⑴ 設計題目：用於帶式運輸機的一級圓柱齒輪減速器
給你個例子,自己再算.
一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N•m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N•m
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
據PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由課本[1]P190表10-9，取dd2=280
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm
確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 驗算小帶輪包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（適用）
（5） 確定帶的根數
單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KW
i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 計算軸上壓力
由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
則作用在軸承的壓力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常
齒輪採用軟齒面。查閱表[1] 表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；
精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由課本表6-12取φd=1.1
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N•mm
(4)載荷系數k : 取k=1.2
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由課本[1]圖6-37查得：
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=49.04mm
模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)復合齒形因數YFs 由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)許用彎曲應力[σbb]
根據課本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1 YN2=1
彎曲疲勞的最小安全系數SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
計算得彎曲疲勞許用應力為
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核計算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因為V＜6m/s，故取8級精度合適．
六、軸的設計計算
從動軸設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、軸的結構設計
軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。
（1）、聯軸器的選擇
可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82 GB5014-85
（2）、確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現
軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合
分別實現軸向定位和周向定位
（3）、確定各段軸的直徑
將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），
考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm
齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=4 5mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5
滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.
(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.
(5）確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d1=35mm 長度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,
寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直徑d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=50mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm
(6)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=195mm
②求轉矩：已知T2=198.58N•m
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
主動軸的設計
1、選擇軸的材料 確定許用應力
選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭轉強度估算軸的最小直徑
單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，
從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：
d≥C
查[2]表13-5可得，45鋼取C=118
則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm
3、齒輪上作用力的計算
齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齒輪作用力：
圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
確定軸上零件的位置與固定方式
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置
在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現 軸向定位和固定
，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸
承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定 ，軸通
過兩端軸承蓋實現軸向定位，
4 確定軸的各段直徑和長度
初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(2)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=50mm
②求轉矩：已知T=53.26N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
（7） 滾動軸承的選擇及校核計算
一從動軸上的軸承
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初選的軸承的型號為: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min
（1）已知nII=121.67(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6209型的Cr=31500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴預期壽命足夠
二.主動軸上的軸承:
(1)由初選的軸承的型號為:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,
基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min
根據根據條件，軸承預計壽命
L'h=10×300×16=48000h
（1）已知nI=473.33(r/min)
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根據課本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P264表（14-12）取f P=1.5
根據課本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深溝球軸承ε=3
根據手冊得6206型的Cr=19500N
由課本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴預期壽命足夠
七、鍵聯接的選擇及校核計算
1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6
高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36 GB1096-79
大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 14×45 GB1096-79
軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40 GB1096-79
2．鍵的強度校核
大齒輪與軸上的鍵 ：鍵14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm
圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
擠壓強度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此擠壓強度足夠
剪切強度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切強度足夠
鍵8×36 GB1096-79和鍵10×40 GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。
八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~
1、減速器附件的選擇
通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5
油麵指示器
選用游標尺M12
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M18×1.5
根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：
起蓋螺釘型號：GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
箱體的主要尺寸：
：
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)
(8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)連接螺栓d2的間距L=150-200
(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。
(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）
(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6 mm
(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 mm
(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm
(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3
D～軸承外徑
(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3 互不幹涉為准，一般取S＝D2.
