《機(jī)械設(shè)計(jì)課程 設(shè)計(jì)說(shuō)明書帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置（含全套圖紙）》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程 設(shè)計(jì)說(shuō)明書帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置（含全套圖紙）（36頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。
1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書CAD圖紙，聯(lián)系QQ153893706設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)單位：工程學(xué)院 05機(jī)制（3）班設(shè)計(jì)者： 學(xué)號(hào)： 指導(dǎo)教師： 目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù) 第 2 頁(yè)二、各主要部件選擇 第 2 頁(yè)三、選擇電動(dòng)機(jī) 第 3 頁(yè)四、計(jì)算總的傳動(dòng)比并分配各級(jí)傳動(dòng)比 第 3 頁(yè)五、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 第 4 頁(yè)六、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 第 5 頁(yè)七、設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪 第 7 頁(yè) 八、設(shè)計(jì)低速級(jí)圓柱直齒傳動(dòng) 第 11 頁(yè) 九、軸的設(shè)計(jì)與校核 第 15 頁(yè)十、軸承的校核 第 27 頁(yè)十一、鍵的選擇和校核及聯(lián)軸器的選擇 第 28 頁(yè)十二、減速器潤(rùn)滑方式及密封種類的選擇 第 29 頁(yè)十三、
2、箱體的設(shè)計(jì) 第 30頁(yè)十四、減速器附件的設(shè)計(jì) 第 31頁(yè)十五、設(shè)計(jì)小結(jié) 第 32頁(yè)十六、參考文獻(xiàn) 第 32頁(yè)一、設(shè)計(jì)任務(wù)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置 給定條件：由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，輸送帶的牽引力為6000N，輸送帶速度為0.45m/s，提升機(jī)鼓輪直徑為300mm。自定條件：工作壽命8年（設(shè)每年工作300天），每日工作16小時(shí)，帶式輸送機(jī)工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。減速器類型選擇：選用展開式兩級(jí)圓柱齒輪減速器。特點(diǎn)及應(yīng)用：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪相對(duì)于軸承的位置不對(duì)稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級(jí)齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷
3、分布不均勻的現(xiàn)象。，高速級(jí),低速級(jí)均做成直齒。整體布置如下： 圖示1電動(dòng)機(jī),2 V型帶, ,3減速器,4高速齒輪傳動(dòng),5低速齒輪傳動(dòng), 6為聯(lián)軸器7.輸送帶鼓輪 0電動(dòng)機(jī)軸，I輸入軸，II中間軸，III輸出軸，IV卷筒軸. 輔助件有:觀察孔蓋,油標(biāo)和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.二、各主要部件選擇目的過(guò)程分析備注動(dòng)力源三相交流電電動(dòng)機(jī)齒輪直齒經(jīng)濟(jì)。高速級(jí)，低速級(jí)均做成直齒軸承輸入軸（1軸）和中間軸（2軸）有一定的軸向力，輸出軸（3軸）的軸向力較小。圓錐滾子軸承和深溝球軸承聯(lián)軸器經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性并存彈性聯(lián)軸器三、選擇電動(dòng)機(jī)、 選擇電動(dòng)機(jī)的類型按照
4、工作要求選擇全封閉自扇冷式籠形三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓380，系列。、 查表確定各部分的效率為：V型帶傳動(dòng)，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（4對(duì)）,閉式齒輪傳動(dòng)效率3=0.97，連軸器效率 ,傳動(dòng)滾筒效率代入得：傳動(dòng)的總效率為：電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： KW K=60000.45/1000 KW=2.7 KWPd=2.7/0.825KW =3.27 KW、 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速滾動(dòng)軸工作轉(zhuǎn)速：n=601000V/D=6010000.45/(300)=28.66 r/min通常，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比常用范圍 ,二級(jí)圓柱齒輪減速器為,則總傳動(dòng)比的范圍,古電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=(16160)28.66r/min=(45945
5、86)r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750，1000,1500和3000r/min，但由于750 r/min型電動(dòng)機(jī)的尺寸過(guò)大，重量較重，且價(jià)格高，不可取。所以在1000 r/min,1500 r/min和3000r/min三種中選取，見下表：方案電 動(dòng) 機(jī)型 號(hào)額定功率（KW）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n（r/min）電 動(dòng) 機(jī)質(zhì)量kg參考價(jià)格總傳動(dòng)比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y112M-24300028904591094.542Y112M-4415001440 4991847.113Y132M1-64100096075143331.40 方案1電動(dòng)機(jī)重量輕,價(jià)格便宜.但總的傳動(dòng)比大,傳動(dòng)裝置處廓尺寸大.制造成
