机械设计课程设计-设计带式运输机传动装置.docx

贵州大学明德学院课程设计机械设计课程设计任务书3一、传动方案拟定:4二、电动机的选择：41、电动机类型和结构的选择：42、电动机容量选择：53电动机的转速：5三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：61、可得传动装置总传动比为：62、分配各级传动装置传动比：6四、传动装置的运动和动力设计：61、 运动参数及动力参数的计算6（1）计算各轴的转数：7 （2）计算各轴的功率：7（3）计算各轴的输入转矩：7五、带得选择：81、确定计算功率 pca82、选择带的带型：83、确定带轮的基准直径dd，并验算速度：84、确定v带得中心距ao和基准长度ld：85、验算小带轮上的包角 ：96、 计算带得根数：97、计算单根v带得初始拉力f0：98、计算轴压力fp：99、主要设计结论：910、计算两带轮的宽度：9六、齿轮的强度设计：101、主要参数 ：102、按齿面接触疲劳强度计算：10计算小齿轮的分度圆直径：10调整小齿轮的分度圆直径：113按齿根弯曲疲劳强度计算：11 试计算模数：11调整模数：12 2.1、计算实际载荷系数前的数据准备：12 2.2计算实际载荷系数kf:124几何尺寸计算135、强度校核：136齿轮的设计参数：14七、轴的设计：15ii1、材料选择：152从动轴的装配方案：163对轴的结构设计：164、轴的细节尺寸：185、轴的零件图：20八、高速轴的计算：201、材料选择：202高速轴的装配方案：203对轴的结构设计：204、高速轴的细节尺寸：22九、键的强度校核：231、从动轴上：232、高速轴上校核：23十、滚动轴承的校核：241对低速轴选用的6215型进行校核：242计算轴上所受的载荷：243对高速轴选用的6209型进行校核：244计算轴上所受的载荷：24十一、联轴器的选择计算25十一、密封和润滑的设计:251.密封252润滑26十二箱体结构设计:26致谢28参考资料目录28iv机械设计课程设计任务书学生姓名：朱坤勇 指导老师：陈素一、设计题目：设计带式运输机传动装置。运输机工作平稳，单向运转，3班工作，使用限期10年，输送带速度允差为5%。其中减 速器由一般规模中小型批量生产。二、设计参数：题号：b09 运输带拉力f=3800 运输带的线速度v=1.05m/s 驱动卷筒直径：d=500mm 输送带速度允差为5% 传动装置布置图三、设计内容： 一）设计计算 1.电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 2.带传动的设计； 3.传动零件的设计； 4.轴的设计；轴承及其组合的选择及校核； 5.键联接和联轴器的选择及校核； 6.箱体、润滑及附件的设计。 二）图纸的绘制 减速器装配图绘制，从动齿轮零件图。 三）编写课程设计说明书内容包括：目录、设计任务书、设计计算的所有内容、课程设计总结、参考文献。四、课程设计要求 设计完成后，每位学生提交： 1.减速机装配图一张（a1）； 2.从动齿轮零件图一张； 3.详细设计计算说明书一份。 计算过程及计算说明一、传动方案拟定:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动、工作条件：使用年限10年（每年工作300天），载荷较平稳，环境清洁，、原始数据：传送带拉力f=3800n带速v=1.05m/s滚筒直径d=500mm方案拟定： 采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 图1-11.电动机 2.v带传动 3.圆柱齿轮减速器4.连轴器 5.滚筒 6.运输带根据输入带速与滚筒直径得出滚筒的转速：nw=60x1000v/d=40r/min二、电动机的选择：1、电动机类型和结构的选择：选择y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：滚筒的输出功率： wv/1000 =3800x1.05/1000=3.99(kw)由电动机至运输带的传动总效率为：=式中：、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取= 0.95， 0.99 ， 0.98 ，0.99 则： = 0.813 所以：电机输出的工作功率： dw =3.99/0.813=4.9(kw)电机的额定功率ped=（11.3）d=4.96.4(kw)由2第二十章表20.1得：ped=5.53电动机的转速：取带传动比i1=24 。则总传动比理论范围为：a624。根据2p4表2.推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2 =36。