九、潤滑與密封
1.齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。
2.滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
3.潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。
4.密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
十、設計小結
課程設計體會
課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！
課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。
十一、參考資料目錄
[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；
[2] 《機械設計基礎》，機械工業出版社 胡家秀主編 2007年7月第1版
F=1.7KN
V=1.4m/s
D=220mm
η總 =0.86
Pd=2.76KW
Nw=121.5r/min
Ic=3~5
i=6~20
nd=729~2430r/min
Y100l2-4
i總=11.68
i帶=3
i齒3.89
nI=473.33(r/min)
nII=121.67(r/min)
nw=121.67(r/min)
PI=2.64KW
PII=2.53KW
Td=18.56N•m
TI=53.26N•m
TII =198.58N•m
PC=3.3KW
V=7.06m/s
Ld=1605.8mm
a=497mm
α1=158.670
Z=3
F0=134.3kN
FQ=791.9N
Z1=20
z2=78
N1=1.36x109
N2=3.4×108
m=2.5
d1=50mm
d2=195mm
b1=60mm
b2=55mm
[σbb1]= 490Mpa
[σbb2] =410Mpa
中心矩a=122.5mm
V=1.23m/s
Mec=65.13N•m
σe=60MPa
C=118
L'h=48000h
LH=998953h
LH=53713h
⑵ 鏈烘拌捐★細鐩撮嬌鍦嗘熅榻胯疆涓綰у噺閫熷櫒璁捐★紙鍥炵瓟瀹屽叏緇欏垎澶氬氾級
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=1605.8mm
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(4) 楠岀畻灝忓甫杞鍖呰
偽1=1800-57.30 脳(dd2-dd1)/a
=1800-57.30脳(280-95)/497
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錛5錛 紜瀹氬甫鐨勬牴鏁
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=2.26 (鍙3鏍)
(6) 璁＄畻杞翠笂鍘嬪姏
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F0=500PC/ZV[錛2.5/K偽錛-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
鍒欎綔鐢ㄥ湪杞存壙鐨勫帇鍔汧Q
FQ=2ZF0sin(偽1/2)=2脳3脳134.3sin(158.67o/2)
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錛1錛夐夋嫨榻胯疆鏉愭枡涓庣儹澶勭悊錛氭墍璁捐￠嬌杞浼犲姩灞炰簬闂寮忎紶鍔錛岄氬父
榻胯疆閲囩敤杞榻塊潰銆傛煡闃呰〃[1] 琛6-8錛岄夌敤浠鋒牸渚垮疁渚誇簬鍒墮犵殑鏉愭枡錛屽皬榻胯疆鏉愭枡涓45閽錛岃皟璐錛岄嬌闈㈢‖搴260HBS錛涘ぇ榻胯疆鏉愭枡涔熶負45閽錛屾ｇ伀澶勭悊錛岀‖搴︿負215HBS錛
綺懼害絳夌駭錛氳繍杈撴満鏄涓鑸鏈哄櫒錛岄熷害涓嶉珮錛屾晠閫8綰х簿搴︺
(2)鎸夐嬌闈㈡帴瑙︾柌鍔沖己搴﹁捐
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鍙栧皬榻胯疆榻挎暟Z1=20銆傚垯澶ч嬌杞榻挎暟錛歓2=iZ1= 脳20=77.8鍙杬2=78
鐢辮炬湰琛6-12鍙栂哾=1.1
(3)杞鐭㏕1
T1=9.55脳106脳P1/n1=9.55脳106脳2.61/473.33=52660N?mm
(4)杞借嵎緋繪暟k : 鍙杒=1.2
(5)璁哥敤鎺ヨЕ搴斿姏[蟽H]
[蟽H]= 蟽Hlim ZN/SHmin 鐢辮炬湰[1]鍥6-37鏌ュ緱錛