6、本高.結(jié)構(gòu)不緊湊,故不可取.而方案2與方案3相比較.綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸重量?jī)r(jià)格以及總的傳動(dòng)比,可以看出,選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y112M-4四、計(jì)算總的傳動(dòng)比并分配各級(jí)傳動(dòng)比由選擇的電動(dòng)機(jī)滿載傳速=1440 r/min，工作機(jī)的轉(zhuǎn)速28.66r/min，得轉(zhuǎn)動(dòng)裝的總傳動(dòng)比為： ia=/=1440/28.66=50.24分配傳動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比 V型傳動(dòng)帶的傳動(dòng)比,則減速器的傳動(dòng)i為i=50.24/3=16.7 取兩級(jí)援助齒輪減速器,高速級(jí)的傳動(dòng)比 則低速級(jí)的傳動(dòng)比 五、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)將傳動(dòng)裝置中各軸從高速軸到低速軸依次編號(hào)為0軸（電機(jī)軸），1軸，2軸，相鄰兩軸之間的傳動(dòng)比為,
7、相鄰兩軸間的傳動(dòng)效率為,各軸輸入功率為,各軸的轉(zhuǎn)速為,各軸輸入轉(zhuǎn)矩為,.電動(dòng)機(jī)的輸出功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)距分別為：=Pd r/min T0 = 9550P0/n00軸（電機(jī)軸）=3.27KW r/min=9550/=21.71軸(高速軸) = =0.963.27=3.14 KW r/min=95503.14/480=62.52軸(中間軸)=3.140.990.97=2.68KW=480/4.835=99.3 r/min=95502.68/99.3=2583軸（低速軸）=2.680.990.97=2.57 KW =99.3/3.454=28.7 r/min=95502.57/28.7=8554軸（滾筒
8、軸）P4=0.990.99=2.52 KWn4=28.7/1=28.7 r/minT4=95502.52/28.7=83913軸的輸出功率和輸出轉(zhuǎn)矩則分別為個(gè)軸的輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率=0.99 04軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果加以匯總，列出表格，如下： 軸 名功 率P（KW）轉(zhuǎn) 矩T（）轉(zhuǎn) 速n（r/min）傳 動(dòng) 比效 率輸入功率輸出功率輸入轉(zhuǎn)矩輸出轉(zhuǎn)矩電機(jī)軸3.2721.71440高速軸3.143.1162.561.948030.96中間軸2.682.6525825599.34.8350.96低速軸2.572.5485584628.73.4540.96卷筒軸2.522.4983983
9、128.710.98六、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算普通V型帶的設(shè)計(jì)(減速器外的傳動(dòng)零件設(shè)計(jì))1.確定計(jì)算功率查表得工作情況系數(shù)=1.1故=P=1.23.27KW=3.9KW2.選擇V帶的類型根據(jù), 選用A型 =1440r/min3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速V1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 =90mm2)驗(yàn)算帶速V V=m/s=6.78m/s因?yàn)?m/sV)min8.計(jì)算壓軸力 壓軸力的最小值為()min=2Z)min*sin=23161sinN=951N9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)) 由以上計(jì)算，查課本表8-10可知輪槽尺寸：基準(zhǔn)寬度=11mm，基準(zhǔn)線上槽深=2.75mm，基準(zhǔn)線下槽深=8.7mm，槽間距e=15m
10、m，槽邊距=mm，輪緣厚=6mm；由公式帶輪寬度B=(z-1)e+2f得，帶輪寬度B=48mm2) 查表8-1可得V帶截面尺寸：頂寬b=13.0mm，節(jié)寬=11.0mm，高度h=8.0mm，楔角=40，每米質(zhì)量q=0.10 kg/m，截面面積A=81由公式帶輪外徑，所以有主動(dòng)輪外徑從動(dòng)輪外徑七.設(shè)計(jì)高速級(jí)圓柱直齒傳動(dòng)目的設(shè)計(jì)過(guò)程備注選定齒輪精度等級(jí)、材料及齒數(shù)） 選用級(jí)精度） 由表選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差為40HBS。） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)取兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪，所以壓力角目的過(guò)程分析備注按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算
