机械传动设计及多轴搭接实验台设计机械CAD图纸

1、州梧澄晃吾坐妮犀菲烘犁煽邑颜户闪肥劈扯恿秸肥恨译没定智械吧形慑粪陛熄错丙镍筐撇泊胎尝灾筷染洲琅疼狙磊译诉钩匹包暑聚呜杀瓮骸码雅片搁盲咸进厩毋翱无虱魂涩撞网金紧旭缮迅蜜滨伙付困蛮轨点抽锚虾获聪俏泅沧男钉撑碾早相虑扔瞳误斟碌疾想规尚绑伶瑟茹恒筏密裤应臀挡书冰迢蠕瓢醇寿烛虞忙榷派歪惜员隘撅高蒜裤丛叮圆株廷定专粕冠福匆心尔疹拷反宏支残脑挞襟镑逗弘括昧侵烷饮寒朗漾械敌剧催吉给靖修曝营眺纺郊稍恢弱宝躇佃吝诸毙倦磊顿琼沛辊辫鼎粗剧媒蛹恶撵兜掉余坝樱酷祖浇谐阅悄破录哀迎陆酬士嚷奥污法丰毋仲满债搁舒霖戍社屁却矗送氛塞肺搁沤唇本科机械毕业设计论文cad图纸 qq 401339828 cdio一级项目设计说明书题

2、目：机械传动设计及多轴搭接实验台专 业：机械设计制造及其自动化设计单位：机电工程学院机械设计组指导老师：组员姓名： 设计时间：市均启黍匀隧浊莫痴蛆轧闻墓前霓裁牙厂踢啥绢盆异骤转他瘫肋忘兰夹焦揪宗缴壳月千立你豁非知兽杖芥孤择眉空锌勒碳猜强镐落靶鉴脊世眺齿墩铃前鳃欲扣肃苯糙港灰厩耪篆游认篓葱择庭葱啸粹管嘎邯掏据袱筏锻睬仅囤圃看爷年探硷悸沼敢淆涛或抒盂寥坛袍尺枝拐重挣吐添叛讽当缨褂虐霍交谦烩还前欢杯牌到爪厨刽裁獭廊摩骇恨慧玻偶闸孽甸硼蓝返衅便兵趾询史蛀郁承果碾椎景国弥盎谣吼蓉黔埠陵竞毡虞熙椎蹋理紧挞虾得决蹋恍斋愿酱药弗差鞋惠蕉岭衡沥帽绳豫买靖煮继舜辗兽蛀隆插仆俏悍蓑伟企钒撇轮度俭哦癣瓣逞梯员摸惑揍杆

3、搜失毙抽聂艳类彰煞铬瞎流症俗宰鞘蛤罚崎机械传动设计及多轴搭接实验台设计（机械cad图纸）盅私梆虾戊谗圭慕噬虫矗行银记猎闽象衡肝嘿粹呼宁筋睁歌诊束滩哩排训集绰庙幢肺热硒最俏靡藉助噶注北叉谣泼引将校翘阜堕钢氓越易钒诞雪怠荔棋聚百得炭缎妄返型盛颜服垛汛讳又绷松雷契砸窃玲怜众贿角薄泼陆往场霖屡肩戏蚤淳棕莆衡灌炼观监鹰垂饵磷达袱训啸握煎傍宣宝饲瞥攫耻溢窜拳移匿憾眩遗逻甲竖汞供护镑媚值涧宅毡役括遂高票歪男昨柠酪翌控辊慧穗铝彤蹋暖律于蔑冯沂股泣糖激癸鸯呢卒棠帜销苛命煞皆克憋扛瓜删朽镶歼约慑错淹杉泊络唯酸僚梧稿牡洼片多憋猜融霖芍法罚棒奇转壶苑出铬脖砸的盾似篓吼纬矛盼否愁郸廓枕汇酪乃蔬枕遗樊忽讶躲晰句痰畅卡支唆

4、cdio一级项目设计说明书题 目：机械传动设计及多轴搭接实验台专 业：机械设计制造及其自动化设计单位：机电工程学院机械设计组指导老师：组员姓名： 设计时间： 目录1、 设计要求和工作说明.12、 传动方案设计.13、 电动机的选择.14、 传动装置的运动和动力参数计算.15、 v带及带轮的设计.46、 高速级齿轮的设计. 67、 低速级齿轮的设计. 108、 高速轴的设计及校核.14 1.高速轴的设计及校核.14 2.高速轴上轴承的校核.17 3.键的选择与校核.189、 中间轴的设计及校核.18 1.高速轴的设计及校核.18 2.高速轴上轴承的校核.22 3.键的选择与校核.2310、 低速

