机械设计课程设计蜗轮蜗杆传动

1.1传动简图如下：.3..1.2工作条件.3.1.3原始数据.3.1.4设计工作量.4..二、电动机的选择及传动装置的运动及动力参数计算.4..2.1电动机的选择.4.2.2各级传动比的确定.6.2.3计算传动装置的运动和动力参数.7..三、传动零件的设计计算9..3.1蜗轮蜗杆传动的设计计算9..3.2.开式齿轮的设计计算1..2..四、轴的计算.1..5.4.1高速轴的设计.1..5.4.2低速轴的设计.1..8.五、键连接的选择及计算2..3..5.1.高速轴外伸端处的键选择和校核.2..3..5.2.低速轴蜗轮连接处的键选择和校核.2..4.5.3.低速轴外伸端的键选择和校核.2.4..六、滚动轴承的选择及计算.2..5..6.1．高速轴滚动轴承校核.2..5.七、八、6.2.低速轴滚动轴承校核联轴器的选择7.1.高速轴联轴器的选择7.2.低速轴联轴器的选择设计小结2628282830设计 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 目：链式运输机传动装置一、传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的确定本传动装置为链式运输机传动装置，选用闭式蜗轮蜗杆减速器和链式传动系统。此装置载荷变化不大，其各部分零件的 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 化程度高，设计与维护及维修成本比较低，结构较为简单，传动效率比较高，适应工作能力强，可靠性高，能满足设计任务书中要求的设计条件及环境。1.1传动简图如下：V：1.2工作条件运输机两班（16小时）连续工作制，负荷基本平稳，设计寿命为5年，每年工作280天。1.3原始数据链式运输机索引力F(KN)2.9链轮圆周速度（允差±5%）V（m⑸0.25鼓轮直径D(mm)3001.4设计工作量减速器装配图一张；零件图4张；设计 说明书 房屋状态说明书下载罗氏说明书下载焊机说明书下载罗氏说明书下载GGD说明书下载 一份二、电动机的选择及传动装置的运动及动力参数计算2.1电动机的选择（1）选择电动机类型按工作要求和条件，选用三相鼠笼异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型；（2）选择电动机的容量电动机所需工作功率为PwPd=kWna即FvPd=kWd1000n由电动机至运输带的传动效率为34na=n耳2出耳4耳5耳6由参考文献［3］表1得，，式中：效率名称大小n弹性联轴器0.993n2滚动轴承0.99n3刚性联轴器0.98n4齿轮0.95n5蜗轮蜗杆0.78n6链传动0.92则na=0.9933X0.994X0.98X0.95X0.78X0.92=0.637所以Fv2500X0.6Pd一.___kW一=2.03kW1000n1000X0.7435(3)确定电动机转速工作转速为vX60X10000.25X60X1000nw===15.9r/minnD3.14X300按推荐的传动范围，蜗轮蜗杆传动的传动比？？=10~40,圆柱齿轮减速器传动比？？=3~7,则总传动比的合理范围为？？=30~280,故电动机转速的可选范围为nd‘=???n=(30~280)X15.9=447~4452r?minna=0.637符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000r/min方电动机型额定电动机转速r?min电动参考比案号功率PedkW同步转速满载转速机重量Kg价（相对）Pd=2.03kW1Y90S-21.530002840221.30nw=15.9r/min2Y90L-41.515001400271.353Y100L-61.51000940331.78传动比范围数据4Y132S-82.2750710633.09引自［3］第7页表1根据容量和转速，由有关手册查出四种适合的电动机型号，综合考电动机型号额定功率/kW同步转速/（r/min）满载转速/（r/min）最大转矩质量/kg额定转矩Y90L-41.5150014002.327虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器、链传动的传动比，选定电动机型号为Y90L-4，其主要性能如下表电动机数据引自［5］第152页~第155页2.2各级传动比的确定（1）总传动比:nm1400ia=-==88.05an15.9（2）分配传动装置传动比：由式ia=io?ii?i2式中io、i、ii3分别柔性联轴器连接、减速器、齿轮传动和刚性联轴12、器的传动比。因此i0=1，初步取i2=4，则减速器的传动比为ii=-=49491=22.0125124分配减速器的各级传动比综合比较传动比范围，则齿轮的传动比ii=4,i2=22。