蟽Hlim1=610Mpa 蟽Hlim2=500Mpa
鎺ヨЕ鐤插姵瀵垮懡緋繪暟Zn錛氭寜涓騫300涓宸ヤ綔鏃ワ紝姣忓ぉ16h璁＄畻錛岀敱鍏寮廚=60njtn 璁＄畻
N1=60脳473.33脳10脳300脳18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4脳108
鏌[1]璇炬湰鍥6-38涓鏇茬嚎1錛屽緱 ZN1=1 ZN2=1.05
鎸変竴鑸鍙闈犲害瑕佹眰閫夊彇瀹夊叏緋繪暟SHmin=1.0
[蟽H]1=蟽Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[蟽H]2=蟽Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
鏁呭緱錛
d1鈮 (6712脳kT1(u+1)/蠁[蟽H]2)1/3
=49.04mm
妯℃暟錛歮=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
鍙栬炬湰[1]P79鏍囧噯妯℃暟絎涓鏁板垪涓婄殑鍊礆紝m=2.5
(6)鏍℃牳榻挎牴寮鏇茬柌鍔沖己搴
蟽 bb=2KT1YFS/bmd1
紜瀹氭湁鍏沖弬鏁板拰緋繪暟
鍒嗗害鍦嗙洿寰勶細d1=mZ1=2.5脳20mm=50mm
d2=mZ2=2.5脳78mm=195mm
榻垮斤細b=蠁dd1=1.1脳50mm=55mm
鍙朾2=55mm b1=60mm
(7)澶嶅悎榻垮艦鍥犳暟YFs 鐢辮炬湰[1]鍥6-40寰楋細YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)璁哥敤寮鏇插簲鍔沎蟽bb]
鏍規嵁璇炬湰[1]P116錛
[蟽bb]= 蟽bblim YN/SFmin
鐢辮炬湰[1]鍥6-41寰楀集鏇茬柌鍔蟲瀬闄愊僢blim搴斾負錛 蟽bblim1=490Mpa 蟽bblim2 =410Mpa
鐢辮炬湰[1]鍥6-42寰楀集鏇茬柌鍔沖垮懡緋繪暟YN錛歒N1=1 YN2=1
寮鏇茬柌鍔崇殑鏈灝忓畨鍏ㄧ郴鏁癝Fmin 錛氭寜涓鑸鍙闈犳ц佹眰錛屽彇SFmin =1
璁＄畻寰楀集鏇茬柌鍔寵哥敤搴斿姏涓
[蟽bb1]=蟽bblim1 YN1/SFmin=490脳1/1=490Mpa
[蟽bb2]= 蟽bblim2 YN2/SFmin =410脳1/1=410Mpa
鏍℃牳璁＄畻
蟽bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [蟽bb1]
蟽bb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [蟽bb2]
鏁呰疆榻塊嬌鏍瑰集鏇茬柌鍔沖己搴﹁凍澶
(9)璁＄畻榻胯疆浼犲姩鐨勪腑蹇冪煩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)璁＄畻榻胯疆鐨勫渾鍛ㄩ熷害V
璁＄畻鍦嗗懆閫熷害V=蟺n1d1/60脳1000=3.14脳473.33脳50/60脳1000=1.23m/s
鍥犱負V錛6m/s錛屾晠鍙8綰х簿搴﹀悎閫傦紟
鍏銆佽醬鐨勮捐¤＄畻
浠庡姩杞磋捐
1銆侀夋嫨杞寸殑鏉愭枡 紜瀹氳哥敤搴斿姏
閫夎醬鐨勬潗鏂欎負45鍙烽挗錛岃皟璐ㄥ勭悊銆傛煡[2]琛13-1鍙鐭ワ細
蟽b=650Mpa,蟽s=360Mpa,鏌[2]琛13-6鍙鐭ワ細[蟽b+1]bb=215Mpa
[蟽0]bb=102Mpa,[蟽-1]bb=60Mpa
2銆佹寜鎵杞寮哄害浼扮畻杞寸殑鏈灝忕洿寰
鍗曠駭榻胯疆鍑忛熷櫒鐨勪綆閫熻醬涓鴻漿杞達紝杈撳嚭絝涓庤仈杞村櫒鐩告帴錛
浠庣粨鏋勮佹眰鑰冭檻錛岃緭鍑虹杞村緞搴旀渶灝忥紝鏈灝忕洿寰勪負錛
d鈮C
鏌[2]琛13-5鍙寰楋紝45閽㈠彇C=118
鍒檇鈮118脳(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
鑰冭檻閿妲界殑褰卞搷浠ュ強鑱旇醬鍣ㄥ瓟寰勭郴鍒楁爣鍑嗭紝鍙杁=35mm
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鍙閲囩敤寮規ф熅閿鑱旇醬鍣錛屾煡[2]琛9.4鍙寰楄仈杞村櫒鐨勫瀷鍙蜂負HL3鑱旇醬鍣錛35脳82 GB5014-85
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鑰冭檻鑱旇醬鍣ㄧ敤杞磋偐瀹炵幇杞村悜瀹氫綅錛屽彇絎浜屾電洿寰勪負d2=40mm
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(4)閫夋嫨杞存壙鍨嬪彿.鐢盵1]P270鍒濋夋繁娌熺悆杞存壙,浠ｅ彿涓6209,鏌ユ墜鍐屽彲寰:杞存壙瀹藉害B=19,瀹夎呭昂瀵窪=52,鏁呰醬鐜鐩村緞d5=52mm.