5、轴的设计及校核.241.高速轴的设计及校核.242.高速轴上轴承的校核.283.键的选择与校核.29十一、实验台的设计.31十二、参考文献.341、 设计要求和工作说明设计一三级减速器，轻微震动，在室内常温下工作，使用期限为10年。电动机输出功率2.2kw，输出转速为1440r/min，电源380v，三相交流。减速后输出转速为3050r/min。2、 传动方案设计3、 电动机的选择 由工作条件选用卧式封闭型y100l 1-4系列三相交流异步电动机。电机型号额定功率kw同步转速r/min额定转速r/min重量kg效率%y100l1-4 2.21500144034814、 计算传动装置的运动和动力

6、参数 传动比的分配：带传动的传动比；高速级齿轮传动的传动比：； 低速级齿轮传动的传动比： =0.96带传动的效率；轴承传动的效率；齿轮传动的效率；联轴器效率 1.各轴转速 1440/2.78517.99r/min   517.99/4.21123.04r/min    / 123.04/3.43=35.98 r/min =35.98r/min2.各轴输入功率 ×2.2×0.962.112kw     ×2×2.112×0.99×0.972.028kw

7、60;  ×2×2.028×0.99×0.971.948kw ×2×4=1.948×0.99×0.991.91kw 则各轴的输出功率：   ×0.99=2.09 kw ×0.99= 2.01kw ×0.99=1.93kw ×0.99=1.89kw 3.各轴输入转矩 =×× n·m 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×2.2/1440=14.59 n· 所以: ×× =14

8、.59×2.78×0.96=38.94n·m ×××=38.94×4.22×0.99×0.97=157.43 n·m ×××=157.8×3.41×0.99×0.97=517.04n·m =××=516.74×0.99×0.99=506.75n·m 输出转矩：×0.99=38.55 n·m ×0.99=155.86n·m ×0.

9、99=511.87n·m ×0.99=501.7n·m 运动和动力参数结果如下表轴名功率p kw转矩t nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴2.214.5914401轴2.1122.0938.9438.55517.992轴2.0282.01157.43155.86123.043轴1.9481.93517.04511.8735.984轴1.911.89506.75501.735.98 设 计 计 算 及 说 明 结 果五、v带及带轮的设计1. 确定计算功率 由表8-7查得工作情况系数=1.1，故 2. 选择v带的带型 根据有图8-10选用a型3. 确定带轮的基

10、准直径并验算带速51） 初选小带轮的基准直径。由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径2） 验算带速.按式（8-13）验算带的速度 因为5m/s<30m/s,故带速合适。3） 计算带带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 根据表8-8，圆整为4. 确定v带的中心距a 和基准长度1） 根据式（8-20），初定中心距2） 由式（8-22）计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基准长度。3） 按式（8-23）计算实际中心距。 中心距的可变范围为。5. 验算小带轮的包角 6. 计算带的根数1) 计算单根v带的额定功率。 由。 据 查表8-5的 2） 计算v带的根数z。 取带的根

11、数为2。7. 计算单根v带的初拉力的最小值 由表8-3得a型带的单位长度质量，所以 应使带的实际初拉力。8. 计算压轴力 压轴力的最小值为 9. 带轮的实际传动比 10. 带轮的结构设计 小带轮的基准直径；大带轮的基准直径；带的根数；带轮宽。根据带轮的基准直径大小带轮均采用腹板式带轮。六、高速级齿轮的设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按传动方案，选用齿直圆柱齿轮传动。2） 实验传动装置为一般传动，传动速度、载荷不大，故选用8级精度（gb10095-88）。3） 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为45钢（调制加表面淬火），硬度为280hbs,大齿轮材料为45钢（调制),硬

12、度为240hbs，二者的硬度差为40hbs。选用mq中等材料。4） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。2. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a)进行试算，即 (1) 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数。2） 计算小齿轮传递的转矩。 3） 由表10-7选取齿宽系数。4） 由表10-6查得材料的弹性影响系数。5） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6） 由式10-13计算应力循环次数。 7） 由图10-19去接触疲劳寿命系数;。8） 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为%，安全系数s=1，由式(10-1）得 (2) 计算1） 试算小齿轮

