高麗寺轉輪藏傳動裝置設計

Ⅰ 機械設計課程設計 帶式運輸機

武漢工程大學

機械設計課程
說明書

課題名稱：帶式運輸機傳動裝置的設計
專業班級：2006級機制（中）1班
學生學號：0603070105
學生姓名：陳 明 偉
學生成績：
指導教師：徐建生 教授
課題工作時間：2008.12.15至2008.01.02

武漢工程大學教務處
機械設計課程設計
-單級圓柱齒輪減速箱
機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器 目 錄
第一節：設計任務書……………………………………………………2
第二節：傳動方案的擬定及說明………………………………………3
第三節：電動機的選擇…………………………………………………5
第四節：計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………6
第五節：傳動件的設計計算……………………………………………8
第六節：軸的設計計算…………………………………………………20
第七節：滾動軸承的選擇及計算………………………………………23
第八節：鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………23
第九節；連軸器的選擇…………………………………………………23
第十節：減速器附件的選擇……………………………………………23
第十一節：潤滑與密封…………………………………………………23
第十二節：設計小結…………………………………………………… 23
第十三節參考資料目錄………………………………………………. 24

第一節 機械設計課程設計任務書
題目：設計一用於帶式運輸機傳動裝置中V帶輪機展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡

圖1—1
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況：
一般條件，通風良好，連續工作，近於平穩，單向旋轉。
三． 原始數據
1.鼓輪的扭矩T（N/m）：460
2.鼓輪的直徑D（mm）：380
3.運輸帶速度V（m/s）：0.8
4.帶速允許偏差（％）：±5
5.使用年限（年）：8年，大修期3年
6.工作制度（班/日）：2
7.捲筒效率：∩=0.96
四．設計內容
1. 電動機的選擇與運動參數計算；
2. 斜齒輪傳動設計計算
3. 軸的設計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設計說明書一份
六． 設計進度
第一階段：機械繫統方案設計，(選擇傳動裝置的類型)
第二階段：機械繫統運動，動力參數計算，（電動機的 選擇，傳動裝置運動動力參數計算）。
第三階段：傳動零件的設計計算，（傳動系統中齒輪傳動等的設計計算）。、 第四階段：減速器裝配圖的設計。（軸系結構設計————初定軸頸，軸承型號，校核減速器中間軸及其鍵的強度，軸承壽命，減速器箱體及其附件結構設計）。
第五階段：減速器裝配圖，零件圖設計，（在繪圖紙上繪制減器正式裝配圖，減速器中間軸及其中間軸上大齒輪的零件圖）。
第六階段：編寫設計說明書。

第二節 傳動方案的擬定及說明
一、 初擬三種方案如右圖（圖1—2、圖1—3、圖1—4）

圖1—1

圖1—1

圖1—3

二、 分析各種傳動方案的優缺點
方案a傳動比小，齒輪及齒輪箱的尺寸小，製造成本低，工作可靠，傳動效率高，維護方便，帶的 壽命短，不宜在惡劣環境中工作。
方案b 傳動比大，齒輪及齒輪箱的尺寸大，製造成本大，工作可靠，傳動效率高，維護方便，環境適應性好。
方案c傳動比小，齒輪及齒輪箱的尺寸小，製造成本高，工作可靠，傳動效率高，維護方便，帶的壽命短，不宜在惡劣環境中工作。

第三節 電動機的選擇

一． 電動機類型和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：連續、載荷近於平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。
二． 電動機容量的選擇
1. 工作機所需功率Pw 。

由已知條件運輸帶速度（0.8m/s），鼓輪直徑（380㎜） 得：

2. 電動機的輸出功率

傳動裝置中的總效率 式中 ， ………為從電動機至捲筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由表2—4（參考文獻2）查得：閉式斜齒圓柱齒輪傳動效率 ；滾動軸承（一對）的傳動效率為 ；彈性聯軸器的傳動效率 ；捲筒效率 ；V帶傳動效率 ；捲筒滑動軸承的效率 。

