机械设计课程设计二级减速器中等冲击 载荷平稳有什么区别

运输带牵引力F=1794N

输带工作速度V=0.67m/s

滚筒直径D=0.31m

我的课设数据是这样的，室外微震，二楼说已发，不知道还需不需要

一、设计题目

热处理车间零件输送设备的传动装备

二、运动简图

图1

1—电动机 2—V带 3—齿轮减速器 4—联轴器 5—滚筒 6—输送带

三、工作条件

该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限5年(每年按300天计算),输送带的速度容许误差为 ±5%.

四、原始数据

滚筒直径D（mm）：320

运输带速度V（m/s）：0.75

滚筒轴转矩T（N•m）：900

五、设计工作量

1减速器总装配图一张

2齿轮、轴零件图各一张

3设计说明书一份

六、设计说明书内容

1. 运动简图和原始数据

2. 电动机选择

3. 主要参数计算

4. V带传动的设计计算

5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

6. 机座结构尺寸计算

7. 轴的设计计算

8. 键、联轴器等的选择和校核

9. 滚动轴承及密封的选择和校核

10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法

11. 齿轮、轴承配合的选择

12. 参考文献

七、设计要求

1. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计

2. 在指定的教室内进行设计.

一. 电动机的选择

一、电动机输入功率

二、电动机输出功率

其中总效率为

查表可得Y132S-4符合要求,故选用它。

Y132S-4(同步转速 ，4极)的相关参数

表1

额定功率 满载转速 堵转转矩额定转矩 最大转矩额定转矩 质量

二. 主要参数的计算

一、确定总传动比和分配各级传动比

传动装置的总传动比

查表可得V带传动单级传动比常用值2~4，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为3~5，展开式二级圆柱齿轮减速器 。

初分传动比为 ， ， 。

二、计算传动装置的运动和动力参数

本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则

1、各轴转速

2、各轴功率

3、各轴转矩

表2

项目 电机轴 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ

转速

1440 576 135.753 62.706

功率

5.5 5.28 5.070 4.869

转矩

36.476 87.542 356.695 1038.221

传动比 2.5 4.243 3.031

效率 0.96 0.96 0.922

三 V带传动的设计计算

一、确定计算功率

查表可得工作情况系数

故

二、选择V带的带型

根据 ，由图可得选用A型带。

三、确定带轮的基准直径 并验算带速

1、初选小带轮的基准直径 。

查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径

2、验算带速

按计算式验算带的速度

因为 ，故此带速合适。

3、计算大带轮的基准直径

按式(8-15a)计算大带轮的基准直径 根据教材表8-8，圆整得 。

4、确定V带的中心距 和基准直径

（1）按计算式初定中心距

（2）按计算式计算所需的基准长度

=1364mm

查表可选带的基准长度

（3）按计算式计算实际中心距

中心距的变化范围为 。

5、验算小带轮上的包角

6、计算带的根数

（1）计算单根V带的额定功率

由 查表可得

根据 和A型带，查表可得 、 、 。

故

（2）计算V带的根数Z

故取V带根数为6根

7、计算单根V带的初拉力的最小值

查表可得A型带的单位长度质量

应使带的实际初拉力 。

8、计算压轴力

压轴力的最小值为

四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

一、高速级齿轮

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40 (调质)，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

（4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取

（5）选取螺旋角，初选螺旋角

2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即

（1）确定公式内的各计算数值

①试选 ，由图10-26 ， 则有

②小齿轮传递转矩

③查图10-30可选取区域系数 查表10-7可选取齿宽系数

④查表10-6可得材料的弹性影响系数 。

⑤查图10-21d得按齿面硬度选取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按计算式计算应力循环次数

⑦查图可选取接触疲劳寿命系数 ， 。

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数 ，按计算式(10-12)得

（2）计算相关数值

①试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得

②计算圆周速度

③计算齿宽 及模数

④计算总相重合度

⑤计算载荷系数

查表可得使用系数 ，根据 ，7级精度，查表10-8可得动载系数 ，由表10-4查得 的值与直齿轮的相同，为1.419 ，

故载荷系数

⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得

⑦计算模数

3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即

（1）确定公式内的各计算数值

①、计算载荷系数

②根据纵向重合度 ，查图10-28可得螺旋角影响系数 。

③查图可选取区域系数 ， ， 则有

④查表取应力校正系数 ， 。

⑤查表取齿形系数 ， 。(线性插值法)

⑥查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。

⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数 ， 。

⑧计算弯曲疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳安全系数 ，按计算式(10-22)计算得

⑨计算大、小齿轮的 并加以计算

大齿轮的数值较大。

（2）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大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数，于是有

取 ，则

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距

将中心距圆整为 。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

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

圆整后取 ， 。

二、低速级齿轮

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40 (调质)，硬度为52HRC；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为45HRC.

