=25N·m

MC =26.6N·m

T=48N·m

Mec =99.6N·m

σe =14.5MPa
<[σ-1]b

d=50mm

d1=50mm L1=70mm
d2=56mm L1=60mm
d3=63mm L1=45mm
d4=70mm L4=80mm
d5=76mm L5=7mm
d6=63mm L1=30mm
d7=72mm L1=4mm

Ft=2830.3N

Fr=1030.1N

FAX= FBY=515.1N
FAZ=FBZ=1415.2N

MC1=23.34N·m

MC2=66.87N·m

MC=70.83N·m

Mec=291.1N·m

σe=18.5Mpa

轴承预计寿命48720h

FS1=FS2=315.1N

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=750.3N
P2=750.3N

LH=1047500h
∴预期寿命足够

FR =903.35N
FS1=569.1N

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=1355N
P2=1355N

Lh =2488378.6h
故轴承合格

C型平键
8×7

σp=36.67Mpa

A型平键
14×9

σp =15.71Mpa

A型平键
20×12
σp=36.14Mpa

C型平键

16×10

σp=101.87Mpa

四、小结
在设计过程中的经验教训总结：
1.设计的过程中必须严厉认真，刻苦专研，一丝不苟，精益求精，才干在设计思想，方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。
2.机械设计课程设计是在老师的指导下独立完毕的。必须发挥设计的积极性，积极思考问题分析问题和解决问题。
3.设计中要对的解决参考已有资料和创新的关系。熟悉和运用已有的资料，既可避免许多反复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。
4.在教师的指导下订好设计进程计划，注意掌握进度，按预定计划保证质量完毕设计任务。机械设计应边计算，边绘图，边修改，设计计算与结构设计绘图交替进行，这与按计划完毕设计任务并不矛盾，应从第一次设计开始就注意逐步掌握对的的设计方法。
 5.整个设计过程中要注意随时整理计算结果，并在设计草稿本上记下重要的论据，结果，参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题，使设计的各方面都做到有理有据。这对设计正常进行，阶段自我检查和编写计算说明书都是必要的。
通过这次为期两周的课程设计，我拓宽了知识面，锻炼了能力，综合素质得到较大提高。
安排课程设计的基本目的，在于通过理论与实际的结合、人与人的沟通，进一步提高思想觉悟。特别是观测、分析和解决问题的实际工作能力，以便培养成为可以积极适应社会主义现代化建设需要的高素质的复合型人才。
作为整个学习体系的有机组成部分，课程设计虽然安排在两周进行，但并不具有绝对独立的意义。它的一个重要功能，在于运用学习成果，检查学习成果。运用学习成果，把课堂上学到的系统化的理论知识，尝试性地应用于实际设计工作，并从理论的高度对设计工作的现代化提出一些有针对性的建议和设想。检查学习成果，看一看课堂学习与实际工作到底有多大距离，并通过综合分析，找出学习中存在的局限性，以便为完善学习计划，改变学习内容与方法提供实践依据。
对我们非机械专业的本科生来说，实际能力的培养至关重要，而这种实际能力的培养单靠课堂教学是远远不够的，必须从课堂走向实践。这也是一次预演和准备毕业设计工作。
通过课程设计，让我们找出自身状况与实际需要的差距，并在以后的学习期间及时补充相关知识，为求职与正式工作做好充足的知识、能力准备，从而缩短从校园走向社会的心理转型期。课程设计促进了我系人才培养计划的完善和课程设立的调整。课程设计达成了专业学习的预期目的。在两个星期的课程设计之后，我们普遍感到不仅实际动手能力有所提高，更重要的是通过对机械设计流程的了解，进一步激发了我们对专业知识的爱好，并可以结合实际存在的问题在专业领域内进行更进一步的学习。
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺陷，比如说箱体结构庞大，重量也很大。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，传动更稳定精确的机器。

                                                 设计者：
                                                2023年1月8日
附：
            五  参考资料
1、《机械设计基础》
                                       ———高等教育出版社
2、《机械设计基础课程设计》
                                       ———高等教育出版社