3. 確定電動機的額定功率
根據計算出的電動機的功率 可選定電動機的額定功率
4. 電動機轉速的選擇及型號的確定

為了便於選擇電動機的轉速，先推算電動機的轉速的可選范圍。由表2—1（參考文獻2 P4）查得V帶傳動常用的傳動比范圍 ;單級圓柱齒輪常用的傳動比范圍 。則電動機的轉速可選范圍為

可見同步轉速為750r/min,1000r/min,和1500r/min的電動機均符合，這里初選同步轉速為1000r/min 和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下 （表1）
方案 電動機型號 額定功率（KW） 電動機轉速 電動機質量（kg） 傳動裝置的傳動比 參考比價
同步 滿載 總傳動比 V帶 高速級 低速級
1 Y100L2—4 3 1500 1420 38 35.3 3 3.678 3.2 1.87
2 Y132 5—6 3 .1000 960 63 23.88 3 3 2.65 3.09

由表中的數據可知兩個方案均可行，但方案1參考比較較低，質量小，較方案2經濟，可採用方案1，選定電動機型號為Y100L2—4,轉速1500r/min..

三、電動機的技術數據和外形及安裝尺寸
由表20—1表20—2查出Y100L1—4型電動機的主要技術數據和外形安裝尺寸，並列表記錄如下：（參考文獻2 P197）
（表2）
電動機型號 H A B C D E F×GD G K AB AD AC HD AA BB HA L
4極 4極 4極 4極 4極
Y100L 100 160 140 63 28 60 8×7 24 12 205 180 105 245 40 176 14 380

第四節 計算傳動裝置的運動和動力參數
一、 傳動裝置的總傳動比及其分配各級傳動比
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速( )和工作機主動軸轉速 可確定傳動裝置應有的總傳動比為：

2．合理分配各級傳動比
先試選皮帶輪傳動比 ,減速箱是展開式布置，為使兩級大齒輪有相近的浸油深度，告訴級傳動比 和低速級傳動比 可按下列方法分配。
有 ，可取 ， ， 。
二．計算傳動裝置的運動和動力參數
如圖各軸編號分別為軸Ⅰ、軸Ⅱ、軸Ⅲ。如圖1—5

圖1—5
1. 計算各軸轉速
圖1—5，所示傳動裝置中各軸的轉速為

2. 計算各軸輸入功率
各軸的輸入功率為

式中： ——電動機與Ⅰ軸之間V帶傳動效率。
——高速級傳動效率，包括高速級齒輪副和Ⅰ軸上一對軸承的效率。
——低速級傳動效率，包括低速級齒輪副和Ⅱ軸上的一對軸承的效率。
3. 計算各軸輸入轉矩
圖1—5所示傳動系統中各軸轉矩為

4. 將以上結果整理後列表如下
（| （表3）
項目 電動機軸 高速軸Ⅰ 中間軸Ⅱ 低速軸Ⅲ 滾筒滑動軸Ⅳ
轉速（r/min） 1420 473.330 128.693 40.220 40.220
功率（k0w） 3 2.880 2.7660 2.656 2.603
轉矩（n/m） 2.3 58.108 205.258 630.706 630.706
傳動比 i01=3 I12=3.678 I23=3.2 I34=1
效率 ∩01=0.96 ∩12=0.963 ∩23=0.9603 ∩34=0.9801

第五節 傳動件設計計算
一．V帶傳動的設計計算（參考文獻1）
由已知條件電動機功率P=3KW ，轉速n1=1420r/min ，傳動比 i=3 ，每天工作8小時，兩班制，要求壽命8年。
試設計該V帶傳動。
1. 計算功率 。
由表8----7工況系數 ,故：

