带式运输机传动装置设计课程设计

2-一天一天PAGE机械基础综合课程设计说明书设计题目：带式运输机传动装置设计学院：机械工程学院专业年级：12级姓名：宋东宪班级学号：机设12-01-10指导教师：杨秋晓二Ｏ一四年九月十日目录一、课程设计任务书及其方案拟定 -1-二、电动机的选择 -2-三、计算总传动比及分配各级的传动比 -3-四、运动参数及动力参数计算 -4-五、传动零件的设计计算 -5-六、轴的设计计算 -12-七、滚动轴承的选择及校核计算 -22-八、键的选择计算 -27-九、联轴器的选择及校核计算 -28-十、减速箱的附件选择 -29-十一、润滑方式的确定 -30-十二、心得体会 -31-十三、参考文献 -32-北华大学机械工程学院宋东宪机设12-120121501000323课程设计32-一、课程设计任务书及其方案拟定1、题目：带式运输机传动装置设计2、工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动；使用期10年，每年300个工作日，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。原始数据：表1.1已知数据题号10-10运输带拉力F(KN)2.5卷筒直径D(mm)280带速V(m/s)1.64、传动方案：1-电动机；2-联轴器；3-圆锥-圆柱齿轮减速器；4-卷筒；5-运输带题目A图1.1带式运输机传动示意图1）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。2）进行传动装置中的传动零件设计计算。3）绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件工作图。4）编写设计计算说明书。二、电动机的选择1、电动机类型的选择电动机分交流和直流电机两种。由于直流电机需要直流电源，结构较复杂，价格较高维护不方便，因此用交流电动机，一般用三相交流电源。交流电机有异步和同步电机两类。异步电机有笼型和绕线型，其中一普通笼型异步电机应用最多。其机构简单、工作可靠、价格便宜、维护方便。从工作要求、经济和实用角度考虑以及用Y系列380v三相笼型异步电动机。2、电动机功率选择1）电动机至运输带的传动总效率为(2.1)式中分别为轴承、圆柱齿轮传动、圆锥齿轮传动、联轴器、卷筒的效率。由《机械设计综合课程设计指导》表2-4查得：圆锥滚子轴承（一对）=0.98；深沟球轴承（一对）=0.99；圆柱齿轮传动=0.97；圆锥齿轮传动=0.96；弹性联轴器=0.98；卷筒轴滑动轴承=0.97；传动装置的总效率：2）工作机所需工作功率：kW3）所需电机功率：kW(2.2)因载荷平稳，电机额定功率略大于即可，由《机械设计综合课程设计指导》第六章Y系列电动机技术数据，选电机的额定功率kW。确定电动机转速计算滚筒工作转速(2.3)根据《机械设计综合课程设计指导》P19表2-4推荐的传动比合理范围，取圆锥圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围，=8-15。故电动机转速的可选范围为：（2.4）由《机械设计综合课程设计指导》第六章相关资料查得，符合这一范围的同步转速有1000r/min，1500即进行比较选定电机型号为Y132M2-6，其主要性能：额定功率kW、满载转速为。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比(3.1)2、各级传动比分配对于圆锥-圆柱齿轮减速器，为了便于加工，大锥齿轮尺寸不应过大，为此应限制高速机锥齿轮的传动比，一般可取所以取=2.2；低速级圆柱齿轮传动比为=4。四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（4.1）2、计算各轴的功率kW=5×0.98=4.95kW=4.95×0.98×0.96=4.655kW（4.2）=4.655×0.99×0.97=4.47kW=4.47×0.98×0.99=4.38kW3、计算各轴扭矩T0=9550×=49.740N·mT1=9550×=49.24N·mT2=9550×=101.88N·m(4.3）T3=9550×=390.92N·mT4=9550×=383.04N·m五、传动零件的设计计算(一)高速级锥齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）、选择精度等级输送机为一般工作机器，速度不高，根据教材《机械设计》（以下均简称教材）P210表10-8选用7级精度（GB10095-88）。（2）、材料选择由教材表10-1选择小齿轮材料为调质钢40Cr（调质），硬度大齿轮材料为45号钢（调质），硬度，二者材料硬度相差40。（3）.