（4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数

（5）选取螺旋角，初选螺旋角

2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即

（1）确定公式内的各计算数值

①试选

②小齿轮传递转矩

③查表10-7可选取齿宽系数 , 查图10-26可选取区域系数 ， ， 则有

④查表可得材料的弹性影响系数 。

⑤查图得按齿面硬度选取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按计算式计算应力循环次数

⑦查图可选取接触疲劳寿命系数 ， 。

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数 ,于是得

（2）计算相关数值

①试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得

②计算圆周速度

③计算齿宽 及模数

④计算总相重合度

⑤计算载荷系数

查表可得使用系数 ，根据 ，7级精度，查表可得动载系数 ， ， ，

故载荷系数

⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得

⑦计算模数

3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即

（1）确定公式内的各计算数值

①计算载荷系数

②根据纵向重合度 ，查图可得螺旋角影响系数 。

③计算当量齿数

④查表可取齿形系数 ， 。

⑤查表可取应力校正系数 ， 。(线性插值法)

⑥查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。

⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数 ， 。

⑧计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数 ，按计算式计算

⑨计算大、小齿轮的 并加以计算

大齿轮的数值较大。

（2）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大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数，于是有

取 ，则

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距

将中心距圆整为 。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

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

圆整后取 ， 。

五 轴的设计计算

一、高速轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

高速级齿轮的分度圆直径为d

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取

应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使 与带轮相配合，且对于直径 的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取 。

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取 ，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取 ，根据装配关系，定

（2）初选流动轴承7307AC，则其尺寸为 ，故 ， 段挡油环取其长为19.5mm,则 。

（3） 段右边有一定位轴肩，故取 ，根据装配关系可定 ，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取 。

（4）齿面和箱体内壁取a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取s=8mm,故右侧挡油环的长度为19mm,则

（5）计算可得 、

（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为 ,大带轮与轴的配合为 ，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.

求两轴承所受的径向载荷 和

带传动有压轴力 (过轴线，水平方向)， 。

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

图二

图三

[注]图二中 通过另加弯矩而平移到作用轴线上

图三中 通过另加转矩而平移到指向轴线

同理

6 、求两轴承的计算轴向力 和

对于 型轴承，轴承的派生轴向力

故

7、求轴承的当量动载荷 和

对于轴承1

对于轴承2

查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：

对于轴承1 ，

对于轴承2 ，

8、求该轴承应具有的额定载荷值

因为 则有

故 符合要求。

9、弯矩图的计算

水平面： , N,则其各段的弯矩为：

BC段：

由弯矩平衡得M-

CD段：

由弯矩平衡得

铅垂面： 则其各段弯矩为：

AB段：

则

BC段：

则

CD段：

则

做弯矩图如下

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表

表3

载荷 水平面

垂直面

支持力

弯矩

总弯矩

扭矩

10、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 ，因此 ，故安全。

11、键的选择和校核

高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，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，取键长为：

键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得

取其平均植，

键的工作长度

键和轮毂键槽的接触高度

则 ，故合适。

所以选用：键CGB/T 1096-2003

12、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径为2。

二、中间轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的 、 、 都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为

中速轴小齿轮上的三个力分别为

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取

轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安装，且对于直径 的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取 。

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

（1）初选滚动轴承7008AC,则其尺寸为：

故 用挡油环定位轴承，故 段右边有一定位轴肩，故 低速级小齿轮与箱体内壁距离为16 ,与箱体内壁距离为8 ，故左边挡油环长为24 ，则

（2）低速级小齿轮轮毂为95 ，即 取两齿面的距离为8 ，即

（3）右边也用挡油环定位轴承和低速级大齿轮，故 。 段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为55 ，故取

、 、 各有一定位轴肩，故依次可取

（4）计算可得

6、轴上零件的周向定位

低速级大齿轮的轴采用普通平键A型连接。

其尺寸为 齿轮与轴的配合为 ，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 。

求两轴承所受的径向载荷 和

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

图二

图三

7、求两轴承的计算轴向力 和

由齿轮中计算得，

对于 型轴承，轴承的派生轴向力

算得

所以

8、求轴承的当量动载荷 和

对于轴承1

对于轴承2

查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：

对于轴承1 ，

对于轴承2 ，

9、求该轴承应具有的额定载荷值

因为 则有

故 符合要求。

10、弯矩图的计算

水平面： 。

AB段：

则 即

BC段：

则

CD段：

则

。

铅垂面：

AB段：

BC段：

CD段：

做弯矩图如下

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表

表4

载荷 水平面

垂直面

支持力

弯矩

总弯矩

扭矩

11、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 ， ，故安全。

12、键的选择和校核

一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）

取键长 ，

键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得

取其平均植，

键的工作长度

键和轮毂键槽的接触高度

则 ，故合适。

所以选用：键GB/T 1096-2003

13、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径见365页……

三、低速轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的 、 、 都是作用力与反作用力的关系，则

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取

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 与联轴器的孔径相配合，且对于直径 的轴有两个键槽时，应增大10%-15%，然后将轴径圆整，故取 。并选取所需的联轴器型号