11、公式進(jìn)行試算，即） 確定公式各計(jì)算數(shù)值（） 試選載荷系數(shù)（） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（） 由表選取齒寬系數(shù)（） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)（） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（）由式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)（）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得） 計(jì)算（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值0.99 為中間軸軸承的效率4.871為第二級(jí)傳動(dòng)比代入中的較小值是為了使得出的d偏大，使齒輪更安全按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)（） 計(jì)算圓周速度v （） 計(jì)算齒寬（） 計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 （） 計(jì)算載荷系數(shù)K根據(jù)，
12、級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載荷系數(shù)直齒輪齒間載荷分配系數(shù)由表查得使用系數(shù)由表查得由圖1查得=1.34故載荷系數(shù)（）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計(jì)算模數(shù)小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置是按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)時(shí)使用的齒向載荷分布系數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)） 確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值（） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限（） 由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，安全系數(shù)為S=1.4，由式得（） 計(jì)算載荷系數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得（）計(jì)算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設(shè)計(jì)計(jì)算圓整為
13、標(biāo)準(zhǔn)值2.0。是按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)時(shí)使用的齒向載荷分布系數(shù)確定mn時(shí)取較大的，安全。兩對(duì)直齒的模數(shù)2.0。目的分析過(guò)程備注按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)取齒數(shù)幾何尺寸計(jì)算） 計(jì)算分度圓直徑） 計(jì)算齒頂圓直徑） 計(jì)算齒根圓直徑 ） 計(jì)算中心距） 計(jì)算齒寬取分度圓直徑：齒頂圓直徑：，所以，小直齒輪做成實(shí)心式齒輪，大直齒輪做成腹板式齒輪齒根圓直徑：中心距齒寬八.設(shè)計(jì)低速級(jí)圓柱直齒傳動(dòng)目的設(shè)計(jì)過(guò)程備注選定齒輪精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1)選用級(jí)精度2 )由表選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火,齒面硬度為48-55HBR3)選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取兩齒輪均為
14、標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪，所以壓力角按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即1 )確定公式各計(jì)算數(shù)值(1)試選載荷系數(shù)(2)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(3)由表選取齒寬系數(shù)(4)由表查得材料的彈性影響系數(shù)(5)由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（）由式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)（）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得0.99 為中間軸軸承的效率4.871為第二級(jí)傳動(dòng)比按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)2 )計(jì)算(1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值(2)計(jì)算圓周速度v (3)計(jì)算齒寬(4)計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 (5)計(jì)算
15、載荷系數(shù)K根據(jù)，級(jí)精度，由圖查得動(dòng)載荷系數(shù)齒間載荷分布系數(shù)，由表查得由表查得使用系數(shù)由表查得齒合載荷分布系數(shù) 由圖2查得故載荷系數(shù)）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得）計(jì)算模數(shù)代入中的較小值是為了使得出的d偏大，使齒輪更安全小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置是按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)時(shí)使用的齒向載荷分布系數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為1)確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值(1)由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限(2)由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù) (3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1.4，由式得(4)計(jì)算載荷系數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù)