2.3计算传动装置的运动和动力参数(1)各级转速nm1400I轴门1===1400r?minTOC\o"1-5"\h\z1n11400n轴n2===63.6r?min22n2473.5川轴n3===15.9r?min3i24.185n3113.14卷筒轴n4===15.9r?mini31电动机型号为Y90L-4ia=88.05(2)各轴输入功率n轴P2=n25=p1.nn5=1.13x0.99x0.78=0.873kw川轴P3=P2.n23=P2.n2.n4=0.873x0.99x0.98=:0.796kw卷筒轴P4一p3.n23=P3.n*n3=0.796x0.99x0.98=1.64kwI轴p1=pd.n01=1.1338x0.993=1.13kw(3)各轴输入转矩i0=1i1=22.0125i2=4i3=1Td=9550?虫=9550x=7.76N?mdnm1400I轴Ti=Tdio.n01=26.40X1X0.993=7.71N?mn轴T2=T1.i1.n5=7.71X22.0125X0.99X0.78=131.03N?m川轴T3=T2.i2.n24=131.03X4X0.99X0.95=492.93N?m卷筒轴T4=T3.i3.n23=492.93X1X0.99X0.98=478.24N?mn1=1400r?min轴名效率Pkw转矩TN?m转速nr?.-min传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴1.137.761400810.993I轴1.131.117.717.6314008722.n轴0.870.86131.129.63.6050.772303724川轴0.820.81492.488.15.90.9411393001卷筒轴0.790.78478.473.15.90.970运动和动力参数计算结果整理于下表n2=63.6r?minn3=15.9r?minn4=15.9r?minp1=1.13kwp2=0.873kwp3=0.796kwp4=1,64kwTd=7.76N?mT1=:7.71N?mT2==131.03N?mT3==492.93N?mT4==478.24N?m682446三、传动零件的设计计算3.1蜗轮蜗杆传动的设计计算由前计算可知，轴的输出功率为P=1.12kW,蜗杆转速？？=1450r/min,传动比？?2=22.05，链式运输机，传动平稳，传动不会反向，工作载荷较稳定，无较大的冲击，设计寿命为5年，每年工作280天，两班（16小时）连续工作制。.选择蜗杆传动类型根据GB/T10085—1998的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。.选择材料考虑蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆选用45钢；因用于传动，希望效率较高些，耐磨性较好，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45~55HRC。蜗轮选用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。.按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强度。????>????480、??[???)(1).确定作用在齿轮上的转矩？？按??=2,估取效率n=0.8,则??=??955xicf^5=??9.55x105?n=955xiO3x1.12x07814002205=13140036????(2).确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数？？?=1;由参考文献［2］表11-5选取使用系数？？?=1.15;由于转速不高，冲击不大，可选取动载荷系数???=1.05；则??=????????=1x1x1.05=105.确定弹性影响系数？?？1因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆配合，故选？??=160?????。.确定许用接触应力［???根据蜗轮材料铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度〉45HRC,可从参考文献［2］表11-7查得蜗轮的基本许用应力蜗轮蜗杆计算公式和有关系数皆引自查参考文献［2］第267~268页，参考文献［3］第37~38页公式引自参考文献［2］公式11-10[???'=268MPa。工作时长???=?????:?5x280x16=22400??应力循环次数N=60j?????=60x1x140022x22400=8.55x107寿命系数8/107K????=v=0.76478.55x107则[???]