联轴器的计算转矩 ，查表可得，考虑到转矩变化小，故取

其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ，长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

①为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故Ⅱ-Ⅲ段的直径 。

②查手册99页，选用 型弹性柱销联轴器L

③初选滚动轴承7051AC，则其尺寸为

故 左边轴承安装处有挡油环，取其长度为20mm，

则

④挡油环右侧用轴肩定位，故可取

⑤取齿面与箱体内壁距离 轴承座距箱体内壁距离为 。

用挡油环对齿面定位时，为了使油环可靠的压紧齿轮， 段应略短于轮毂宽度，故取 所以取

⑥齿轮左侧用轴肩定位，取 则 ，轴换宽度 ，取 。

⑦由装配关系可确定

⑧计算得 ， ， 。

6、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普通平键 型 连接。轴与齿轮连接采用平键 ，L=70 ，齿轮轮毂与轴的配合为 。同样半联轴器与轴连接，采用键 。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保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 。

7、轴上齿轮所受切向力 ，径向力 ，轴向力

， 。

8、求两轴承所受的径向载荷 和

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

图二

图三

9、求两轴承的计算轴向力 和

对于 型轴承，轴承的派生轴向力

故

10、求轴承的当量动载荷 和

， 。查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：

对于轴承1 ，

对于轴承2 ，

因轴承运转载荷平稳，按表13-6， ，取

则 。

。

11、求该轴承应具有的额定载荷值

因为 则有

预期寿命 故合格

12、弯矩图的计算

水平面： , .

AB段：弯矩为0

BC段：

CD段：

铅垂面： , .

AB段弯矩为0

BC段:

CD段：

做弯矩图如下

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表

表5

载荷 水平面

垂直面

支持力

弯矩

总弯矩

扭矩

13、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环 变应力，取 ，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 ，因此 ，故安全。

14、键的选择和校核

选键型为普通平键（A） 根据 ，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度 =25 ，高度 。取键长 。键轴和毂的材料都是钢，有表6-2查得许用挤压应力 ，取平均值 。键的工作长度 ，键与轮毂键槽的接触高度 ， 故选取键A： GB/T 1096-2003

7、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径为2。

六.箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，

大端盖分机体采用 配合.

1. 机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3. 机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4. 对附件设计

A 视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固

B 油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C 油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

D 通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.

E 盖螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.

F 位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.

G 吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

减速器机体结构尺寸如下：

名称 符号 计算公式 结果

箱座壁厚

10

箱盖壁厚

9

箱盖凸缘厚度

12

箱座凸缘厚度

15

箱座底凸缘厚度

25

地脚螺钉直径

M24

地脚螺钉数目

查手册 6

轴承旁联接螺栓直径

M12

机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）

M10

轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）

10

视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）

8

定位销直径

=（0.7~0.8）

8

， ， 至外机壁距离

查机械课程设计指导书表4 34

22

18

， 至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4 28

16

外机壁至轴承座端面距离

= + +（8~12）

50

大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2

15

齿轮端面与内机壁距离

>

10

机盖，机座肋厚

9 8.5

轴承端盖外径

+（5~5.5）

120（1轴）125（2轴）

150（3轴）

轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）125（2轴）

150（3轴）

七. 润滑密封设计

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.

油的深度为H+

H=30 =34

所以H+ =30+34=64

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接

凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为

密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太

大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

八、课程设计心得体会

作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有

理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。

作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。

虽然过去从未独立应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大一学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。

参考文献

〔1〕濮良贵,纪明刚. 机械设计. 7版. 北京:高等教育出版社, 2001

.

〔2〕张策, 机械原理与机械设计[M]. 北京：机械工业出版社， 2004.

[3] 吴宗泽,罗胜国. 机械设计课程设计手册. 北京: 高等教育出版社, 2007.

[4] 王伯平.互换性与测量技术基础(第2版). 北京: 机械工业出版社,2006

1.理论和实践同等重要。理论能指导实践，使你能事半功倍，实践能上升成为理论，为以后的设计打下基础。 从校门走出后,一定要重视实践经验的积累,要多学多问。把学校学习的专业知识综合的应用起来，这非常重 要。

2.机械设计需要个人不断积累不断思考，不能为了机械而机械，一定要有自己的想法，形成自己的风格，也要 有创新。

3.现在纯机械已经越来越少了,一般要求我们会一点电或者控制方面的知识了,还有就是会3D绘图和有限元分析 也好好学学。

4.做事的态度很重要!凡事都要全力以赴，认真努力去做!

5.把技术搞好就必须安心的学习，虚心向别人请教，耐心的对待每一个问题，不放过任何一个自己遇到的问题，要善于发现问题。

6.设计人员要不断的学习新知识，完善自己的知识结构，活到老学到老!