故电动机转速的可选范为: nd=ianw =240960(r/min) 则符合这一范围的同步转速有：750r/min,8极根据容量和转速，由相关手册查出适用的电动机型号：（如下表）可见只有一种y系列三相异步电动机可用，y160m2-8型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）尺寸y160m-65.57507202.02.0中 表2.1此选定电动机型号为 y160m28型 ，其主要性能：具有高效，节能，启动转矩大，噪声低，可靠性高，使用维护方便等性能三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw1、可得传动装置总传动比为： ia=nm/nw =720/40=18总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i1i2 （式中i1、i2分别为带传动和齿轮减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书p4表2.1，取i1= 3.6（普通v带 i=24）因为：iai1i2所以：i2iai15四、传动装置的运动和动力设计：1、 运动参数及动力参数的计算 图4-1（1）计算各轴的转数： 轴：n=nm =720 (r/min) 轴：n= n/ i1 =720/3.6=200 (r/min) 轴：n= n/i2=200/5=40(r/min) 卷筒轴：n= n=40(r/min)（2）计算各轴的功率： 轴： p=pd=5.5(kw)轴： p= p1=5.23 (kw)轴： p= p23=5.07 (kw)（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：轴： t=td=9550pd/nm=72.95nm 轴： t= td1= 249.73nm 轴： t= t23=1210.46nm 动力参数穿动轴轴的转速n（r/min）输入功率p(kw)轴的转矩t(n.m) 720 5.5 72.95 200 5.23 249.49 40 5.07 1210.46 表4.1 五、带得选择： 1、确定计算功率 pca 由1p156查得工况系数ka=1.3 pca=5.5x1.1=7.15（kw） 2、选择带的带型： 由pca和n查1p157图8-11选用b型 3、确定带轮的基准直径dd，并验算速度： 初选小带轮直径d1由表8-7和8-9取小带轮基准直径： d1=160mm 验算速度： v=n1d1/（100060）=6.03(m/s) 介于计算出来的带速在525m/s范围内，故合适 计算大带轮的直径 ： d2=id1=3.6x160=576mm 由1表8-9，取标准值d2=560mm 校正 i=560/160=3.5 | i-i/ i|x100/%=2.9% 在偏差范围-5%+5%之间，故满足 4、确定v带得中心距ao和基准长度ld： 初定中心距： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（160560）a02（160560） 504=ao120 6、 计算带得根数： 计算单根v带得额定功率pr 由1根据d1=160和n1=720r/min查表8-4得 p0 =2.136(kw) 根据n1=720r/min,i=3.6和b型带查表8-5 得p0=0.226(kw)查表8-6得k=0.92 查表8-2得kl=1.04 pr=(p0+po)kkl=2.26kw 计算v带得根数：z=pc/pr=2.677 3取3根 7、计算单根v带得初始拉力f0： 由1表8-3查得b型带得单位长度质量q=0.017kg/m f0=500pca（2.5/k-1）/zvk c+q v2 = 5006.05(2.5/0.92-1)/30.926.03+0.176.03 =293n 8、计算轴压力fp： fp=2zf0sin(/2) = 23293sin(150/2) =1698n 9、主要设计结论： 基准带长度ld(mm)带轮基本直径d1(mm)带轮基本直径d2(mm)中心距a(mm)初始拉力f0（n）带得根数z27001605607602933 表5.1 10、计算两带轮的宽度：由2表9-1查得b1=b2=63mm六、齿轮的强度设计：1、主要参数 ：p=p=5.23(kw),t1=2.4973x105(n.m) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 如图1-1所示的方案选用直齿圆柱齿轮，压力角为20小齿轮选硬齿面，大齿轮选硬齿面，小齿轮的材料为45号钢(调制) ，齿面硬度为280hbs，大齿轮选用45号钢(调制)，齿面硬度为230hbs。