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II孌:d2=40mm
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瀹藉害涓19mm.鑰冭檻榻胯疆絝闈㈠拰綆變綋鍐呭侊紝杞存壙絝闈㈠拰綆變綋鍐呭佸簲鏈変竴瀹氳窛紱匯傚彇濂楃瓛闀誇負20mm錛岄氳繃瀵嗗皝鐩栬醬孌甸暱搴旀牴鎹瀵嗗皝鐩栫殑瀹藉害錛屽苟鑰冭檻鑱旇醬鍣ㄥ拰綆變綋澶栧佸簲鏈変竴瀹氱煩紱昏屽畾錛屼負姝わ紝鍙栬ユ甸暱涓55mm錛屽畨瑁呴嬌杞孌甸暱搴﹀簲姣旇疆姣傚藉害灝2mm,鏁匢I孌甸暱錛
L2=錛2+20+19+55錛=96mm
III孌電洿寰刣3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
鈪ｆ電洿寰刣4=50mm
闀垮害涓庡彸闈㈢殑濂楃瓛鐩稿悓錛屽嵆L4=20mm
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(6)鎸夊集鐭╁嶅悎寮哄害璁＄畻
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鈶℃眰杞鐭╋細宸茬煡T2=198.58N?m
鈶㈡眰鍦嗗懆鍔涳細Ft
鏍規嵁璇炬湰P127錛6-34錛夊紡寰
Ft=2T2/d2=2脳198.58/195=2.03N
鈶ｆ眰寰勫悜鍔汧r
鏍規嵁璇炬湰P127錛6-35錛夊紡寰
Fr=Ft?tan偽=2.03脳tan200=0.741N
鈶ゅ洜涓鴻ヨ醬涓よ醬鎵垮圭О錛屾墍浠ワ細LA=LB=48mm
(1)緇樺埗杞村彈鍔涚畝鍥撅紙濡傚浘a錛
錛2錛夌粯鍒跺瀭鐩撮潰寮鐭╁浘錛堝傚浘b錛
杞存壙鏀鍙嶅姏錛
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
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MC1=FAyL/2=0.37脳96梅2=17.76N?m
鎴闈C鍦ㄦ按騫抽潰涓婂集鐭╀負錛
MC2=FAZL/2=1.01脳96梅2=48.48N?m
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MC=(MC12+MC22)1/2=錛17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)緇樺埗鎵鐭╁浘錛堝傚浘e錛
杞鐭╋細T=9.55脳錛圥2/n2錛壝106=198.58N?m
(6)緇樺埗褰撻噺寮鐭╁浘錛堝傚浘f錛
杞鐭╀駭鐢熺殑鎵鍓鏂囨不姝﹀姛鍔涙寜鑴夊姩寰鐜鍙樺寲錛屽彇偽=0.2錛屾埅闈C澶勭殑褰撻噺寮鐭╋細
Mec=[MC2+(偽T)2]1/2
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2銆佹寜鎵杞寮哄害浼扮畻杞寸殑鏈灝忕洿寰
鍗曠駭榻胯疆鍑忛熷櫒鐨勪綆閫熻醬涓鴻漿杞達紝杈撳嚭絝涓庤仈杞村櫒鐩告帴錛
浠庣粨鏋勮佹眰鑰冭檻錛岃緭鍑虹杞村緞搴旀渶灝忥紝鏈灝忕洿寰勪負錛
d鈮C
鏌[2]琛13-5鍙寰楋紝45閽㈠彇C=118
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榻胯疆浣滅敤鍔涳細
鍦嗗懆鍔涳細Ft=2T/d=2脳53265/50N=2130N
寰勫悜鍔涳細Fr=Fttan200=2130脳tan200=775N
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鍗曠駭鍑忛熷櫒涓錛屽彲浠ュ皢榻胯疆瀹夋帓鍦ㄧ變綋涓澶錛岃醬鎵垮圭О甯冪疆
鍦ㄩ嬌杞涓よ竟銆傞嬌杞闈犳補鐜鍜屽楃瓛瀹炵幇 杞村悜瀹氫綅鍜屽滻瀹
錛岄潬騫抽敭鍜岃繃鐩堥厤鍚堝疄鐜板懆鍚戝滻瀹氾紝涓ょ杞
鎵塊潬濂楃瓛瀹炵幇杞村悜瀹氫綅錛岄潬榪囩泩閰嶅悎瀹炵幇鍛ㄥ悜鍥哄畾 錛岃醬閫