7.对国外的新设备要跟踪,在设计上要有创新,搞设计的人一定要稳重,小心,仔细,对自己的设计要多提问题,有点自问自答的感觉!

8.多到车间，多与一线老工人交流交流，你会发现让你豁然开朗的感觉的!

9.多多帮助你能帮上的人，这是双赢的行为!

10.外语非常重要，特别是口语。行业的专业英语也非常重要，这将对你看国外的资料以及与国外的技术人员交流有很大的帮助!

最后，说一句，要成为真正的机械工程师,不是一步就能完成的,要慢慢积累，路慢慢其修远兮,吾将上下而求索!

应该也可以套用

希望能帮助你

设 计 说 明 书 一、前 言 (—)课程设计的目的(参照第1页)机械零件课程设计是学生学习《机械技术》（上、下）课程后进行的一项综合训练，其主要目的是通过课程设计使学生巩固、加深在机械技术课程中所学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置或简单机械的设计方法与步骤，为今后学习专业技术知识打下必要的基础。(二)传动方案的分析(参照第10页) 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，还要求结构简单、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，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适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—。本设计采用的是单级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)。说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合(如本设计中减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成)。已知输送带的有效拉力Fw＝2350，输送带的速度Vw=1.5,滚筒直径D=300。连续工作，载荷平稳、单向运转

说明书

学院：西安交通大学机械学院

专业：机械设计制造及其自动化

班级：机设0602

姓名：XXX

教师：XXX

目 录

一、设计数据及要求 2

1.工作机有效功率 2

2.查各零件传动效率值 2

3.电动机输出功率 3

4.工作机转速 3

5.选择电动机 3

6.理论总传动比 3

7.传动比分配 3

8.各轴转速 4

9.各轴输入功率： 4

10.电机输出转矩： 4

11.各轴的转矩 4

12.误差 5

三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 5

四、齿轮传动校核计算 5

（一）、高速级 5

（二）、低速级 9

五、初算轴径 13

六、校核轴及键的强度和轴承寿命： 14

（一）、中间轴 14

（二）、输入轴 20

（三）、输出轴 24

七、选择联轴器 28

八、润滑方式 28

九、减速器附件： 29

十一 、参考文献 29

一、设计数据及要求

F=2500N d=260mm v=1.0m/s

机器年产量：大批；机器工作环境：清洁；

机器载荷特性：平稳； 机器的最短工作年限：五年二班；

二、 确定各轴功率、转矩及电机型号

1.工作机有效功率

2.查各零件传动效率值

联轴器（弹性） ，轴承 ，齿轮 滚筒

故：

3.电动机输出功率

4.工作机转速

电动机转速的可选范围： 取1000

5.选择电动机

选电动机型号为Y132S—6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw

电动机外形尺寸

中心高H 外形尺寸

底脚安装尺寸

底脚螺栓直径

K 轴伸尺寸

D×E 建联接部分尺寸

F×CD

132

216×140 12 38×80 10×8

6.理论总传动比

7.传动比分配

故 ，

8.各轴转速

9.各轴输入功率：

10.电机输出转矩：

11.各轴的转矩

12.误差

带式传动装置的运动和动力参数

轴 名 功率 P/

Kw 转矩 T/

Nmm 转速 n/

r/min 传动比 i 效率 η/

%

电 机 轴 2.940 29246.875 960 1 99

Ⅰ轴 2.9106 28954.406 960 4.263 96

Ⅱ轴 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96

Ⅲ轴 2.6840 348963.911 73.46

Ⅳ轴 2.6306 345474.272 73.46 1 98

三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级

考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40～55HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。