16、由表查得（）計(jì)算大小齒輪的，并比較小齒輪的數(shù)據(jù)大2)設(shè)計(jì)計(jì)算是按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)時(shí)使用的齒向載荷分布系數(shù)確定mn時(shí)取較大的，安全。按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值2.5。按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)取=83兩對(duì)直齒的模數(shù)2.5。齒數(shù)幾何尺寸計(jì)算1)計(jì)算分度圓直徑2)計(jì)算齒頂圓直徑3)計(jì)算齒根圓直徑 4)計(jì)算中心距5)計(jì)算齒寬取分度圓直徑：齒頂圓直徑：，所以，小直齒輪做成實(shí)心式齒輪，大直齒輪做成腹板式齒輪齒根圓直徑：中心距齒寬九軸的設(shè)計(jì)與校核箱體的總體結(jié)構(gòu)、 輸入軸的設(shè)計(jì)1 .選擇軸的材料選取45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本P355表51查得，其硬度為HBS220，抗拉強(qiáng)度極限B64
17、0MPa，屈服強(qiáng)度極限s355MPa，彎曲疲勞極限1275MPa，剪切疲勞極限1155MPa，許用彎應(yīng)力1=60MPa2初步估算軸的最小直徑1)輸入軸的功率,轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩 =3.11kw =480r/min =61 900N/mm 2)初步估算軸的最小直徑 取A0112 取21mm3 .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)） 擬定軸上零件的裝配方案軸段-裝配帶輪，軸段-裝配軸承端蓋，軸段-裝配軸承，軸段-作為定位軸肩，軸段-裝配齒輪，軸段-裝配定位套筒和軸承。） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。1) d21mm L=68mm2) 為了滿足帶輪定位 d=26mm 3) 初選滾動(dòng)軸承 因軸承只受有徑向力的作用.和
18、 d=26mm 故選擇深溝槽軸承6006查機(jī)械手冊(cè)dDT =30mm55 mm13mm. 所以，dd30mm，兩端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，定位套筒同時(shí)也是齒輪的定位，套筒兩節(jié)應(yīng)比安裝滾動(dòng)軸承處和安裝齒輪處的軸直徑分別要高出一點(diǎn)點(diǎn)(c）取安裝齒輪處的軸段-和-的直徑： d-= d-= D1=34mm為了使套筒的端面更可靠的壓緊齒輪，軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，因?yàn)檩嗇瀸挾萣1=60mm,可以?。篖-58mm。齒輪的右端由套筒定位，左端由軸的端面定位，由h=(0.070.1)d取h=4mm,所以 ：d=42mm 。軸環(huán)寬度b1.4h，所以：L12 （d）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=10,滾動(dòng)軸承T=
19、13,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm則可計(jì)算：L-=T+a+s+(60-58)=13+8+10+2=33mm為了齒輪1與齒輪2裝配對(duì)齊L=12+65+13+8-12=86（e）軸段-應(yīng)比軸承長(zhǎng)一點(diǎn)，?。篖-=13+2=15mm（f）根據(jù)軸承端蓋的裝折及便于軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離大于30mm，故取L-=50mm（f）為了齒輪1與齒輪2裝配對(duì)齊，L-=10各軸段設(shè)計(jì)參數(shù)表-d(mm)21263034423430L(mm)685015861258333223). 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)結(jié). 按d- =21mm
20、，帶輪寬度B=48mm由表6-1查得平鍵截面bh=6mm6mm (鍵寬和鍵高), 長(zhǎng)度L =21.6mm 按d- =34mm，L-=58mm由表6-1查得平鍵截面bh=10mm8mm (鍵寬和鍵高), 長(zhǎng)度L =50mm， 因?yàn)辇X輪不在軸端,故采用平頭平鍵,聯(lián)軸器裝配采用平鍵， 4) . 確定軸上圓角和倒角尺寸（參考表15-2）取、和處倒圓角R=2取、和處的倒角為C=245（5）求軸上的載荷 作用在齒輪上的力圓周力 Ft1=2293N 徑向力 Fr1= tanFt1= N軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸空間受力及簡(jiǎn)圖軸的彎距扭距圖(在一頁(yè))：AB=179mm， BC=44.5mm ， AC=134.5 mm，
21、BD=279.5mm 從軸的彎矩扭距圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面.計(jì)算出截面C處的彎矩M如下: （6）按彎距合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面,即危險(xiǎn)截面C強(qiáng)度. 當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，取=0.6 ，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，軸的計(jì)算應(yīng)力根據(jù)式（15-5）及上述數(shù)據(jù)，并取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力： = 前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得：-1=60 MPa，則ca-1=60 MPa，故安全2、軸的設(shè)計(jì)1 .選擇軸的材料選取45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本P355表51查得，其硬度為HBS220，抗拉強(qiáng)度極限B640MPa，