榪囦袱絝杞存壙鐩栧疄鐜拌醬鍚戝畾浣嶏紝
4 紜瀹氳醬鐨勫悇孌電洿寰勫拰闀垮害
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(2)鎸夊集鎵澶嶅悎寮哄害璁＄畻
鈶犳眰鍒嗗害鍦嗙洿寰勶細宸茬煡d2=50mm
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蟽e=Mec/錛0.1d3錛=59.74x1000/(0.1脳303)
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鈭存よ醬寮哄害瓚沖
錛7錛 婊氬姩杞存壙鐨勯夋嫨鍙婃牎鏍歌＄畻
涓浠庡姩杞翠笂鐨勮醬鎵
鏍規嵁鏍規嵁鏉′歡錛岃醬鎵塊勮″垮懡
L'h=10脳300脳16=48000h
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FS=0.63FR 鍒橣S1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
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鏁呬換鎰忓彇涓絝涓哄帇緔х錛岀幇鍙1絝涓哄帇緔х
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
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y1=0 y2=0
(4)璁＄畻褰撻噺杞借嵎P1銆丳2
鏍規嵁璇炬湰P264琛錛14-12錛夊彇f P=1.5
鏍規嵁璇炬湰P264錛14-7錛夊紡寰
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5脳(1脳1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5脳(1脳1083+0)=1624N
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鈭礟1=P2 鏁呭彇P=1624N
鈭墊繁娌熺悆杞存壙蔚=3
鏍規嵁鎵嬪唽寰6209鍨嬬殑Cr=31500N
鐢辮炬湰P264錛14-5錛夊紡寰
LH=106(ftCr/P)蔚/60n
=106(1脳31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
鈭撮勬湡瀵垮懡瓚沖
浜.涓誨姩杞翠笂鐨勮醬鎵:
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鍩烘湰棰濆畾鍔ㄨ澆鑽稢=19.5KN,鍩烘湰闈欒澆鑽稢O=111.5KN,
鏌[2]琛10.1鍙鐭ユ瀬闄愯漿閫13000r/min
鏍規嵁鏍規嵁鏉′歡錛岃醬鎵塊勮″垮懡
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錛1錛夊凡鐭nI=473.33(r/min)
涓よ醬鎵垮緞鍚戝弽鍔涳細FR1=FR2=1129N
鏍規嵁璇炬湰P265錛11-12錛夊緱杞存壙鍐呴儴杞村悜鍔
FS=0.63FR 鍒橣S1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) 鈭礔S1+Fa=FS2 Fa=0
鏁呬換鎰忓彇涓絝涓哄帇緔х錛岀幇鍙1絝涓哄帇緔х
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鏍規嵁璇炬湰P265琛錛14-14錛夊緱e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)璁＄畻褰撻噺杞借嵎P1銆丳2
鏍規嵁璇炬湰P264琛錛14-12錛夊彇f P=1.5