2. 選擇V帶的帶型。
根據 ， .由圖8----11選用A型。
3. 確定帶輪的基準直徑 ，並驗算帶速v。
(1)初選小帶輪基準直徑，查表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑 .
(2)驗算帶速V, 因為3<v<5m/s,故合適。
(3)計算大帶輪大基準直徑。
根據式8-15a，
根據表8-8，圓整為280mm。
4. 確定V帶的中心距a和基準長度 。
(1) 根據式8-20，初定中心距
(2) 由式8-22，計算基準直徑。

由表8-2選基準長度
(3) 驗算小帶輪的包角 。

6.計算帶的根數Z.
（1） 計算單根v帶的額定功率pr
△P0=0.17kw k =0.942. Kl=0.99，
於是

（2）計算V帶的根數z
Z= 取4根V帶。
7計算單根V帶的拉力最小值
由表8-3得A型V帶的長度質量為0.1kg/m所以

應使帶的實際初拉力》
8計算壓軸力Fp

9.帶輪結構設計
材料HT200,A型，根數Z=4,長度Ld0=1600mm,中心距a=500mm

,
圖1-6
二．高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算：
有以上計算得，輸入功率Pi=2.88kw,小齒輪轉速n1=473.33r/min
齒數比u=i12=3.678.
1． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=z1*u=24*3.678=88.272
取Z282齒輪；
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt
確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt=1.5
(2)計算小齒輪的轉矩。T1=5.81076*104NM.
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd=1
（4） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（5） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=650MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2=550MPa；
（6） 由式10－13計算應力循環次數 （8年，每天兩班制，1年按300天計算）
N1=60n1jLh=60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09055×108
N2=N1/u=1.09055×108/3.678=2.965×107
（7） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.948；KHN2＝0.99
（8） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得
[σH]=1＝ ＝0.948×650MPa＝616.2MPa
[σH]2＝ ＝0.99×550MPa＝544.5MPa
= ([σH]+ [σH])/2=(616.2+544.5)/2=580.36Mpa

2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ = 43.469mm
（2） 計算圓周速度
v= = =1.0733m/s
（3） 計算齒寬b及其模數mnt
b=φd*d1t=1×43.469mm=43.469mm
mnt 1.7574
h=2.25mnt=2.25*1.7574mm=3.9542mm
b/h=43.469/3.9542=10.993
(4)計算重合度。

（5） 計算載荷系數K
已知載荷平穩，所以取KA=1 根據v=1.0773m/s,7級精度，由
10—8查得動載系數KV=1.05； KHα=KHβ=1
查表10-2得 KA=1.0、
查表10-4，用插值法查的7級精度，小齒輪相對支撐為非對稱布置時KHβ=1.418
由b/h=10.993, KHβ=1.418插圖10-13得KFβ=1.38
固載荷系數為：
K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.418=1.6378
（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）
d1= =44.7613mm
（7） 計算模數mn
mn =
3．按齒根彎曲強度設計
由式m≥
1） 確定計算參數
（1） 由圖10-20c，查得小齒輪的彎曲疲勞輕度極限σFE1=550mpa,大齒輪σFE2=400mpa。
（2） 由圖10-18取疲勞壽命系數KFN1=0.92,KFN2=0.98
(3)查表10-28得螺旋角影響系數 .根據 。
（4）計算當量齒數

（5）計算彎曲疲勞許用應力 取S=1.4
[σF1]= = =361.429Mpa
[σF2]= = =280Mpa
(4) 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.1×1.38=1.5939
（5） 查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=12.186
（6） 查取應力校正系數
由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.787
（7） 計算大小齒輪的 並加以比較
= =0.01147
= =0.01395
大齒輪的數值大。
2） 設計計算
mn≥ =1.3005mm
就近圓整為標准值（第一系列）為mn=1.5 分度圓直徑d1=44.7613mm
則
z1 =d1cos /mn=44.7613*cos140/1.5=28.954，
取z1=28 z2=u*z1=3.678*24=106.662取107齒
4．幾何尺寸計算
(1)計算中心距
a= = =105.123mm
將中心距圓整為105mm
(2)按圓整後的 中心距修正螺旋角。