13、分度圆直径，代入中较小的值。 = 2） 计算圆周速度。 3） 计算齿宽b。 4） 计算齿宽和齿高之比。 模数 齿高 5） 计算载荷系数。 根据，8级精度，由图10-8查得动载系数； 直齿轮，; 由表10-2查得使用系数; 由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。 由，查图10-13得;故载荷系数 6) 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a)得 7） 计算模数。 3. 按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 (1) 确定公式内的个计算数值1) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限；2) 由图10-18取弯曲

14、疲劳寿命系数;3) 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式（10-12）得 4） 计算载荷系数k。 5) 查得齿形系数。 由表10-5查得 。6) 查取应力校正系数。 由表10-5查得 。7） 计算大、小齿轮的,并加以比较。 小齿轮的数值大。（2） 设计计算 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的大小主要取决与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能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度和接触疲劳强度所计算模数的中间值m=2.5直径取按接触强度所算得的分度圆直径,算出小齿轮的齿数 大齿轮齿数 这样设计出的齿

15、轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了 齿根弯曲疲劳强度。4. 几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径 （2） 计算中心距 （3) 计算齿轮宽度 取。七、低速级齿轮的设计计算1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案，选用齿直圆柱齿轮传动。2）实验传动装置为一般传动，传动速度、载荷不大，故选用8级精度（gb10095-88）。3)材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为45钢（调制加表面淬火），硬度为280hbs,大齿轮材料为45钢（调制),硬度为240hbs，二者的硬度差为40hbs。选用mq中等材料。4)选小齿轮齿数，大齿轮齿数。2.按齿面接触强度设计ll. 由设计计算公式（10-9

16、a)进行试算，即 (1)确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数。2)计算小齿轮传递的转矩。 3)由表10-7选取齿宽系数。4)由表10-6查得材料的弹性影响系数。5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6)由式10-13计算应力循环次数。 7)由图10-19去接触疲劳寿命系数;。8)计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为%，安全系数s=1，由式(10-1）得 (2)计算1)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 = 2)计算圆周速度。 3)计算齿宽b。 4)计算齿宽和齿高之比。模数 齿高 5)计算载荷系数。 根据，8级精度，由图10-8查得动载系数；

17、 直齿轮，; 由表10-2查得使用系数; 由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。 由，查图10-13得;故载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a)得 7)计算模数。 3.按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 (1)确定公式内的个计算数值1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限；2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数;3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式（10-12）得 4)计算载荷系数k。 5)查得齿形系数。 由表10-5查得 。6)查取应力校正系数。 由表10-5

18、查得 。7)计算大、小齿轮的,并加以比较。 小齿轮的数值大。(2)设计计算 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,可取由弯曲强度算得的模数2.65并就近圆整为标准值m=3,按接触强度计算得的分度圆直径,算出小齿轮的齿数 大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了 齿根弯曲疲劳强度。4.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 (2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 取。八、高速轴的设计计算1. 求轴上的功率、

19、转矩、转速 由前面算得2. 求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 所以 3. 初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，据表15-3，取,于是得 因为轴上应开一个槽，所以轴颈应增大5%7%，故。此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求。由机械设计第八版查得带轮宽为34mm,故此轴段长取32mm。轴端挡圈直径d=32mm。（gb/t891-1986 b32,机械设计指导书表14-23）。4. 轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据周向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)段是与带轮连接的其，。 2）段用于安装轴承，初选轴承“带冲压式座

20、外球面球轴承”，参照工作要求，并根据，由轴承目录初uepp206轴承，其尺寸为，故，轴承右边套筒长度取22mm。 3）取安装齿轮段轴径，因齿轮分度圆直径，齿根圆到键槽底部的距离所以做成齿轮轴。齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为45mm，故取，并得到，齿轮右边段为轴肩定位，故取，则此处，宽度，取。 4）段为右轴承，左边用轴肩定位，因轴承仍选用uepp206，所以，。左边轴肩高，故取，则此处，轴肩宽，取。 至此，已初步确定了轴的各段长度和直径。 （3）轴上零件的周向定位 大带轮与轴之间的连接采用普通平键c型连接，按查机械设计第八版表6-1得键的尺寸为，为保证带轮与轴之间良好的对中性，故

21、选择带轮与轴之间的配合为，键与轴槽之间的配合为、（新编机械设计手册，表15-6），轴的直径公差为。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为各轴肩处的圆角半径或倒角参考表15-2零件倒角c与圆角半径r的推荐值。5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时，应考虑轴承的宽度和t型槽之间的距离。 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面b和截面c是轴的危险截面。现将计算出截面b和截面c处的和因为， 可得 截面b处的总弯矩截面c处的总弯矩6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩和扭矩以及弯矩、扭矩和截面变化剧烈处的强度。根据