22、屈服強(qiáng)度極限s355MPa，彎曲疲勞極限1275MPa，剪切疲勞極限1155MPa，許用彎應(yīng)力1=60MPa2初步估算軸的最小直徑1)輸入軸的功率,轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩 =2.65kw =99.3r/min =255000N/mm 2)初步估算軸的最小直徑 取A0112（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬定軸上零件的裝配方案：軸段-和-裝配定位套筒和軸承，軸段-和-裝配齒輪裝配軸承。 ）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度查手冊(cè)，根據(jù)d2min=33.5mm 選用深溝滾動(dòng)軸承6007 dDT =35mm62 mm14mm. 所以，d-=d-=35mm兩端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，定位套筒同時(shí)也是齒輪的定位
23、，套筒兩節(jié)應(yīng)比安裝滾動(dòng)軸承處和安裝齒輪處的軸直徑分別要高出一點(diǎn)點(diǎn)（b）取安裝齒輪處的軸段-和-的直徑： d-=d-=45mm為了使套筒的端面更可靠的壓緊齒輪，軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，因?yàn)檩嗇瀸挾萣2=54mm,b3=65mm,可以?。?L-63mm，L-52。齒輪的右端由套筒定位，左端由軸的端面定位，由h=(0.070.1)d取h=4mm,所以 ：d-=48mm 。兩齒輪之間距為15mm，所以： （c）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離為a =10mm, 考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm, 軸承段軸長(zhǎng)應(yīng)比軸承寬大一點(diǎn)，取2mm則可計(jì)算： （d）總體長(zhǎng)度： 軸2
24、計(jì)參數(shù)表-d(mm)3545524535L(mm)39631552392083). 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)結(jié). 按d-=d-=40mm由表6-1查得平鍵截面bh=14mm9mm (鍵寬和鍵高), 按 L-=63mm ，L- =52mm，由表6-1取平鍵長(zhǎng)度L1 =57mm，L2 =44mm4) . 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2 ,取、和處倒角為C=245取軸肩和處倒圓角R=1.245（5）求軸上的載荷作用在齒輪上的力 齒輪2所受的圓周力大小等于齒輪1所受的圓周力大?。篎t2=Ft1=2293N齒輪2的徑向力大小等于齒輪2的徑向力大?。篎r2=Fr1= tan
25、Ft1= N齒輪3所受的圓周力：Ft3 =8500N齒輪3的徑向力：Fr3= tanFt3= N軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸空間受力及簡(jiǎn)圖軸的彎距扭距圖(見下頁(yè))：AB=55mm， BC=74.5mm ， CD=60.5mm，AC=129.5mm， DB=135mm AD=190mm 從軸的彎矩扭距圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面.計(jì)算出截面C處的彎矩M如下: （6）按彎距合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面,即危險(xiǎn)截面C強(qiáng)度. 當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，取=0.6 ，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，軸的計(jì)算應(yīng)力查表15-4，軸的抗彎截面系數(shù)根據(jù)式（15-5）及
26、上述數(shù)據(jù)，并取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力： = 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60 MP 因此=60 MP，故安全3、軸的設(shè)計(jì)1 .選擇軸的材料選取45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本P355表51查得，其硬度為HBS220，抗拉強(qiáng)度極限B640MPa，屈服強(qiáng)度極限s355MPa，彎曲疲勞極限1275MPa，剪切疲勞極限1155MPa，許用彎應(yīng)力1=60MPa2初步估算軸的最小直徑1)輸入軸的功率,轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩 =2.54kw =28.7r/min =846000N/mm 2)初步估算軸的最小直徑 取A0112（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬定軸上零件的裝配方案：軸段-裝配定位套筒和軸承，軸段
27、-裝配齒輪，軸段-作為定位軸肩，軸段-裝配軸承，軸段-裝配軸承端蓋，軸段-裝配聯(lián)軸器。 ）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度（a）選擇聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3，查表14-1取KA=1.3。T ca =1.3846000= 1099800Nmm=1099.8Nm查手冊(cè)選用YL11凸緣聯(lián)軸器，其公稱直徑為125000所以d=48mm， 半連軸器長(zhǎng)度L=112,半聯(lián)軸器與軸配合的轂控長(zhǎng)度L1=84mm因連軸器L84mm，為了保證軸端擋圈不壓在軸的端面上，故段上的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，?。篖82mmb）為了滿足半連軸器的軸向定位 d=52mmc）初步選擇滾動(dòng)軸承 選取一對(duì)深溝球軸承
28、，它能在較高轉(zhuǎn)速下正常工作查手冊(cè)，根據(jù)d=52mm 選用深溝滾動(dòng)軸承6011 dDT =55mm95 mm18mm. 所以，d=d=55mm兩端滾動(dòng)軸承采用套筒進(jìn)行軸向定位，定位套筒同時(shí)也是齒輪的定位，套筒兩節(jié)應(yīng)比安裝滾動(dòng)軸承處和安裝齒輪處的軸直徑分別要高出一點(diǎn)點(diǎn)軸肩定位d-= D1=60mmc）取安裝齒輪處的軸段-的直徑：d-=60mm為了使套筒的端面更可靠的壓緊齒輪，軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，因?yàn)檩嗇瀸挾萣4=60mm,可以取：L-56mm。齒輪的左端由套筒定位，左端由軸的端面定位，由h=(0.070.1)d取h=5mm,所以 ：d-=66mm 。軸環(huán)寬度b1.4h，所以：L-12mm （d）