鏍規嵁璇炬湰P264錛14-7錛夊紡寰
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5脳(1脳1129+0)=1693.5N
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(5)杞存壙瀵垮懡璁＄畻
鈭礟1=P2 鏁呭彇P=1693.5N
鈭墊繁娌熺悆杞存壙蔚=3
鏍規嵁鎵嬪唽寰6206鍨嬬殑Cr=19500N
鐢辮炬湰P264錛14-5錛夊紡寰
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鈭撮勬湡瀵垮懡瓚沖
涓冦侀敭鑱旀帴鐨勯夋嫨鍙婃牎鏍歌＄畻
1錛庢牴鎹杞村緞鐨勫昂瀵革紝鐢盵1]涓琛12-6
楂橀熻醬(涓誨姩杞)涓嶸甯﹁疆鑱旀帴鐨勯敭涓猴細閿8脳36 GB1096-79
澶ч嬌杞涓庤醬榪炴帴鐨勯敭涓猴細閿 14脳45 GB1096-79
杞翠笌鑱旇醬鍣ㄧ殑閿涓猴細閿10脳40 GB1096-79
2錛庨敭鐨勫己搴︽牎鏍
澶ч嬌杞涓庤醬涓婄殑閿 錛氶敭14脳45 GB1096-79
b脳h=14脳9,L=45,鍒橪s=L-b=31mm
鍦嗗懆鍔涳細Fr=2TII/d=2脳198580/50=7943.2N
鎸ゅ帇寮哄害錛 =56.93<125~150MPa=[蟽p]
鍥犳ゆ尋鍘嬪己搴﹁凍澶
鍓鍒囧己搴︼細 =36.60<120MPa=[ ]
鍥犳ゅ壀鍒囧己搴﹁凍澶
閿8脳36 GB1096-79鍜岄敭10脳40 GB1096-79鏍規嵁涓婇潰鐨勬ラゆ牎鏍革紝騫朵笖絎﹀悎瑕佹眰銆
鍏銆佸噺閫熷櫒綆變綋銆佺辯洊鍙婇檮浠剁殑璁捐¤＄畻~
1銆佸噺閫熷櫒闄勪歡鐨勯夋嫨
閫氭皵鍣
鐢變簬鍦ㄥゅ唴浣跨敤錛岄夐氭皵鍣錛堜竴嬈¤繃婊わ級錛岄噰鐢∕18脳1.5
娌歸潰鎸囩ず鍣
閫夌敤娓告爣灝篗12
璧峰悐瑁呯疆
閲囩敤綆辯洊鍚婅熾佺卞駭鍚婅.
鏀炬補鋙哄
閫夌敤澶栧叚瑙掓補濉炲強鍨鐗嘙18脳1.5
鏍規嵁銆婃満姊拌捐″熀紜璇劇▼璁捐°嬭〃5.3閫夋嫨閫傚綋鍨嬪彿錛
璧風洊鋙洪拤鍨嬪彿錛欸B/T5780 M18脳30,鏉愭枡Q235
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⑶ 減速器的設計步驟
1、仔細閱讀和研究設計任務書，明確設計要求，分析原始數據和工作條件，擬定傳動；
2、裝專置的總體方案屬；
3、選擇電動機，確定其形式、轉速和功率；
4、計算傳動裝置的總傳功比和分配各級傳動比；
5、計算各軸的轉速、功率和扭矩；
6、通過汁算確定開式傳動（三角帶傳動、鏈傳動或齒輪傳動)的主要參數和尺寸;
7、通過計算確定閉式傳功(齒搶傳幼或蝸桿傳功〕的主要參數和尺寸；
8、初算各軸的直徑，據此進行各軸的結鉤設計;
9、初定軸承的型號和跨距，分析物上的載荷，計算支點反力，通過軸承的壽命計算 ；
10、最後確定其型號；
11、選擇聯軸器和鏈聯接；
12、驗算軸的復合強度和安全系數；
13、繪制減速機裝配圖和零件工作圖；
14、整理和編寫設計計算說明書。
⑷ 鏈式輸送機傳動裝置的設計
1.1 設計題目： 設計鏈式輸送機傳動裝置 1.2 已知條件：
1. 輸送鏈牽引力 F=4.5 kN ;
2. 輸送鏈速度 v=1.6 m/s（允許輸送帶速度誤差為 5%）； 3. 輸送鏈輪齒數 z=15 ； 4. 輸送鏈節距 p=80 mm；
5. 工作情況：兩班制，連續單向運轉，載荷平穩，室內工作，無粉塵； 6. 使用期限：20年； 7. 生產批量：20台；
8. 生產條件：中等規模機械廠，可加工6-8級精度齒輪和7-8級精度蝸輪； 9. 動力來源：電力，三相交流，電壓380伏；
10．檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。
驗收方式：
1．減速器裝配圖；（使用AutoCAD繪制並列印為A1號圖紙） 2．繪制主傳動軸、齒輪圖紙各1張； 3．設計說明書1份。