=K?????[???'=0.7647X268MPa=205MPa(5).计算????的值>1.05x131400x(480、44x218)345.50???3?因乙2,由参考文献［2］表11-22取模数m=4,蜗杆分度圆直径d140mm>.蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸.中心距中心距不符合5d1d22的倍数圆40444108mm2110，则变位系数为x-0.5m.蜗杆尺寸分度圆直径：d1qm40，所以10节圆直径:dw1mq2x)(100.5)44mm齿顶圆直径：da1d12m4048mm齿根圆直径：dmd11.2m4021.2430.4mm蜗杆齿宽：b1(13.50.1z2)m(13.50.144)471.6取80mm.蜗轮尺寸TOC\o"1-5"\h\z分度圆直径：d2mz2444176mm节圆直径:dw2d2176mm齿顶圆直径：da2d22ha2d22n(1x)17624(10.5)188mm齿根圆直径：df2d22hf2d22rr(1.2x)17624(1.20.5)178.4mm外圆直径：氐da21.5m1881.54194mm蜗轮齿宽：B0.75da10.754836mm3.2.开式齿轮的设计计算现已知齿轮为开式传动，安装在蜗轮减速器的低速轴上，传递功率为P=0.864kW，n1=63.6r/min，传动比u=4，工作时长为22400h。齿轮类型的选择.按传动方案可知，选用圆柱直齿轮传动。公式引自参考文献[2]246页表11-3.由于运输机为一般工作机要求的精度不高，故选用7级精度，a=20°。.由于为开式传动，应选用铸钢为齿轮材料,材料：小齿轮：QT-600-2,大齿轮：QT500-5.初选小齿轮齿数Z1=19,大齿轮齿数Z2=76按齿面弯曲强度设计(1).试选用YfKaK/KfKf32KfTY"a、3dZ!2([F])1.3(2).计算小齿轮传递扭矩：Ti=9.55X106XP/ni=9.55X106X0.86463.6=129736N•mm(3).由参考文献［2］表10-7选取齿宽系数d=0.5.由参考文献[2]表10-17Yfb=2.86.由参考文献[2]表10-18Ysa=1.53(6).计算弯曲疲劳重合度系数a=cos-1[z1cosa?(z1+2h；)]=cos-1[19cos20°19+2X1]=31.767aa2=cos-1[z2cosa?(z2+2h?)]=cos-1[76cos20?(76+2X1)]=23.709[z1(tanaa1-tano)+z2(tanaa2-tano)]2n[19(tan31.767°tan20°+76(tan23.709°tan20°==16.810.75丫产0.25+0.75?沁=0.25+=0.696£1.681主要参数：m=4mmZ1=2Z2=44a=110mmb1=80mmb2=36mmi=22百11.31an=20°(7)计算YFaYsa[OF]由参考文献［2］图10-17查得齿形系数YFa1=2.86,YFa2=2.27,图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.53,Ysa2=1.72,图10-24(c)查得°"Fiim1=350MPa,小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为°Fiim2=300Mpa10-22查得弯曲疲劳寿命系数：先求应力循环次数Ni=60jniLh=60X1X63.6X22455X17qN2=60jn2Lh=60X1X15.9X22805X170得Kfn1=0.98Kfn2=0.99取弯曲疲劳安全系数为S=1.4,由参考文献［2］公式10-14得:[吓]1=KfN1?吓lim10.98W501.4=245MPa[OF]2=KfN2?cFlim20.943801.4=212.14MPaYFa1Ysa12.83X1.53[阳1=2450.0179YFa2Ysa22.27X1.72[吓]2212.140.0184取两者中的最大值(大齿轮)得YFaYsa[OF]YFa1Ysa1{【肩1YFa2Ysa2[OF]2}=0.0184齿轮计算公式和有关系数皆引自查参考文献［2］第204~216页，参考文献［3］第130页max试算模数mt32KfiT1Y£YFaYsa亡育？（帀）=X1.3X129736X0.6960.5X192X0.0184=2.881mm由弯曲疲劳强度进行设计，应将模数增大10%~20%,由GB/T1357-2008选取模数为3。