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数 z1= 24，u= 5 z2=z1u=1202、按齿面接触疲劳强度计算：计算小齿轮的分度圆直径： d1= 试选kht=1.5查1表10-7得齿宽系数d=1，图10-20得区域系数zh=2.5,表10-5得材料的弹簧影响系数ze=189.8计算接触疲劳强度安全系数z a1=arcosz1cos/(z1+2ha*)=29.841a2=arcosz2cos/(z2+2ha*)=22.439=z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)/2 =1.738 计算接触疲劳强度h 由1查图10-25 hlim1=600mpa，hlim2=500mpa计算应力循环次数：n1=60n1jln=60x200x1x(3x8x10x300)=8.64x108n2=n1/i=1.728x108由1图10-23查得接触疲劳寿命系数 khn1=0.93, khn2=0.96，取失效概率为1%,安全系数s=1h1= khn1hlim1/s=558 mpah2= khn2hlim2/s=528 mpa取h1和h2中较小的作为接触疲劳许用应力即： h= h2=528 mpa求得小齿轮分度圆直径为： d1= =81.785mm调整小齿轮的分度圆直径：圆周速度：v=d1n1/60x1000= 0.85m/s ， 齿宽：b=dd1=81.785mm由1表10-2得使用系数ka=1，由v=0.85m/s和8级精度查1得图10-8得动载系数kv=1.05齿轮的圆周力：ft1=2t1/ d1=6.107x103n ka ft1/b=74.67n/mm100n由1表10-3查得kf=1.1 表10-7查得kh=1.452 结合b/h=10.67查图10-13得kf=1.4 则动载系数：kf=kakvkfkf=1.57对比结果齿面接触疲劳强度计算模数大于齿根弯曲疲劳强度计算模数，齿轮模数大小取决于齿根弯曲疲劳强度所决定的承载能力，故取弯曲疲劳强度计算的模数2.53，就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=87.628mm求得 z1=87.628/3=29.02 取z1=30,则大齿轮：z2=iz1=1504几何尺寸计算：计算分度圆直径： d1=z1m=303=90mm d2=z2m=1503=450mm计算中心距： a=(d1+d2)/2=270mm计算齿轮宽度： b=dd1=1x90=90mm因为安装具有误差，则小齿轮略宽于大齿轮(510mm) b1=95100mm 取b1=95mm,b2=b=90mm5、强度校核：齿面接触疲劳强度的校核：h= h故接触疲劳强度满足要求齿根弯曲疲劳强度校核： 故齿轮弯曲疲劳强度满足要求 齿轮传动的参数列表6.1名称 计算公式结果 模数m3mm 分度圆直径d190mmd2450mm齿顶圆直径da1=d1+2h*m96mmda2=d2+2h*m456mm齿根圆直径df1=d1-2h*m84mmdf2=d2-2h*m444mm中心距a=d1+d2/2270mm 齿宽b1100mmb290mm 表6.1 6齿轮的设计参数：大齿轮2的结构尺寸计算如下表6.2:代号结构尺寸计算公式结果轮毂处直径115轮毂轴向长l108倒角尺寸n1.5齿根圆处厚度7.5腹板最大直径429板孔分部圆直径272板孔直径78.5腹板厚18 表6.2设计草图： 图61七、轴的设计： 1、材料选择：查课本表151选用45钢正火处理，硬度170217hbs,抗拉强度590mpa,许用弯应力-1=55mpa。2从动轴的装配方案： 图71如图71所示：1滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 5轴承端盖 6键 7半联轴器 8轴端挡圈3对轴的结构设计：(1)轴的初步估算查1表15-3查出a0=115，因此考虑该处轴有键槽的存在，取就近圆整d1=63mm如图71中各轴直径轴中段的直径: ;段处是过密封圈处直径:;段为轴承段直径: ;齿轮安装段:d4;轴肩处：d5d4+2(0.070.1)d4= 84mm;d6=da=84mm; d7=d3=75;因直齿圆柱齿轮几乎无轴向力，则可选深沟球轴承。轴承型号ddbda/minda/max6215751302584121 表7.12、各段轴的确定：按轴上零件的轴向尺寸及零件间的相对位置，参考2表4.1图4.1，初步确定出轴向长度。齿轮端面与箱体内壁的距离（1015）mm 箱体内壁至轴承端面的距离 （1012）mm 两轴承端面间的距离（1015）mm l1的长度考虑到联轴器的长度作参考查2表17.2得 l1=联轴器轴孔长-(23)mm=80mml2=l1+轴承端盖的厚度端盖处尺寸为k+(1520)，h为端盖螺钉（m8）六角螺钉厚度，k=7mm端盖内尺寸，根据+c1+c2+(35)+e-3-b其中，箱座壁厚8mm轴承旁联接螺栓扳手位置尺寸见资料2表3.1e端盖凸缘厚度 资料2表9.133轴承内端面与内壁的距离3=10mm。