齿数选择试选小齿轮齿数＝25，大齿轮齿数＝25×2.2=55；2按齿面接触强度设计：（1）确定公式内的各计算值根据教材式10-26：（5.1）1）根据教材有：通常取=0.25～0.35，最通常用的值为=0.35；转矩；2）载荷系数k=1.8；3）许用接触应力可根据教材式10-12[σH]=σHlimkHN/SH4）根据教材式（10-15）计算应力循环次数＝60n1jLh＝60×960×1×（2×8×300×10）＝2.765（5.2）所以=1.257×（5.3）5）由教材图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限＝650MPa；齿轮的解除疲劳强度极限＝550MPa；6）由教材图（10-23）查得接触疲劳寿命系数＝0.89；＝0.97）安全系数S＝1所以=0.89×650MPa＝578.5MPa=0.94×550MPa＝495MPau==2.2；=189.8（5.4）（2）设计计算1）所以小齿轮直径t=2)计算圆周速度V4.28m/s3)计算载荷系数系数=1，根据V=4.28m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.15查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-4得=1.25的=1.5X1.25=1.875得载荷系数=2.1564)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得=5）计算模数M3按齿根弯曲疲劳强度校核(1)根据教材公式10-23有（5.14）1)由图（10-24C）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限：,大齿轮的弯曲强度极限2)由图（10-22）取弯曲疲劳寿命系数3)取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得：==308.28Mpa==242.86Mpa（5.15）4)选载荷系数Kft=1.35）计算当量齿数=27.4，=133.56）查取齿形系数由表（10-17）查得：YFa1=2.562YFa2=2.15327）查取应力校正系数由表（10-18）查得：YSa1=1.6048）计算大小齿轮的，并加以比较（5.16）所以=1.42mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿面弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.42，并就近圆标为标准值m=2，按接触强度算得=90.5mm算出小齿轮齿数。，取46（5.17）所以大齿轮齿数2.2X46=101.2，取z2=102计算几何寸d==92mmd==204mm=24.mm=38.37圆整取=36mm=41mm(二）低速级圆柱齿轮传动的设计计算1、选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理：选择小齿轮材料为调质钢40Cr（调质），硬度为HBS，大齿轮材料为调质钢45钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为40HBS；2）精度等级选用7级精度（GB10095—88）；3）试选小齿轮齿数＝22，大齿轮齿数＝；2、按齿面接触强度设计由教材公式（10—9a）进行计算，即≥（5.18）（1）确定公式内的各计算数值1）转矩=101880N·mm2）试选载荷系数=1.6u=43）根据教材表（10-7）选取尺宽系数＝1。4)由教材表（10-5）查得材料的弹性影响系数＝189.85)小齿轮的接触疲劳强度极限＝650Mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限=550Mpa；6)根据教材式（10-13）计算应力循环次数：＝60jLh＝60×436.36×1×（2×8×300×10）＝1.256=1.256/4=0.314（5.19）7)由教材图10-23查得接触疲劳的寿命系数：KHN1=0.90KHN2=0.958)通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数SH=1.0，由公式（10-12）得：[σH]1=σHlim1KHN1/SH=650×0.90/1.0Mpa=585Mpa[σH]2=σHlim2KHN2/SH=550×0.95/1.0Mpa=553.75Mpa（5.20）［］=[]2=553.75(2)设计计算1）所以小齿轮分度圆直径：≥=55.67mm2）算圆周速度m/s（5.21）3）运输带速度允许误差为5%，所以合理。