参数计算计算分度圆直径公式引自参考文献［2］式10-7d1=z1Xm=19X3=57mmd2=z2Xm=76X3=228mm计算中心距a=(di+d2)/2=(57+228)/2=142.5mm公式引自参考文献[2]式10-5计算齿轮宽度b=??d1=0.5X57=28.5mm为了保证齿宽b和节省材料,将齿轮加宽5~10mm,bi=35mm,小齿轮选用：QT-600-2，大齿轮选用：QT500-5；四、轴的计算4.1高速轴的设计选择轴的材料:选取45号钢，调质，HBS2=230(GB699-1988)初步估算轴的最小直径根据参考文献[2]P115表16-2，取A=110，??一C3…I3/1.13??>??/=110xV=11.17mm??1400i(3)按弯扭合成应力校核轴的强度mo计算作用在轴上的力蜗轮受力 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 圆周力：2???务=亦;2x76329x1000——40——=381645??径向力：???1=???1tan???/sin??=381645xtan20°xsin11.31=708.29??轴向力：???1=???/tan??=381.645/??????.31=1908.21??计算支反力：水平面：因为？？???和I?????左右关于C点对称，受力相互对称，所以？????1=?????2=???=笃竺=190.82垂直面:由？？?=亍=19081.21x40x10-3/2=38.16????D???=0,???????：x2-???+?????=0,得：？？???/91x10-3x2-728.29x91x••I3I10-3=0,故?????1=563.81??由X???=0,?????+?????2???=0,得：487.6+?????2381.645=0,故？？???2=1199.23??作弯矩图水平面弯矩：?????=???????=190.82x91x10-3=17.36?????主要参数：d1=57d2=228a=145.5b=35mm2i垂直面矩：?????=???????=563.81x91x10-3=51.31?????2[合成弯矩：???=V????+?%??=“17.36)2+(56.31)2=54.17?????作转矩图??=7.6329N?mI按弯扭合成应力校核轴的强度.轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限？??=650MPa，对称循环变应力时的许用应力[??1]??=60??????由附图零件图1可知.蜗轮轴各处轴径相近•但C截面处轴弯矩明显大于其它轴段•故截面C处为危险截面涡轮轴是单向旋转轴，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数a=0.6,危险截面C的当量弯矩为??????=V???+(????2=V54.172+(06X763)2=54.36?????则截面a-a处的计算应力为??????????????329.02X103_0.1x4034.53??????[??〔]??=60??????公式引自参考文献??????=肓R?=[2]式15-3满足强度要求。4.2低速轴的设计(1)选择轴的材料:选取45号钢，调质，HBS2=230(GB699-1988)初步估算轴的最小直径根据参考文献[2]P115表16-2,取A=120,??3-n30.873??》??M=120xd=28.73mmn??63.6n按弯扭合成应力校核轴的强度轴的计算简图(见图)辭L计算作用在轴上的力蜗轮受力分析圆周力：372.24??2??i2x131.03X1000???1=???径向力：???=???tan?创cos??=372.24xtan20°cos11.31=138.17??轴向力：???2=???2tan??=381.645x??????.31=74.45??计算支反力：水平面：因为？？???和？？???左右关于C点对称，受力相互对称，所以？????1=???372.24?????2=寸-y-=186.12垂直面:-3由???=亍=74.45X176x丁=6.55????D???=0,???????：x2+???-???1??I=0,得：？？???/68x10-3x2-6.55+138.17x68x10-3=0,故?????•=20.92??由刀?？?=0,?????+?????2-???=0,得：20.92+?????2138.17=0,故？？???2=117.25??作弯矩图水平面弯矩：?????=???????=186.12x68x10-3=12.66?????2i垂直面矩：?????=???????+???=563.81x91x10-3+6.55=7.97?????2i合成弯矩：???=V?i??+?i???="12.66)2+(7.96)2=14.96?????作转矩图??=7.6329N?mI按弯扭合成应力校核轴的强度.轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限？??