b轴承宽度，6215轴承 b=25mml3=b+2+3+(23)=25+10+10+2=47mml4=b-(23)=90-3=87mml5=1.4h=1.4x9=12.613mml6=2+3-l5=10+10-13=7mml7=b=25mm3、按许用弯应力校核轴：计算轴上力：fha=ft2/2=2690n水平截面内c处的弯矩：绘制垂直平面内弯矩：绘制合成弯矩：绘制扭矩图：t= t23=1210.46nm绘制当量弯矩：危险截面c处的强度要求的轴径：满足条件 轴的载荷分析图 图724、轴的细节尺寸：键槽尺寸确定由2表14.1查得相关尺寸填入表7.2和表7.2；轴键槽键长公称直径d1(mm)键宽b1(mm)轴t1上深度h1(mm)毂t1上深度h2(mm)l1(mm)631874.470 表7.2轴键槽键长公称直径d4(mm)键宽b2(mm)轴t2上深度h1(mm)轮毂t2上深度h2(mm)l2(mm)79207.54.980 表7.3导向锥面，过度圆角,倒角的确定；由2表11.8查得 ： 圆角r=2mm，倒角c=2mm砂轮跃程槽尺寸的确定；由2表11.9得：d=50100mm r=1.6mm,h=0.6mm,b1=5mm,b2=5mm5、轴的零件图：从动轴：如图73 图73八、高速轴的计算：1、材料选择：查1表151选用45钢正火处理，硬度170217hbs,抗拉强度590mpa,许用弯应力-1=55mpa。2高速轴的装配方案：如图71所示3对轴的结构设计：1轴的初步估算查1表15-3查出a0=103，因此考虑该处轴有键槽的存在，取就近圆整d1=35mm如图71中各轴直径轴中段的直径: ;段处是过密封圈处直径:;段为轴承段直径: ;轴承的安装尺寸:d4;齿轮安装段：d5d4+2(0.070.1)d4= 59mm;轴肩处：d6=da=52mm; d7=d3=45;因直齿圆柱齿轮几乎无轴向力，则可选深沟球轴承。轴承型号ddbda/minda/max62094585195278 表8.12、各段轴的确定：按轴上零件的轴向尺寸及零件间的相对位置，参考2表4.1图4.1，初步确定出轴向长度。齿轮端面与箱体内壁的距离（1015）mm 箱体内壁至轴承端面的距离 （1012）mm 两轴承端面间的距离（1015）mm l1的长度考虑到联轴器的长度作参考查2表17.2得 l1=联轴器轴孔长-(23)mm=60mml2=l1+轴承端盖的厚度端盖处尺寸为k+(1520)，h为端盖螺钉（m8）六角螺钉厚度，k=7mm端盖内尺寸，根据+c1+c2+(35)+e-3-b其中，箱座壁厚8mm轴承旁联接螺栓扳手位置尺寸见资料2表3.1e端盖凸缘厚度 资料2表9.133轴承内端面与内壁的距离3=10mm。b轴承宽度，6209轴承 b=19mml3=b+2+3+(23)=19+10+10+2=41mml4=b-(23)=95-3=92mml5=1.4h=1.4x 9=12.613mml6=2+3-l5=10+10-13=7mml7=b=19mm3、按许用弯应力校核轴：计算轴上力：fha=ft1/2=2775n水平截面内c处的弯矩：绘制垂直平面内弯矩：绘制合成弯矩： 绘制扭矩图：t= td1= 249.73nm绘制当量弯矩：危险截面c处的强度要求的轴径：满足强度要求；轴的载荷分析图详见图724、高速轴的细节尺寸：键槽尺寸确定由2表14.1查得相关尺寸填入表8.2和表8.2；轴键槽键长公称直径d1(mm)键宽b1(mm)轴t1上深度(mm)轮毂t1上深度(mm)l1(mm)351053.350 表8.2轴键槽键长公称直径d2(mm)键宽b2(mm)轴t2上深度(mm)轮毂t2上深度(mm)l2(mm)49145.53.890 表8.3导向锥面，过度圆角,倒角的确定；由2表11.8查得 ： 圆角r=2mm，倒角c=2mm砂轮跃程槽尺寸的确定；由2表11.9得：d=50100mm r=1.6mm,h=0.6mm,b1=5mm,b2=5mm高速轴的零件图：如图81 图81九、键的强度校核：1、从动轴上：键的相关尺寸查看表71和表72选用a型：则键的接触强度l=l1-b1=90-16=74mm键的接触高度：k=h1/2=5mm键的挤压强度校核：键选用材料为45号钢静联接2、高速轴上校核：键的相关尺寸查看表82和表83选用a型：则键的接触强度l=l1-b1=50-14=36mm键的接触高度：k=h1/2=4mm键的挤压强度校核：故满足 键选用材料为45号钢静联接十、滚动轴承的校核：1对低速轴选用的6215型进行校核：实际寿命：预期实际寿命10年，三班制lh=3x8x10x300=576000(h)考虑轴受力较小，主要是径向力查1表13.6得fd=1.12计算轴上所受的载荷：pa=pb=fafr=2153.8n实际寿命：=1.2x107(h)lh故两端选用6214具有足够的使用寿命；满足要求3对高速轴选用的6209型进行校核：实际寿命：预期实际寿命10年，三班制lh=3x8x10x300=576000(h)考虑轴受力较小，主要是径向力查1表13.6得fd=1.14计算轴上所受的载荷：pa=pb=fafr=2211n实际寿命：=4.68x106(h)lh故两端选用6209具有足够的使用寿命；满足要求具体尺寸见表10.1轴承代号基本尺寸/mm其他尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/mm 