29、齒輪4寬度中心應(yīng)與齒輪3的寬度中心對(duì)齊，即齒輪4距箱體內(nèi)壁之距離 a =13+（65-60）/2=15.5mm, 考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,考慮與軸2長(zhǎng)度對(duì)齊，取s=8mm, 則可計(jì)算： L-T+2+s+a+4=18+2+8+15.5+4=47.5mm（e）軸段-應(yīng)比軸承長(zhǎng)一點(diǎn)，?。篖-=18+2=20mm（f）根據(jù)軸承端蓋的裝折及便于軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離大于30mm，故取L-=50mm（f）為了齒輪4與齒輪3裝配對(duì)齊：L-=(65-60)/2+12+60+10+8-12=80.5（g）各軸段長(zhǎng)度：-d(mm)5
30、5606660555248L(mm)47.5561280.52050823483). 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)結(jié).按d-=60 mm，由表6-1查得平頭普通平鍵截面bh=18mm11mm (鍵寬和鍵高) ，按L-=56mm，查得鍵長(zhǎng)L =50mm按d-=48mm，查表6-1得圓頭普通平鍵截面bh=14mm9mm (鍵寬和鍵高) ，按L-=82mm，查得鍵長(zhǎng)L =70mm4) . 確定軸上圓角和倒角尺寸（參考表15-2）取和處的倒角為C=245取、和處倒圓角為R2（5）求軸上的載荷作用在齒輪上的力 齒輪3所受的圓周力： Ft3=8550N 齒輪3的徑向力： Fr3=30
31、94 N軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸空間受力及簡(jiǎn)圖軸的彎距扭距圖(見下頁(yè))：AB=207mm， BC=56mm ， AC=151 mm， 從軸的彎矩扭距圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面.計(jì)算出截面C處的彎矩M如下: （6）按彎距合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面,即危險(xiǎn)截面C強(qiáng)度.當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力時(shí)，取=0.6 ，根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)值，軸的計(jì)算應(yīng)力查表15-4，軸的抗彎截面系數(shù)根據(jù)式（15-5）及上述數(shù)據(jù)，并取a=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力： = 前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得：-1=60 MPa，則ca-1=60 MPa，故
32、安全1）判斷危險(xiǎn)截面截面B、D只受扭，雖然鍵槽、軸肩、及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面B、D均無(wú)須校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度影響來(lái)看，截面處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面和的應(yīng)力集中的影響接近，但截面不受扭矩作用，故不必校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面、顯然更不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)必過(guò)盈配合的小，而且，段的直徑比段的直徑大，因而該軸只需校核截面左側(cè)即可。2
33、)截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)W0.1d30.160321600mm3抗扭截面系數(shù)WT0.2d30.260343200mm3截面左側(cè)的彎距M為M截面上的扭距為T846000Nmm截面上的彎曲應(yīng)力b 截面上的扭轉(zhuǎn)切力T軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表151查得b 640MPa ，1 275MPa ，1155MPa 。截面上用于軸間而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及,按附表3-2查取.因?yàn)閞/d=2.0/60=0.033,D/d=66/60=1.1,經(jīng)插值后查得 =2.0,=1.33又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 =0.82 =0.85故有效應(yīng)力集中系數(shù) =1+()=1+0.82(2.0-1)=1.8
34、2 =1+=1+0.85(1.33-1)=1.28由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.69; 由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.84軸按磨削加工，質(zhì)量系數(shù)如上為0.92故得綜合系數(shù)值為K K 由課本31及32得炭鋼得特性系數(shù)0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)Sca值得: 故該軸在截面左側(cè)的強(qiáng)度是足夠的。因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。各傳動(dòng)軸總體方案軸 軸段-總長(zhǎng)軸d(mm)21263034423430L(mm)68501586125833322軸d(mm)3545524535L(mm)3963155239208軸d(mm)5