（5.22）齿宽b与齿高h之比b=×=55.67mm（5.23）模数；m==2.455mm（5.24）齿高:h=2.25m=5.24mm（5.25）4)所以=10.62（5.26）5)计算载荷系数K已知载荷较平稳，有轻微冲击，根据教材表（10-2）查取=16)根据v=0.92m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数=1.08；由表10-4查取=1.420；由教材图10-13查得=1.32；由教材表10-3查得==1.4故载荷系数K==1×1.08×1.1×1.420=2.147（5.27）7)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得（5.28）8）计算模数=61.4/22=2.7,取标准值m=33、按齿根弯曲疲劳强度计算1）根据教材P201式（10-5）得弯曲强度设计公式为：（5.29）转矩：=101880N·mm2）根据教材由图（10-24C）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限[]=520Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限:[]=400Mpa3）图（10-18）取弯曲疲劳寿命系数4）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得：=315.71Mpa（5.30）K==1×1.05×1.1×1.423=1.99（5.31）5）根据教材P200由表（10-5）查得：查取应力校正系数由表（10-5）查得：6）计算大小齿轮的，并加以比较0.013260.01554大齿轮的数值大。7）设计计算=1.87mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿面弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.87，并就近圆标为标准值m=2，按接触疲劳强度算得的分度圆直径为61.4mm算出小齿轮齿数故取大齿轮齿数几何尺寸计算中心距mm（5.32）大、小齿轮的分度圆直径=75mm=300mm（5.33）计算齿轮宽度mm（5.34）取小齿轮齿宽=80mm,大齿轮齿宽=75mm计算圆周速度：（5.35）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于，小于，故以选用腹板式为宜。5）减速器机体结构尺寸的确定表5.1减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座厚度8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册6轴承旁联结螺栓直径M14机盖与机座联结螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视

盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，，至外箱壁的距离查手册表11—2262014，至凸缘边缘距离查手册表11—22414外箱壁至轴承端面距离=++（510）40大齿轮顶圆与内箱壁距离>1.210齿轮端面与内箱壁距离>10箱盖，箱座肋厚77轴承端盖外径+（55.5）72（1轴）85（2轴）115（3轴）轴承旁联结螺栓距离12（1轴）85（2轴）115（3轴）六、轴的设计计算输入轴的设计计算图6.1输入轴示意图1、按扭距初算轴的最小直径，选取轴的材料为45#钢，调质处理根据教材mm即dmin=19mm有键槽将直径增大4-5%，则d=19×（1+5%）=19.95mm所以d=20mm（6.1）2、轴的结构设计轴上零件的定位，固定和装配二级减速器中可将齿轮安排在箱体前端，相对两轴承对称布置，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。确定轴各段直径和长度由手册查得C=1.5mmh=2C=3mm因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器输出轴的直径，联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查教材P351表14-1，取KA=1.3则：Tca=KAT3=1.3×453.307=589.299N·m。查标准GB/T4323-2002选LT8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710N·m，半联轴器孔径d=24mm，半联轴器长度L=112mm，L1=84mm。