选用8级精度。

四、齿轮传动校核计算

（一）、高速级

1．传动主要尺寸

因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和

尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得：

式中各参数为：

（1）小齿轮传递的转矩：

（2）初选 =19, 则

式中： ——大齿轮数；

——高速级齿轮传动比。

（3）由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数 。

（4）初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：

由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.72

由式8.2得

由图8.26查得螺旋角系数

（5）初取齿轮载荷系数 =1.3。

（6）齿形系数 和应力修正系数 ：

齿轮当量齿数为

，

由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.79， =2.20

由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.56， =1.78

（7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得：

由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：

和 。

由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数 =1.25。

小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：

式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；

——齿轮工作时间。

由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：

故许用弯曲应力为

=

所以

初算齿轮法面模数

2 ．计算传动尺寸

（1）计算载荷系数

由参考文献[1] P130表8.3查得使用

由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ；

由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ；

由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则

（2）对 进行修正，并圆整为标准模数

由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为

（3）计算传动尺寸。

中心距

圆整为105mm

修正螺旋角

小齿轮分度圆直径

大齿轮分度圆直径

圆整b=20mm

取 ，

式中： ——小齿轮齿厚；

——大齿轮齿厚。

3．校核齿面接触疲劳强度

由参考文献[1] P135公式8.7

式中各参数：

（1）齿数比 。

（2）由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。

（3）由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。

（4）由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数

（5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数

（5）由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力

式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146

图8.28（）分别查得 ，

；

——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ， ；

——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得 。故

满足齿面接触疲劳强度。

（二）、低速级

1．传动主要尺寸

因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得：

式中各参数为：

（1）小齿轮传递的转矩：

（2）初选 =23, 则

式中： ——大齿轮数；

——低速级齿轮传动比。

（3）由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数

（4）初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：

由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.71

由式8.2得

由图8.26查得螺旋角系数

（5）初取齿轮载荷系数 =1.3。

（6）齿形系数 和应力修正系数 ：

齿轮当量齿数为

，

由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.65， =2.28

由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.57， =1.76

（7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得：

由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：

和 。

由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数 =1.25。

小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为：

式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；

——齿轮工作时间。

由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：

故许用弯曲应力为

=

所以

初算齿轮法面模数

2 .计算传动尺寸

（1）计算载荷系数

由参考文献[1] P130表8.3查得使用

由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ；

由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ；

由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则

（2）对 进行修正，并圆整为标准模数

由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为

（3）计算传动尺寸。

中心距

圆整为145mm

修正螺旋角

小齿轮分度圆直径

大齿轮分度圆直径

圆整b=35mm

取 ，

式中： ——小齿轮齿厚；

——大齿轮齿厚。

3.校核齿面接触疲劳强度

由参考文献[1] P135公式8.7

式中各参数：

（1）齿数比 。

（2）由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。

（3）由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。

（4）由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数

（5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数

（5）由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力

式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146

图8.28（）分别查得 ，

；

——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ， ；

——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得 。故

满足齿面接触疲劳强度。

五、初算轴径

由参考文献[1]P193公式10.2可得：

齿轮轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。

中间轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取

输出轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。

式中： ——由许用扭转应力确定的系数，由参考文献[1]P193表10.2，取

六、校核轴及键的强度和轴承寿命：

（一）、中间轴

1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算：

由参考文献[1]P140公式8.16可知

式中： ——齿轮所受的圆周力，N；

——齿轮所受的径向力，N；

——齿轮所受的轴向力，N；

2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算：

由参考文献[1]P140公式8.16可知

式中： ——齿轮所受的圆周力，N；

——齿轮所受的径向力，N；

——齿轮所受的轴向力，N；

3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：

4.轴向外部轴向力合力为：

5.计算轴承支反力：

竖直方向，轴承1

轴承2

水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。

轴承2 ，与所设方向相反。

轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

6.计算危险截面弯矩

a-a剖面左侧，竖直方向

水平方向

b-b剖面右侧，竖直方向

水平方向

a-a剖面右侧合成弯矩为

b-b剖面左侧合成弯矩为

故a-a剖面右侧为危险截面。

7.计算应力

初定齿轮2的轴径为 =38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =25mm。齿轮3轴径为 =40mm，连接键由P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =32mm，毂槽深度 =3.3mm。

由

，故齿轮3可与轴分离。

又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故：

抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

8.计算安全系数

对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:

抗拉强度极限 =650MPa

弯曲疲劳极限 =300MPa

扭转疲劳极限 =155MPa

由表10.1注②查得材料等效系数：

轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得

绝对尺寸系数由附图10.1查得：

键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法）

由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

9．校核键连接的强度

齿轮2处键连接的挤压应力

齿轮3处键连接的挤压应力

由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！

10.计算轴承寿命

由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷 =23.5KN，基本额定静负荷 =17.5KN

轴承1的内部轴向力为：

轴承2的内部轴向力为：

故轴承1的轴向力 ，

轴承2的轴向力

由 由参考文献[1]P220表11.12可查得：

又

取

故

取

根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承1的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命

，故轴承寿命满足要求

（二）、输入轴

1.计算齿轮上的作用力

由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力

2.平移轴向力所产生的弯矩为：

3.计算轴承支撑反力

竖直方向，轴承1

轴承2

水平方向，轴承1 ，轴承2 ，

轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

4.计算危险截面弯矩

a-a剖面左侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

a-a剖面右侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

危险截面在a-a剖面左侧。

5.计算截面应力

由参考文献[1]P205附表10.1知：

抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

6．计算安全系数

对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:

抗拉强度极限 =650MPa

弯曲疲劳极限 =300MPa

扭转疲劳极限 =155MPa

由表10.1注②查得材料等效系数：

轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得

绝对尺寸系数由附图10.1查得：

由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

7.校核键连接的强度

联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =8×7，t=4mm, =40mm。轴径为 =25mm

联轴器处键连接的挤压应力

由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！

8.计算轴承寿命

由参考文献[2]P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷 =17.8KN，基本额定静负荷 =12.8KN