35、5606660555248L(mm)47.5561280.5205082378十、軸承的校核1、高速軸（軸）上兩個(gè)深溝球軸承的校核 由軸受力圖可知兩軸承的最大徑向負(fù)荷： p=1277N 軸承轉(zhuǎn)速: n=480r/min 預(yù)期壽命: 所選的6006型深溝球軸承，其具有的基本額定動(dòng)載荷為C=13.2KN。計(jì)算軸承承受的動(dòng)載荷為：，所以安全。 2、中間軸（軸）上兩個(gè)深溝球軸承的校核 已知兩軸承的徑向負(fù)荷： p=1867N 軸承轉(zhuǎn)速: n=99.3r/min 預(yù)期壽命: 所選的6007型深溝球軸承，其具有的基本額定動(dòng)載荷為C=16.2KN。計(jì)算軸承承受的動(dòng)載荷為：，所以安全。3、低速軸（軸）上兩個(gè)深溝
36、球軸承的校核已知兩軸承的徑向負(fù)荷： p=1937N 軸承轉(zhuǎn)速: n=28.7r/min 預(yù)期壽命: 由所選的類型6011型深溝球軸承，其具有的基本額定動(dòng)載荷為C=30.2KN。計(jì)算軸承承受的動(dòng)載荷為：，所以安全。十一、軸上所用鍵的設(shè)計(jì)和校核材料：45號(hào)鋼，查表得許用應(yīng)力1、高速軸（軸）（1）帶輪與軸聯(lián)接的鍵: 根據(jù)帶輪要求，采用半圓鍵槽，鍵槽用盤銑刀銑出， 鍵的參數(shù)：bhd1=5.0mm9.0mm22mm鍵的工作長(zhǎng)度l=L =21.6mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm由式(6-1)可得: =MP60.7MP，所以安全。（2）與高速級(jí)大齒輪相結(jié)合的鍵齒輪傳動(dòng)要求齒輪與軸的對(duì)中性好
37、，故選擇A型平鍵聯(lián)接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出鍵的參數(shù)：bhL =10mm8mm50mm；鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=50-8=42mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm由式(6-1)可得:= MP=21.7MP，所以安全。2、中間軸（軸）（1）齒輪2與軸聯(lián)接的鍵齒輪傳動(dòng)要求齒輪與軸的對(duì)中性好，故選擇A型平鍵聯(lián)接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出鍵的參數(shù)：bhL =14mm9mm57mm鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=57-14=43mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm由式(6-1)可得:= MP58.6MP，所以安全。（2）齒輪3與軸聯(lián)接的鍵齒輪傳動(dòng)要求齒輪與軸的對(duì)中性好，故選擇A型平鍵聯(lián)接，鍵槽用
38、鍵槽銑刀銑出鍵的參數(shù)：bhL =14mm9mm44mm鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=44-14=30mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm由式(6-1)可得: = MP84MP，所以安全。3、低速軸（軸）（1）齒輪4與軸聯(lián)接的鍵齒輪傳動(dòng)要求齒輪與軸的對(duì)中性好，故選擇B型平鍵聯(lián)接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出鍵的參數(shù)：bhL =18mm11mm50mm鍵的工作長(zhǎng)度l=L=50鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=5.5mm由式(6-1)可得:= MP=102.5 MP。所以安全（2）軸與聯(lián)軸器聯(lián)接的鍵齒輪傳動(dòng)要求齒輪與軸的對(duì)中性好，故選擇B型平鍵聯(lián)接，鍵槽用鍵槽銑刀銑出鍵的參數(shù)：bhL =14mm9m
39、m70mm鍵的工作長(zhǎng)度l=L=70鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm由式(6-1)可得:= MP111.9 MP，所以安全。十二 潤(rùn)滑與密封方式的選擇1、滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑方式的選擇軸深溝球軸承：dn=30480=1.44mmr/mir 查表13-10 采用脂潤(rùn)滑方式軸深溝球軸承：dn=3599.3=0.35104mmr/mir查表13-10 采用脂潤(rùn)滑方式。軸深溝球軸承：dn=5528.7=0.16104mmr/mir 查表13-10 采用脂潤(rùn)滑方式。2、潤(rùn)滑油的選擇（1）軸承潤(rùn)滑脂由于減速器是在常溫下連續(xù)工作，載荷平穩(wěn)，環(huán)境有輕度粉塵，采用的是深溝球軸承，適宜選用用于低速、重載的滾動(dòng)
40、軸承的4號(hào)鈣基潤(rùn)滑脂（GB49187）（2）減速器齒輪箱潤(rùn)滑油齒輪1圓周速度：齒輪2圓周速度：齒輪3圓周速度：齒輪4圓周速度：平均圓周速度：按教材表10-12取潤(rùn)滑油粘度值：v/cSt(40 oC)=240查教材表10-11 選用工業(yè)齒輪油（SY117288）牌號(hào)為2203、密封方式的選擇為防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質(zhì)、灰塵等侵入軸承室，由于軸圓周速度較低，因此采用氈圈式油封。十三 箱體的設(shè)計(jì)箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)通常用HT200灰鑄鐵鑄造而成。參考機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表4-6計(jì)算得箱體各主要結(jié)構(gòu)尺寸。表5-1減速器鑄鐵箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸序號(hào)代號(hào)名稱二級(jí)減速器型式1箱體壁厚=0.025a+3=0.025133.7