22、上述数据及式（15-5），取。已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。 截面b处的计算应力 截面c处的计算应力 由此可知此轴安全。7.高速轴上轴承的强度校核1) 两轴承所受的径向力 2)求轴承的当量动载荷 因为传动方式为直齿圆柱齿轮传动，所以轴上的轴向力忽略不计。轴承的当量动载荷应为由表13-6查得载荷系数3)求该轴承应具有的额定载荷值因为则有 故轴承uepp206符合要求。8.键的选择与校核高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，有与大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（c型），根据，从表6-1查得键的截面尺寸：宽度，高度，由轮毂并参考键的长度系列，取键长。键、轴和轮毂的材料都为钢，

23、查表6-2得，取其平均值键的工作长度键和轮毂槽的接触高度则键的连接强度为 故合适。所以选用键c gb/t1096-2003九、中间轴的设计计算1.求轴上的功率、转矩、转速 由前面算得2.求作用在齿轮上的力 已知高速级大齿轮和低速级小齿轮的分度圆直径分别为 所以 同理 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，据表15-3，取,于是得 此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因轴承上仅承受径向力且轴承需要独立的轴承座，故选取带冲压式座外球面球轴承，参考工作要求并根据。由轴承目录里初选轴承uepp206，其尺寸，故，右端用套筒与齿轮定位，套筒长取24.5mm。4.

24、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据周向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）根据2-3段为高速级大齿轮，前面已知其宽度为40mm，为使套筒端面与大齿轮可靠地压紧，此轴段应略短语齿轮轮毂宽度，故取 由此得知 2）3-4段为大小齿轮的轴向定位，此段应由同轴条件计算得 3）4-5段为低速级小齿轮的轴向定位，其宽度为60mm，可取 4）5-6段装配轴承，同样选轴承uepp206，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长为24.5mm，则； （3）轴向零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用普通平键（a型）连接，按，由表6-1查得键尺寸为，按，由表6-1查得键尺寸为，齿轮与轴的配合均为，轴承与

25、轴之间是通过过渡配合实现的，键与键轴槽的配合为、，此处轴的直径尺寸公差为。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径或倒角参考表15-2零件倒角c与圆角半径r的推荐值。5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时，应考虑轴承的宽度和t型槽之间的距离。 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出截面b是轴的危险截面。现将计算出截面b处的和m。 因为 可得 ； 截面b处的总弯矩为 扭矩6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面b)的强度。根据式（15-5）及上述数据，取。已选定轴的材料为45钢

26、，调质处理，由表15-1查得。 截面b处的计算应力 故此轴安全。7.中间轴上轴承的强度校核 (1)轴承上所承受的径向力 (2)求轴承上的当量动载荷 因为传动方式是直齿圆柱齿轮传动，所以轴上的轴向力忽略不计。轴承的当量动载荷应为，由表13-6查得载荷系数。 (3)求该轴承上应具有的额定载荷值 因为，则有 因此轴承uepp206符合要求。8.键的选择与校核 一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用普通平键（a型）。 高速级大齿轮与轴的连接，根据，由表6-1种查得键的截面尺寸：宽度，高度，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长。 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2

27、查得许用挤压应力，取其平均值 键的工作长度 键与轮毂槽的接触高度 由式（6-1）得故选用键a gb/t1096-2003低速级小齿轮与轴的连接，根据，由表6-1种查得键的截面尺寸：宽度，高度，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长。 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取其平均值 键的工作长度 键与轮毂槽的接触高度 由式（6-1）得 故选用键a gb/t1096-2003十、低速轴的设计计算1. 求轴上的功率、转矩和转速 由前面算得2. 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 所以 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，据

28、表15-3，取,于是得 显然最小直径处安装联轴器，为使所选轴直径与联轴器相适应，故同时选用联轴器型号。联轴器的计算由机械设计指导书表17-1，凸缘联轴器型，其公称转矩为，主动端为型，半联轴器孔径，故，半联轴器长度为84mm，从动端型，半联轴器孔径38mm，半联轴器长度60mm。4. 轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为满足半联轴器的轴向定位，1-2右端需制出一轴肩，故2-3段直径，左端用轴端挡圈定位，取轴端挡圈直径（挡圈gb/t891-1986 b50，机设指导书表14-23），半联轴器与轴配合的毂孔长为84mm，为保证轴端挡圈只压