极限转速/r.min-1ddbd1d1rsda darascrc0r脂润滑油润滑/min/max/kn620945851958.873.21.15278131.520.57000900062157513025941151.5841211.56649.545005600 表10.1十一、联轴器的选择计算从动轴输出端联轴器的选择 考虑从动轴的速度较低，安装条件不高，选用金属滑块联轴器。 由2表6.5查出载荷系数k=1.5，则计算转矩工作转速合乎上述工作要求。见表11.1型号公称转矩许用转速轴孔直径轴孔长度gy83150n.m6000r/min63mm107mm 表11.1 十一、密封和润滑的设计:1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离h不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1kw需油量v0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十二箱体结构设计:窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离c126, 22, 18df， d2至凸缘边缘距离c224, 16轴承旁凸台半径r124, 16凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 60，44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径d290， 105轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以md1和md2互不干涉为准，一般s=d2装配图： 致谢在学期末我们进行了机械设计课程设计。起初，对一级圆柱齿轮减速器的设计是一头雾水。只是将课堂中学到的知识硬性的搬到设计当中。对课本的知识也不能透彻的明了。课程设计进行到第二周的时候，不再是照搬课本或其他资料了，能够将查阅资料与设计相结合。对整个设计过程头脑中有了轮廓知道如何设计一个一级圆柱齿轮减速器。但是在设计过程中还是错误百出。轴的设计计算过程还是错误很多，由于未考虑前面已定的轴端伸出长度选择的轴承不合适。以至于到轴承校核计算时出现问题。只能重新选择改正错误了。同时我也深刻的理解了细节决定成败这句话。课程设计细节很重要，一个计算结果可能影响到整个产品的性能。我们应抱着细心，认真，负责的态度进行整个设计。在整个设计过程中遇到了不少的困难，但是得到了很多同学及老师的帮助。首现，感谢陈素老师在我们设计过程中对我们的指导。并且感谢陈素老师以认真、严格、负责的态度辅助监督我们完成真个设计。整个课程设计让我明白，单单学习课本知识来进行设计是远远不够的。我还需要学习更多的知识。在今后的学习中我会更加努力，夯实自己的专业知识。参考资料目录1机械设计（第九版）.高等教育出版社,陈国定，濮良贵、吴立言主编.2013年8月第九版.2机械设计课程设计.西南交通大学出版社，芦书荣，张翠华，徐学忠，江晓明主编.2014年1月3机械制图.南京大学出版社.刘彩，李长虹主编.2008年4月第一版f=3800nv=1.05m/sd=500mmnw=40r/minw=3.99(kw)= 0.95， 0.990.98 ，0.99= 0.813d=4.9(kw)ped=4.96.4(kw)ped=5.5nd=240960(r/min)ia=18i1= 3.6i25n=200 (r/min)n=200 (r/min)n=40(r/min)n=40(r/min)p=5.5(kw)p=5.23 (kw)p=5.07 (kw)t=72.95nmt= 249.73nm t=1210.46nmpca=6.05（kw） d1=160mmv=6.03(m/s)d2=576mma0=800mmld=2781mm取基准带长ld=2700mm1 =150p0 =2.136(kw)kl=1.04pr=2.26kwv带得根数z =2.677 3初始拉力f0f0=293n轴压力fpfp=1698nb1=b2=63mmz1= 24，u= 5 z2=z1u=120kht=1.5zh=2.5ze=189.8z=0.868hlim1=600mpahlim2=500mpan1=8.64x108n2=1.728x108khn1=0.93, khn2=0.96s=