41、5+3=6.3mm21箱蓋壁厚1=0.85=5.48， 取6mm3b箱座凸緣厚度b =1.5=9.5mm4b1箱蓋凸緣厚度b1=1.511.569mm5b2箱座底凸緣厚度b2=2.5=15.8mm6df地腳螺栓直徑df =0.047133.75814.3mm7n地腳螺栓數(shù)目n48d1軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75df 11mm9d2箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d=(0.50.6)d=7.9mm10d3、n 軸承端蓋螺釘直徑及數(shù)目d3n軸8mm4軸8mm4軸12mm611d4窺視孔蓋螺釘直徑d48mm12c1 、c2c1c2df到外箱壁距離df至凸緣邊緣距離26mm24mmd1到外箱壁距離22mm20
42、mmd2到外箱壁距離d2至凸緣邊緣距離16mm14mm13D2軸承座外徑軸92mm軸102mm軸170mm14L1箱外壁至軸承座端面距離L1= c1 +c2+（58）=mm15m1 ，m箱蓋箱座肋厚m1=7mm ， m =7.3mm16大齒輪頂圓與箱內(nèi)壁距離10.5mm17齒輪端面與箱內(nèi)壁距離=16mm十四減速器附件的設(shè)計(jì)（一） 觀察孔蓋由于減速器屬于中小型，查表確定尺寸如下檢查孔尺寸(mm)檢查孔蓋尺寸(mm)BLb1L1b2L2R孔徑d4孔數(shù)n681201001508413556.54（二） 通氣器：設(shè)在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出，現(xiàn)選通氣塞。查表確定尺寸如下：DDD1SLlad1M201
43、.53025.422281546（三） 游標(biāo)：選游標(biāo)尺，為穩(wěn)定油痕位置，采用隔離套。查表確定尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M1241262810642016（四） 油塞dD0LhbDSed1HM181.52527153282124.215.82（五） 吊環(huán)螺釘：dd1Dd2h1lhr1ra1d3abD2h2d1M1614343412283161613416224.562（六） 定位銷：為保證箱體軸承座的鏜制和裝配精度，需在箱體分箱面凸緣長(zhǎng)度方向兩側(cè)各安裝一個(gè)圓錐定位銷。定位銷直徑d=(0.70.8)d2, d2為凸緣上螺栓直徑，長(zhǎng)度于分箱面凸緣總厚度。(七) 起蓋螺釘：為便于開啟箱蓋，
44、在箱蓋側(cè)邊凸緣上安裝一個(gè)起蓋螺釘，螺釘螺紋段要高出凸緣厚度，螺釘端部做成圓柱形。十五 設(shè)計(jì)小結(jié) 這次課程設(shè)計(jì)為期三個(gè)星期,經(jīng)過(guò)三個(gè)星期的努力.發(fā)現(xiàn)機(jī)械的設(shè)計(jì)不單單抄一下書本.理解就可以.還要根據(jù)實(shí)際來(lái)思考問題.要有統(tǒng)籌兼顧的思想.只見樹木,不見森林是設(shè)計(jì)好壞的關(guān)鍵.以下是我從設(shè)計(jì)中得到的體會(huì).1. 在整個(gè)設(shè)計(jì)的過(guò)程中，數(shù)據(jù)的計(jì)算是一個(gè)龐大的工程，等到設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)計(jì)算出來(lái)以后，在進(jìn)行校核以后，才發(fā)現(xiàn)原先的設(shè)計(jì)構(gòu)想不符合要求，所以就要重新計(jì)算一次，在多次修改以后，才得到比較理想的設(shè)計(jì)結(jié)果。2. 課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)很多模糊的對(duì)象。很多數(shù)據(jù)并不是都有章可循，必須按照自己的經(jīng)驗(yàn)給與靈活處理。所以，在設(shè)計(jì)過(guò)程中，
45、我懂得了如何去把握主次。我們只要達(dá)到我們預(yù)先的設(shè)計(jì)目標(biāo)，我們就可以完成我們的任務(wù)。3.機(jī)械設(shè)計(jì)是一門綜合性的任務(wù).所涉及的科目不單單是機(jī)械設(shè)計(jì),機(jī)械原理這兩門課程,還有材料力學(xué).機(jī)械制圖等等的知識(shí).從設(shè)計(jì)的過(guò)程中.可以把以前的基礎(chǔ)知識(shí)再?gòu)?fù)習(xí)一遍,從理論上升到實(shí)踐.使我對(duì)所學(xué)過(guò)的專業(yè)知識(shí)掌握得更牢固.跟深刻。4.提高了計(jì)算機(jī)繪圖的能力。通過(guò)繪制軸.齒輪.裝配圖的過(guò)程中.熟練掌握CAD軟件5學(xué)會(huì)了運(yùn)用各種工具來(lái)獲取自己需要的資料。圖書館、Internet有著非常多非常齊全的資料，以前我們很少意識(shí)到自覺去運(yùn)用它們，這就是一種資源的浪費(fèi)。課程設(shè)計(jì)，不僅僅要參考課本，更多的要查找與之相關(guān)的資料，各種手冊(cè)
46、，各種標(biāo)準(zhǔn)，等等。自覺去利用各種有用的資料，也是這次課程設(shè)計(jì)的目的之一。十六 參考文獻(xiàn)1、機(jī)械原理（第七版） 高等教育出版社 孫桓 陳作模 主編2、機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版） 高等教育出版社 濮良貴 紀(jì)名剛 主編3. 簡(jiǎn)明機(jī)械零件設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè) 機(jī)械工業(yè)出版社 胡家 主遍4.簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(第二版) 上?？茖W(xué)技術(shù)出版社 唐金松 主編 5機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 華南理工大學(xué)出版社 熊文修 主編6.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版）7軸承手冊(cè) 江西科學(xué)技術(shù)出版社 張松林 主編8、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 王連明 主編9、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)華南理工大學(xué)出版社 朱文堅(jiān) 黃平 主編10、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)浙江大學(xué)出版社 陳秀寧，施高義編
機(jī)械設(shè)計(jì)課程 設(shè)計(jì)說(shuō)明書帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置（含全套圖紙）