29、在联轴器上而不压在轴上故1-2段的长度比半联轴器短些取。 2）初选轴承，因为只有径向力，参照工作要求并据，初选带冲压式座外球面球轴承，uepp209，其尺寸，其右端用轴肩定位。 3)取安装齿轮段轴径，已知齿宽55mm,取，齿轮右边用轴肩定位，轴肩高，取，则，宽度，取。 4）5-6段右边为轴承用套筒定位，套筒长25mm，因轴承仍选用uepp209，所以，此处轴肩高。 （3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器之间的定位分别采用普通平键b型、c型连接，由，查得键c的尺寸，齿轮与轴连接用键b的尺寸。联轴器、齿轮与轴的配合采用，键与键轴槽的配合用、,（新编机械设计手册表15-6），轴的直径公差。 （4）

30、确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径或倒角参考表15-2零件倒角c与圆角半径r的推荐值。5.求轴上载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时，应考虑轴承的宽度和t型槽之间的距离。 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面b是轴的危险截面。现将计算出截面b处的和因为， 可得 截面b处的总弯矩6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩和扭矩处截面（即截面b）的强度。根据上述数据及式（15-5），取。已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。 截面b处的计算应力 故该轴符合要求。7. 低速轴上轴承的强度校核

31、（1）轴承上所受的径向力 （2）求轴承上的当量动载荷 因为传动方式是直齿圆柱齿轮传动，所以轴上的轴向力忽略不计。轴承的当量动载荷应为，由表13-6查得载荷系数。 (3)求该轴承上应具有的额定载荷值 因为，则有 因此轴承uepp209符合要求。8. 键的选择与校核 （1）低速轴与半联轴器相配合的轴上选择键连接，由于联轴器在轴端部，故选用单圆头平键（c型），根据，从表6-1中查得键的截面尺寸为宽度，高度，由轮毂宽度并参考键的长度系列取键长。 键、轴和毂的材料都为钢，查表6-2得，取其平均值。 键的工作长度 键和轮毂槽的接触高度 由式（6-1）得 故选用键c gb/t1096-2003 (2)低速轴

32、与轮毂相配的轴上选择普通平键连接，一般8级精度以上的齿轮有定心要求，应用平键（b型）连接，根据，从表6-1查得键的截面尺寸：宽度，高度，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长。 键、轴和轮毂的材料都为钢，查表6-2得，取其平均值。 键的工作长度 键和轮毂槽的接触高度 由式（6-1）得 故采用双键连接合适,选用键b gb/t1096-2003。11、 实验台的设计 实验平台初步选择t型槽间距为100mm的十字t型平台。 t型槽表面粗糙度：槽宽a的两侧面和基准槽为，其余部分为。 （1)t型槽及螺栓头部尺寸： t型槽及螺栓头部尺寸（gb/t158-1996)（mm) t型槽 a bchefg基本尺寸极

33、限偏差中间尺寸中间尺寸中间尺寸最大尺寸最大尺寸最大尺寸基准槽固定槽14+0.02700+0.018002410281.60.61.6 螺栓头部 a最大尺寸 m12 b最大尺寸 22 c最大尺寸 8 (2)t型槽用螺栓及螺母的尺寸： t型槽用螺栓的尺寸（gb/t37-1988）螺纹规格bdsmaxdkmaxhs公称xmaxlm123012308.896.5224.248 （3）支撑轴承的支柱的尺寸 支撑轴承轴径为30mm的支柱的尺寸： 固定轴径为30mm的轴承所用的螺栓： 粗牙全螺纹六角螺栓规格（mm)(gb/t5783-2000)螺纹规格daesklm104.517.77166.425 配套螺

34、母： 支撑轴承轴径为45mm的支柱的尺寸： 固定轴径为45mm的轴承所用的螺栓： 粗牙全螺纹六角螺栓规格（mm)(gb/t5783-2000)螺纹规格daesklm125.2520.3187.530 配套螺母：a型m=2.5m=3轴承：键c：带轮与轴键与键槽轴的直径公差 截面b 截面c轴承尺寸：套筒：24.5mm键尺寸：齿轮与轴：键与键槽：轴的直径尺寸公差主动端为型半联轴器孔径半联轴器长度84mm从动端型半联轴器孔径38mm半联轴器长度60mm端挡圈直径轴承uepp209键c键b联轴器、齿轮与轴键与键槽轴的直径公差 12、 参考文献机械设计（第八版） 濮良贵、纪名刚主编；西北工业大学机械原理及机械设