=650MPa，对称循环变应力时的许用应力[??i]??=60??????由附图零件图1可知.蜗轮轴各处轴径相近•但C截面处轴弯矩明显大于其它轴段•故截面C处为危险截面。涡轮轴是单向旋转轴，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数a=0.6,危险截面C的当量弯矩为：??????=v?!?+(????2=V14.962+(0.6x131.03)2=80.03?????则截面a-a处的计算应力为：??????????????80.03x103????????—?~—???==6.40??????[??1]??=60???????????????0.1?爲0.1x5031"满足强度要求。高速轴满足强度要求五、键连接的选择及计算高速轴外伸端处的键选择和校核选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d=23mm,长52mm，考虑到键在轴的中部安装，根据工况，只需传递扭矩，无偏心，且无相对滑动所以选取键为普通平键(A型)即可，结合参考文献⑸表7-1选取键的尺寸为8X7X45(BXHXL)。校核键连接的强度2000TPhld4000T[p],查参考文献1表6-2键的许用挤压应力hld为120MP。400CT40007.76p8.74MP[p],键的Phid83712强度合格。低速轴蜗轮连接处的键选择和校核选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d=50mm,长57mm,考虑到键在轴的中部安装，根据工况，只需传递扭矩，无偏心，且无相对滑动所以选取键为普通平键(A型)即可，结合参考文献⑸表7-1选取键的尺寸为14X9X50(BXHXL)。校核键连接的强度2000TPhid-----[p],查参考文献[2]表6-2键的许用挤压应力hid为135MP。4000T4000129.72p32.03MP[p]，键hid93650的强度合格。低速轴外伸端的键选择和校核(1)选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d=36mm,长55mm,考虑到键在轴的中部安装，根据工况，只需传递扭矩，无偏心，且无相对滑动所以选取键为普通平键(A型)即可，结合参考文献⑸表7-1选取键的尺寸为10X8X50(BXHXL)。(2)校核键连接的强度2000Thid4000Thid[p],查参考文献[2]表6-2键的许用挤压应力为120MP。4000Thid4000129.72""8__40__50-32.43MP[p]，键的强度合格。六、滚动轴承的选择及计算根据减速器的工况初定在轴的两端正装两个圆锥滚子轴承，由轴系设计确定装轴承的轴径(高速轴d130mm低速轴d245mn)初定高速轴轴承型号为30206,低速轴轴承型号为30209。高速轴滚动轴承校核①初步选取的轴承：选取30206,查参考文献⑸表9-4可知滚动轴承圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷C=43.2kN,基本额定静载荷C50.5kN，计算系数e=0.37,X=0.4,Y=1.6,现预计寿命为Fd282.34N22400h。Fr1,FNH1F2厂NV1•、563.8122190.822595.23NFr2F2*「NH2F2rNV2.114.4822190.82222.53NFd1eFr10.37595.23220.24NFd2eFr20.37533.8982.34N②轴承径向载荷：设透盖端的轴承为轴承1,闷盖端的轴承为轴承2。由五•轴的计算”可知因为FdiFaFd2所以轴承1被压紧，Fa2Fa1FaFd21901.2182.341983.55NF,Fa所以轴承1:e，轴承2:e由参考文献［2］表13-6选取卜r卜rfd1.2,Pfd(XF1YRJ==1.2X(0.4X595.23+1.6X1983.55);=4094.13N,F2Fr=533.89N③验算滚动轴承寿命：106????10000004320010???=()??=()3=30675h>22400h60????60X1400'4094.13所以选取轴承合格。低速轴滚动轴承校核①初步选取的轴承：选取30209,查参考文献⑸表9-4可知滚动轴承圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷C=67.8kN,基本额定静载荷C083.5kN,计算系数e=0.4,X=0.4,Y=0.8,现预计寿命为承2。