轴承1的内部轴向力为：

轴承2的内部轴向力为：

由于

故轴承1的轴向力 ，

轴承2的轴向力

由 由参考文献[1]P220表11.12可查得：

又

取

故

取

根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命

，故轴承寿命满足要求

（三）、输出轴

1.计算齿轮上的作用力

由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力

2.平移轴向力所产生的弯矩为：

3.计算轴承支撑反力

竖直方向，轴承1

轴承2

水平方向，轴承1 ，轴承2 ，

轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

4.计算危险截面弯矩

a-a剖面左侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

a-a剖面右侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

危险截面在a-a剖面左侧。

5.计算截面应力

初定齿轮4的轴径为 =44mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =28mm。

由参考文献[1]P205附表10.1知：

抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

6．计算安全系数

对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:

抗拉强度极限 =650MPa

弯曲疲劳极限 =300MPa

扭转疲劳极限 =155MPa

由表10.1注②查得材料等效系数：

轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得

绝对尺寸系数由附图10.1查得：

键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法）

由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

7.校核键连接的强度

联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =70mm。轴径为 =35mm

联轴器处键连接的挤压应力

齿轮选用双键连接，180度对称分布。

齿轮处键连接的挤压应力

由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！

8.计算轴承寿命

由参考文献[2]P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷 =26.8KN，基本额定静负荷 =20.5KN

轴承1的内部轴向力为：

轴承2的内部轴向力为：

由于

轴承1的轴向力

故轴承2的轴向力

由 由参考文献[1]P220表11.12可查得：

又

取

故

取

根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命

，故轴承寿命满足要求

七、选择联轴器

由于电动机的输出轴径（d=38mm）的限制，故由参考文献[2]P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选HL3型，孔径取35mm。

八、润滑方式

由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB5903——1986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413——1980）。牌号为ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。

九、减速器附件：

1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。盖板周围分布6个M6×16的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。

2.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M22×1.5。

3.放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。

4.油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。

5.吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。

6．定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A6×35。

7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10×22。其中螺纹长度为16mm，在端部有一个6mm长的圆柱。

十一 、参考文献

1 陈铁鸣主编．机械设计．第4版．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2006

2 王连明,宋宝玉主编．机械设计课程设计．第2版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2005

3 陈铁鸣, 王连明主编．机械设计作业指导．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2003

4徐灏主编．机械设计手册（第二版）．北京：机械工业出版社，2004

5陈铁鸣主编．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003

6王知行，刘廷荣主编．.机械原理．.北京：高等教育出版社，2005

班 级 姓 名

设计题目：带式运输机传动装置设计

布置形式：设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器（Ⅰ）

传动简图

原始数据：

数据编号 1 2 3 4 5 6

运输带工作拉力F/N 800 850 900 950 1100 1150

运输带工作速度v/(m/s) 1.5 1.6 1.7 1.5 1.55 1.6

卷筒直径D/mm 250 260 270 240 250 260

工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳,室内工作,有粉尘。

使用期限：10 年

生产批量：10 套

动力来源：三相交流电（220V/380V ）

运输带速度允许误差：±5% 。

提问者： 浪人5 - 试用期 一级 其他回答 共 1 条

这个是我好不容易才找到的，一个东东啊，你可以自己看看啊，就差不多能自己理解了。。。给我你的邮箱发给你啊！我的是hexiaobee@163.com

目 录

设计任务书…………………………………………………2

第一部分 传动装置总体设计……………………………4

第二部分 V带设计………………………………………6

第三部分 各齿轮的设计计算……………………………9

第四部分 轴的设计………………………………………13

第五部分 校核……………………………………………19

第六部分 主要尺寸及数据………………………………21

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 3 5 7 10

运输机工作转矩T/(N.m) 690 630 760 620

运输机带速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9

卷筒直径D/mm 320 380 320 360

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）。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（A1）。

2） 零件工作图两张（A3）

3） 设计说明书一份（6000~8000字）。

本组设计数据：

第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 690 。

运输机带速V/(m/s) 0.8 。

卷筒直径D/mm 320 。

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 结果

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： =0.96 (见课设P9)

传动装置总效率： （见课设式2-4）

（见课设表12-8）

电动机的输出功率： （见课设式2-1）

取

选择电动机为Y132M1-6 m型 （见课设表19-1）

技术数据：额定功率（ ） 4 满载转矩（ ） 960

额定转矩（ ） 2.0 最大转矩（ ） 2.0

Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表19-3）

A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235

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）

初定

第二部分 V带设计

外传动带选为 普通V带传动

1、 确定计算功率：

1）、由表5-9查得工作情况系数

2）、由式5-23（机设）

2、选择V带型号

查图5-12a(机设)选A型V带。

3.确定带轮直径

（1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径

（电机中心高符合要求）

（2）、验算带速 由式5-7（机设）

（3）、从动带轮直径

查表5-4（机设） 取

（4）、传动比 i

（5）、从动轮转速

4.确定中心距 和带长

（1）、按式（5-23机设）初选中心距

取

（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0

查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm

(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a

(4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围

5.验算小带轮包角α1

由式(5-11机设)