初选32006型圆锥滚子轴承，其尺寸d×D×T=30mm×55mm×17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离a=5mm滚动轴承距箱体内壁的距离s=5mm，各段长度及直径如下：1段：长度：2段：长度：3段：长度：4段：长度：5段：长度：6段：长度：mm由于轴承由轴肩和套筒定位，所以轴要比轴承的宽度小2mm按弯矩复合强度计算求圆周力（根据教材P198式10-3）（6.2）求径向力，根据教材P189，可得=436.25N（6.3）轴向力：=197.19N（6.4）轴承所承担的力由一对圆锥滚子轴承分担扭矩T=41.821Nm（6.5）（6.6）图6.2输入轴受力分析图危险截面的弯矩（6.7）（6.8）（6.9）校核危险截面C的强度（6.10）所以，该输入轴的强度足够图6.3弯矩、扭矩图输出轴的设计计算图6.4输出轴示意图1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度217~255HBS根据教材表15-3式15-2取mm（6.11）选择圆锥滚子轴承，由《机械设计手册》第四版第三卷得其型号为330102、轴的结构设计轴上零件定位，固定和装配圆柱齿轮安装在两轴承之间，圆柱齿轮的第一端与轴肩固定，另一端与轴承间的套筒固定，周向采用键过渡配合，两轴承分别与轴肩、套筒定位，另一端与端盖装配固定。确定轴的各段直径和长度，前已有叙述按弯矩复合强度计算求圆周力已知T3=488.32Nm（6.12）b)由教材式P198式10-3（6.13）c)轴承所承担的力由一对圆锥滚子轴承分担扭矩T3=488.32Nm（6.14）图6.5输出轴受力分析图d)转矩（6.15）（6.16）（6.17）校核危险截面C的强度（6.18）所以，该输入轴的强度足够图6.6扭矩弯矩图传动轴的设计计算图6.7传动轴示意图1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度217~255HBS根据教材表15-3式15-2取mm（6.19）选择圆锥滚子轴承，由《机械设计手册》第四版第三卷得其型号为332062、轴上零件定位，固定和装配圆柱齿轮安装在两轴承之间，圆柱齿轮的第一端与轴肩固定，另一端与轴承间的套筒固定，周向采用键过渡配合，两轴承分别与轴肩、套筒定位，，另一端与端盖装配固定。3、确定轴的各段直径和长度，前面已有叙述4、按弯矩复合强度计算a)求圆周力（6.19）（6.20）图6.7传动轴受力分析图b)由教材式P198c)转矩（6.21）（6.22）校核危险截面C的强度（6.23）所以，该传动轴的强度足够。图6.7弯矩扭矩图七、滚动轴承的选择及校核计算计算输入轴的轴承已知：轴承寿命：两轴承径向反作用力(7.1)初选轴承为圆锥滚子轴承33206型基本尺寸（mm）:d=30D=62B=25C=19.5T=25安装尺寸（mm）:由教材P322表13-7得轴承内部轴向力则由教材P322得被“放松”的轴承1只受其派生轴向力(7.2)求系数则(7.3)则(7.4)计算当量动载荷根据教材P322表13-7根据教材P320得(7.5)(7.6)寿命计算角接触球轴承，根据机械设计手册查得7207AC型由教材P319(7.7)计算输出轴的轴承寿命已知试选33010型圆锥滚子轴承基本尺寸（mm）:d=50D=85T=26安装尺寸（mm）:根据教材1）求(7.8)2）求X,Y(7.9)(7.10)3）计算当量的动载荷根据教材(7.11)(7.12)4）寿命计算根据机械设计手册查得7209AC型由教材(7.13)预期寿命足够，两轴承合格计算传动轴轴承寿命已知，两轴承径向反作用力：初选轴承为圆锥滚子轴承33206型基本尺寸（mm）:d=30D=62B=25C=19.5T=25安装尺寸（mm）:(7.14)1）由教材得被“放松”的轴承1只受其派生轴向力(7.15)求系数则(7.16)则(7.17)3）计算当量动载荷根据教材根据教材(7.18)(7.19)4）寿命计算角接触球轴承，根据机械设计手册查得7207AC型由教材(7.20)预期寿命足够，两轴承合格。八、键的选择计算键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根据键联接的结构特点，使用要求和工作条件来选择；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。1．输入轴与齿轮连接键的选择及计算1)键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头普通平键（A型），由轴径=22mm，则两处键的型号可取一样，又由教材P106表4-1，两处的选用键分别为：安装小齿轮段GB/T1096-1979键8×7×252)键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材P106表6-2查许用挤压应力[]=100～160，取[]=150。键与轮毂键槽的接触高度。=0.5×7mm=3.5mm(8.1)键的工作长度=25－10mm=15mm(8.2)则有：=[]（合适）(8.3)2．