由五•轴的计算”可知Fr1.Fnhi2F2厂NV1.186.12220.922187.29NFr2FnH22F2rNV2186.2212117.25219.97NFd1eFr10.37187.2969.30NFd2eFr20.37219.9781.39N因为Fd2FaFd1所以轴承2被压紧,Fa1Fd169.30NFa2FaFd174.4569.30143.75NFaFa所以轴承1:Fae，轴承2:Fae由参考文献［2］表13-6选取FrFr22400h。②轴承径向载荷设闷盖端的轴承为轴承1,透盖端的轴承为轴fd1.2，PiFr=187.29N；F2fd(XF“丫融)1.2(0.4X219.97+1.6沪343.51N③验算滚动轴承寿命67800E60X63.6(38HT)3?22400h106????1000000???=丽/刃=所以选取轴承合格七、联轴器的选择7.1.高速轴联轴器的选择根据高速轴的转速高，动载荷较大，选取弹性联轴器初选联轴器型号为弹性套柱销联轴器。根据参考文献［2］表14-1确定工作情况系数Ka=1.5T????=???x??=1.5X7.71=11.57?????又因为电机轴径为24,设计轴1联轴器端的轴径为24mm,电机转速为1400r/min根据参考文献⑸10-1综合考虑选取弹性套柱销联轴器型号为LT4联轴器J12452J12452GB/T4323-2002。低速轴联轴器的选择根据低速轴的转速低，但传递转矩较大，选取刚性联轴器初选轴器型号为滚子链联联轴器。根据参考文献［2］表14-1确定工作情况系数Ka=1.5,T????3=???X??=1.5X492.93=739.40?????又因为设计传输带轴径为45,设计轴3联轴器端的轴径为45mm,转速为15.9r/min根据参考文献J1B45器JiB45⑸表10-1综合考虑选取弹性套柱销联轴器型号为GL8联轴84GB/T6069-2002。低速轴满足强度要求84键的计算公式和有关系数皆引自查参考文献［2］第103~111页，参考文献⑸第68页公式引自参考文献［2］公式6-1高速轴外伸端处键选取为8X45八、设计小结经过三周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，共修改了不知道多少次。在修改的过程中学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。，把它搞清楚，在设计中就会出。比如轴上各段直径的确定，以，但是毕竟没有放到非常实际的，而且对所学的那些原理性的东讲解，和自己的更加深入的思除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到许多问题，这些都是平时上理论课学习中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论错，甚至整个方案都必须全部重新开始及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多西掌握的还不是很透彻。但是经过老师考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然。刚刚开始时，感觉大脑是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算或者查表确定。设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。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、caxa和solidworks。并且由于在前期为了选定最终使用的solidworks软件和cad软件，对我来说，收获最大的是方法和能力•那些分析和解决问题的方法与能力•在整个过程中，我发现像我们这些学生最最缺少的是经验，没有感性的认识。在作业过程中，我遇到了许多困难，一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦GB/T1095-2003键的强度合格低速轴蜗轮连接处键选取为14X50GB/T1095-2003键的强度合格高速轴外伸端处键选取为10X50GB/T1095-2003恼•后来在老师的指导下，我找到了问题所在之处，并将之解决•同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解•键的强度合格滚动轴承计算公式和有关系数皆引自查参考文献［2］第313~320页，参考文献⑸第83页主要参数：P14094.13N卩2533.89N???=30675h公式引自参考文献[2]公式13-8a公式引自参考文献[2]公式13-4轴承30206合格主要参数：P1187.29NP2381.11N????22400h公式引自参考文献[2]公式13-8a公式引自参考文献[2]公式13-4轴承30209合格联轴器计算公式和有关系数皆引自查参考文献［2］第346~348页，参考文献⑸第93~97页T????尸11.57??T????3=739.40??