6.确定V带根数Z

(1)、由表（5-7机设）查得dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。

(2)、由表（5-10机设）查得△P0=0.11Kw

(3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数

(4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03

(5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设）

取Z=5根

7．计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。

q由表5-5机设查得

8．计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）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=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm，采用孔板式结构，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（直齿圆柱齿轮）

1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=89

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，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N?mm

由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580 бHILin=560

由图 7-7选取材料弯曲疲劳极限应力

бHILim=230 бHILin=210

应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109

N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109

由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04

由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1

由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3

由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s

( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s

查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正

M=d1/Z1=1.96mm

由表7-6取标准模数：m=2mm

(3) 计算几何尺寸

d1=mz1=2×34=68mm

d2=mz2=2×89=178mm

a=m(z1＋z2)/2=123mm

b=φddt=1×68=68mm

取b2=65mm b1=b2+10=75

3.校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7

由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）

1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34

则Z2=Z1i=34×3.7=104

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，由式（7-9）

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N?mm

由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHILim=580 бHILin=560

由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力

бHILim=230 бHILin=210

应力循环次数N由式（7-3）计算

N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109

N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108

由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04

由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1

由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3

由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入式(7-9)得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s

( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s

查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正

M=d1/Z1=2.11mm

由表7-6取标准模数：m=2.5mm

(3) 计算几何尺寸

d1=mz1=2.5×34=85mm

d2=mz2=2.5×104=260mm

a=m(z1＋z2)/2=172.5mm

b=φddt=1×85=85mm

取b2=85mm b1=b2+10=95

3.校核齿根弯曲疲劳强度

由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7

由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.

总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2

低速级 z1=34 z2=104 m=2.5

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.

2.初估轴径

按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:

D1min=

D2min=

D3min=

3.初选轴承

1轴选轴承为6008

2轴选轴承为6009

3轴选轴承为6012

根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:

D1=40mm

D2=45mm

D3=60mm

4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,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.

(1).各轴直径的确定

初估轴径后,即可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为53mm。5段装轴承，直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。

（2）各轴段长度的确定

轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。其中l4，l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。

于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。

（3）.轴上零件的周向固定

为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。

（4）.轴上倒角与圆角

为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。。

5.轴的受力分析

（1） 画轴的受力简图。

（2） 计算支座反力。

Ft=2T1/d1=

Fr=Fttg20。=3784

FQ=1588N

在水平面上

FR1H=

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

在垂直面上

FR1V=

Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N

（3） 画弯矩图

在水平面上，a-a剖面左侧

MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m

a-a剖面右侧

M’Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m

在垂直面上

MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N?m

合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧

画转矩图

转矩 3784×（68/2）=128.7N?m

6.判断危险截面

显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。

7.轴的弯扭合成强度校核

由表10-1查得

(1)a-a剖面左侧

3=0.1×443=8.5184m3

=14.57

（2）b-b截面左侧

3=0.1×423=7.41m3

b-b截面处合成弯矩Mb:

=174 N?m

=27

8.轴的安全系数校核:由表10-1查得 (1)在a-a截面左侧

WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3

由附表10-1查得 由附表10-4查得绝对尺寸系数 轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数 .则

弯曲应力

应力幅

平均应力

切应力

安全系数

查表10-6得许用安全系数 =1.3～1.5,显然S>,故a-a剖面安全.

(2)b-b截面右侧

抗弯截面系数 3=0.1×533=14.887m3

抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3

又Mb=174 N?m,故弯曲应力

切应力

由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 则

显然S>,故b-b截面右侧安全。

（3）b-b截面左侧

WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3

b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。

弯曲应力

切应力

（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数 。由附表10-4查得绝对尺寸系数 。又 。则

显然S>,故b-b截面左侧安全。

第五部分 校 核

高速轴轴承

FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N

轴承的型号为6008，Cr=16.2 kN

1） FA/COr=0

2） 计算当量动载荷

查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1，Y=0

=1.2×（1×352）=422.4 N

3） 验算6008的寿命

验算右边轴承

键的校核

键1 10×8 L=80 GB1096-79

则强度条件为

查表许用挤压应力

所以键的强度足够

键2 12×8 L=63 GB1096-79

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TL8型弹性联轴器 GB4323-84

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V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，

第六部分 主要尺寸及数据

箱体尺寸:

箱体壁厚

箱盖壁厚

箱座凸缘厚度b=15mm

箱盖凸缘厚度b1=15mm

箱座底凸缘厚度b2=25mm

地脚螺栓直径df=M16

地脚螺栓数目n=4

轴承旁联接螺栓直径d1=M12

联接螺栓d2的间距l=150mm

轴承端盖螺钉直径d3=M8

定位销直径d=6mm

df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18 mm、13 mm

df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11 mm

轴承旁凸台半径R1=11mm

凸台高度根据低速轴承座外半径确定

外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm

大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm

齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm

箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm

轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（5～5.5）d3

以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21

传动比

原始分配传动比为：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5

修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07

各轴新的转速为 ：n1=960/2.5=3.84

n2=384/2.61=147

n3=147/3.07=48

各轴的输入功率

P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42

P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20

P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00

P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90

各轴的输入转矩

T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65

T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68

T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25

T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26

轴号 功率p 转矩T 转速n 传动比i 效率η

电机轴 5.5 2.0 960 1 1

1 5.42 128.65 384 2.5 0.94

2 5.20 323.68 148 2.62 0.96

3 5.00 954.25 48 3.07 0.96

工作机轴 4.90 935.26 48 1 0.98

齿轮的结构尺寸

两小齿轮采用实心结构

两大齿轮采用复板式结构

齿轮z1尺寸

z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75

d1=68

ha=ha*m=1×2=2mm

hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm

h=ha+hf=2+2.5=4.5mm

da=d1＋2ha=68+2×2=72mm

df=d1－2hf=68－2×2.5=63

p=πm=6.28mm

s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

c=c*m=0.25×2=0.5mm

齿轮z2的尺寸

由轴可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49

ha=ha*m=1×2=2mm

h=ha+hf=2+2.5=4.5mm

hf=(1＋0.5)×2=2.5mm

da=d2＋2ha=178＋2×2=182

df=d1－2hf=178－2×2.5=173

p=πm=6.28mm

s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm

c=c*m=0.25×2=0.5mm

DT≈

D3≈1.6D4=1.6×49=78.4

D0≈da-10mn=182-10×2=162

D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20

R=5 c=0.2b=0.2×65=13

齿轮3尺寸

由轴可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95

ha =ha*m=1×2.5=2.5

h=ha+hf=2.5+3.125=5.625

hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125

da=d3+2ha=85+2×2.5=90

df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75

p=πm=3.14×2.5=7.85

s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925

e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625

齿轮4寸

由轴可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85

ha =ha*m=1×2.5=2.5

h=ha+hf=2.5+3.25=5.625

hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125

da=d4+2ha=260+2×2.5=265

df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75

p=πm=3.14×2.5=7.85

s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925

c=c*m=0.25×2.5=0.625

D0≈da-10m=260-10×2.5=235

D3≈1.6×64=102.4

D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15

r=5 c=0.2b=0.2×85=17

参考文献：

《机械设计》徐锦康 主编 机械工业出版社

《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，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，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。

参考资料：机械设计基础

机械设计课程设计是为机械专业和近机械专业的学生在学完机械设计课程后所设置的一个重要实践教学环节，也是学生首次较全面的进行设计训练，把学过的各学科的理论较全面的综合应用到实际工程中，力求从课程内容上，从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养学生的工程设计能力，课程设计有以下几方面主要目的和要求：

1. 培养学生综合运用机械设计课程和其他先修课程的基础、理论和基础知识，以及综合生产实践分析和解决课程实际问题的能力，使所学过的理论知识得以融会贯通，协调应用。

2. 通过课程设计，使学生学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程技术思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。

3. 在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范、手册、图册和相关技术资料等，熟悉和掌握机械设计的基本技能。

二．课程设计的内容

1．设计题目：

带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器

2．运动简图

3．工作条件

单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限为5年，输送带速度容许误差上下偏差5%。

4．原始数据

已知条件 题目 6

输送带拉力F(N) 2.6 x 103

滚筒直径D(mm) 300

输送带速度v(m/s) 1.0

5．设计工作量

1）设计说明书1份

2）减速器装配图1份

3）减速器零件图2份

6．机械设计的一般过程

设计任何一部新机械大件上都需要经过这样一个过程：设计任务 总体设计 结构设计 零件设计 加工生产 安装调试。

安装调试之后需要看是否能完成满足设计要求，如不能满足预先制定的设计要求还要重新审视总体设计，结构设计等各环节的设计是否合理，对有问题的环节应作相应的改进指导完全满足设计要求为止。

7．课程设计的步骤

在课程设计中我们不可能完整履行机械设计的全过程，而只能进行其中的一些重要设计环节。

目录

一． 概述

二． 电动机的选择

三． 传动装置总传动比的确定及各级分传动比的分配

四． 传动装置的运动和动力参数计算

五． 齿轮传动设计及计算

六． 输入轴的计算

七． 中间轴的计算

八． 输出轴的计算

九． 滚动轴承的选择计算

十． 联轴器的选择

十一． 箱体的结构设计

十二． 润滑方式的选择

十三． 润滑油的选择

十四． 密封选择

十五． 参考资料

十六． 零件图

十七． 学习小结