输出轴键的选择及计算1)键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头普通平键（A型），由轴径d=55mm和由教材P106表4-1，选用键GB/T1096－1979键16×10×35；联轴器段由[2]表4-1，选用键GB/T1096键18×11×56。2)键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]表6-2查许用挤压应力[]=100～160，取，[]=150。键与轮毂键槽的接触高度=0.5×10mm=5mm(8.4)键的工作长度=25mm(8.5)则有：==[]（合适）(8.6)3．传动轴与齿轮连接键的选择及计算1)键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头普通平键（A型），由轴径=36mm，则两处键的型号可取一样，又由教材P106表4-1，两处的选用键分别为：安装小齿轮段GB/T1096-1979键10×8×202)键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材P106表6-2查许用挤压应力[]=100～160，取[]=150。键与轮毂键槽的接触高度。=0.5×8mm=4mm(8.7)键的工作长度=20－6mm=14mm(8.8)则有：==158[]（合适）(8.9)九、联轴器的选择及校核计算根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被连接件的安装精度等，参考各类联轴器特性，选择一种合用的联轴器类型。输入轴处联轴器的选择：1．类型选择由于此处并无剧烈冲击，且功率小。在输入轴处弹性套柱销联轴器。2．载荷计算转距：=9.55×106=9.55×106×3.153/720=41.821N·m由[1]表14-1，考虑到转矩变化很小取计算转矩：=2.3×41.182N·m=94.719N·m(9.1)3．型号的选择选择弹性联轴器的型号为：弹性套柱销联轴器，GB/T4223--2002许用转矩为63N·m,许用转速5700r/m轴径为2028mm之间,由前面计算可知此联轴器适用。输出轴处联轴器的选择：1．类型选择由于此处并无剧烈冲击，且功率小。在输出轴处选择弹性套柱销联轴器。2．载荷计算转矩：=9.55×106=9.55×106×2.848/60=453.307N·m由[1]表14-1，考虑到转矩变化很小取计算转矩：KAT3=2.3×453.307N·m=1042.7513．型号的选择选择弹性联轴器的型号为：弹性套柱销联轴器GB/T4223--2002，许用转矩为250N·m,许用转速3800r/m轴径为3242mm之间,由前面计算可知此联轴器适用。十、减速箱的附件选择1.检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质，如[2]图16-64所示。2．放油螺塞放油孔应设在箱座底面的最低处，或设在箱底。在其附近应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜1°~1.5°，并在其附近形成凹坑，以便于污油的汇集和排放。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。也可用锥型螺纹或油螺塞直接密封。选择M10×1.5的外六角螺塞（[2]表7-11）。油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。常用油标有圆形油标（[2]表7-7），长形油标（[2]表7-8）和管状油标（[2]表7-9）、和杆式油标（[2]表7-10）等。由[2]表7-10得M14的杆式油标。4．通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以免由于运转时，箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字型孔，常设置在箱顶或检查孔上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。5．起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成[2]表11-3。6．定位销为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体联接凸缘上相距较远处安置两个圆柱销，并尽量不放在对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。选择销GB/T119—86A4×30。十一、润滑方式的确定1.传动件的润滑减速器传动件和轴承都需要良好的润滑，其目的是为了减少摩檫、磨损，提高效率，防锈，冷却和散热。减速器润滑对减速器的结构设计有直接影响，如油面高度和需油量的确定，关系到箱体高度的设计；轴承的润滑方式影响轴承轴向位置和阶梯轴的轴向尺寸。因此，在设计减速器结构前，应先确定减速器润滑的有关位置。高速级齿轮在啮合处的线速度：v=2.288m/s(前面已经计算出)则采用浸油润滑，箱体内应有足够的润滑油，以保证润滑及散热的需要。2.滚动轴承润滑对齿轮减速器，当浸油齿轮的圆周速度v<2m/s时，滚动轴承宜采用脂润滑；当齿轮的圆周速度时，滚动轴承多采用油润滑。由上有v=2.288m/s则采用油润滑。3.密封在润滑后，为防止油外漏，故减速器需密封。则轴出来需加密封圈，在据机械设计手册表7-14选择相应的密封圈。十二、心得体会我的设计题目是二级圆柱直齿轮减速器的设计。根据设计要求进行一系列的设计计算，按照一般的设计步骤：确定方案，选择电机，设计传动零件，选择标准件，绘图等。从设计到出图，这是一个比较完整的设计过程，在这个过程中，将会把我们所学过的专业知识，甚至没有学过的知识及理论联系起来。充分调动我们的主观能动性，让理论与实际结合，多方位地锻炼我们的能力。让我们深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.这次的课程设计,我对自己的专业课程如《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》等，有了更深更全面的了解，掌握了很多以前没掌握的知识，通过自己查阅资料书和与同学讨论，我发现并更正了很多的错误，掌握了很多设计中要注意的细节，可以说是受益匪浅。同时，这次设计是自己第一次有了设计的概念，明确了自己学习的方向，我想在以后的专业学习中，我会更有效率。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。最后，感谢老师提出建议和指正！十三、参考文献[1]《机械设计（第九版）》濮良贵，纪名刚主编高等教育出版社。[2]《机械设计课程设计》金清肃主编华中科技大学出版社。[3]《机械原理》朱理主编高等教育出版社。[4]《工程制图》赵大兴主编高等教育出版社。[5]《材料力学》刘鸿文主编高等教育出版社。[6]《机械设计手册）》机械设计手册编委机械工业出版社。[7]《机械制图实例教程》钟日铭主编清华大学出版社。[8]《互换性与测量技术基础》徐学林主编湖南大学出版社。[9]《金属机械加工》赵如福主编上海科学技术出版社。[10]《减速器和变速器》机械设计手册编委机械工业出版社。kWr/min电动机型号：Y132M2-6＝25＝55V=4.28m/sK=2.156=3.62mmd=90.5mm=133.5=27.4YFa1=2.56YFa2=2.06YSa1=1.605YSa2=1.97m=1.4246z2=102d=92mmd=204mmR=109.65mm=41mm=36mm=1.6＝650Mpa；=550MpaKHN1=0.90KHN2=0.95b=55.67mmm=2.455mmh=5.24mmK=2.147mmm=3=101880N·mmK=1.99m=1.87m=2a=187.5mmb=75mmv=1.40m/s结果见表d=38.6mm=3255.47Nd=26.59mme=0.68d=50D=85T=26[]=150弹性套柱销联轴器GB/T4223--2002弹性套柱销联轴器GB/T4223--2002M10×1.5M14GB/T119—86A4×30齿轮润滑采用油池润滑目录第一章项目总论 -1-§1.1项目简介 -1-§1.2可行性研究的范围 -2-§1.3编制依据 -2-第二章项目建设背景及必要性 -3-§2.1橡胶密封件项目提出的背景 -3-§2.2国家产业政策 -6-§2.3项目建设的必要性 -8-第三章项目优势 -11-§3.1市场优势 -11-§3.2技术优势 -16-§3.3组织优势 -17-§3.4政策优势:关中—天水经济区发展规划 -17-§3.5区域投资环境优势 -17-第四章产品介绍与技术介绍 -20-§4.1橡胶密封件产品介绍 -20-§4.2产品标准 -21-§4.3产品特征及材质 -21-§4.4产品方案 -26-§4.5产品技术来源 -27-第五章项目产品发展预测 -28-§5.1产品行业关联环境分析 -28-§5.2行业竞争格局与竞争行为 -33-§5.3竞争力要素分析 -39-§5.4项目发展预测 -41-§5.5竞争结构分析及预测 -43-第六章项目产品规划 -47-§6.1项目产品产能规划方案 -47-§6.2产品工艺规划方案 -47-§6.3项目产品营销规划方案 -51-第七章项目建设规划 -58-§7.1项目建设总规 -58-§7.2项目项目建设环境保护方案 -61-§7.3项目建设节能方案 -65-§7.4项目建设消防方案 -66-§7.5项目建设生产劳动安全方案