因值改變不多，故參數 等不必修正。
（3）計算大小齒輪的分度圓直徑。
d1=z1 mn /cos =29*1.5/cos13043』45」=44.781mm
d 2=z2mn/ cos =107*1.5/ cos13043』45」=165.225mm
(4)計算齒寬
1*44.781=44.781mm
圓整後取B2=45mm,B1=50mm.
三．低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算：
有以上計算得，輸入功率Pi=2.766kw,小齒輪轉速n1=128.693r/min
齒數比u=i12=3.
2． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=z1*u=24*3=72
取Z72齒輪；
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt
確定公式內的各計算數值
（1） 試選Kt=1.5
(2)計算小齒輪的轉矩。T1=2.0526*105NM.
（3） 由表10－7選取尺寬系數φd=1
（4） 由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（5） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=650MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2=550MPa；
（6） 由式10－13計算應力循環次數 （8年，每天兩班制，1年按300天計算）
N1=60n1jLh=60×128.69×1×（2×8×300×8）=2.965×108
N2=N1/u=2.965×108/3=9.883×107
（7） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.972；KHN2＝0.99
（8） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得
[σH]=1＝ ＝0.972×650MPa＝631.8MPa
[σH]2＝ ＝0.99×550MPa＝544.5MPa
= ([σH]1+ [σH]2)/2=(631.8+544.5)/2=587.75Mpa

2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ = 55.974mm
（2） 計算圓周速度
v= = =0.3772m/s
（3） 計算齒寬b及其模數mnt
b=φd*d1t=1×55.974mm=43.469mm
mnt 2.263
h=2.25mnt=2.25*2.263mm=5.0917mm
b/h=55.974/5.0917=10.993
(4)計算重合度。

（5） 計算載荷系數K
已知載荷平穩，所以取KA=1
根據v=0.3772m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.03； KHα=KHβ=1.1
查表10-4，用插值法查的7級精度，小齒輪相對支撐為非對稱布置時由b/h=10.993, KHβ=1.4206插圖10-13得KFβ=1.399
固載荷系數為：
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.42.6=1.6095
（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）
d1= =57.303mm
（7） 計算模數mn
mn =
3．按齒根彎曲強度設計
由式m≥
1） 確定計算參數
1.由圖10-20c，查得小齒輪的彎曲疲勞輕度極限σFE1=550mpa,大齒輪σFE2=400mpa。
2.由圖10-18取疲勞壽命系數KFN1=0.969,KFN2=1
3.查表10-28得螺旋角影響系數 .根據 。
4 計算當量齒數

（5）計算彎曲疲勞許用應力 取S=1.4
[σF1]= = =380.679Mpa
[σF2]= = =285.714Mpa
5 計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.1×1.399=1.585
（6） 查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=2.236
（7） 查取應力校正系數
由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.734
（8） 計算大小齒輪的 並加以比較
= =0.01089
= =0.01357
大齒輪的數值大。
2） 設計計算
mn≥ =1.982mm
就近圓整為標准值（第一系列）為mn=2 分度圓直徑d1=57.303mm
則
z1 =d1cos /mn=57.303*cos140/2=27.8，
取z1=31 z2=u*z1=3*31=93取93齒
4．幾何尺寸計算
(1)計算中心距
a= = =127.8mm
將中心距圓整為128mm
(2)按圓整後的 中心距修正螺旋角。

因值改變不多，故參數 等不必修正。
（3）計算大小齒輪的分度圓直徑。
d1=z1 mn /cos =31*2/cos14021』41」=64mm
d 2=z2mn/ cos =93*2/ cos14021』41」=192.010mm
(4)計算齒寬
1*64=64mm
圓整後取B2=65mm,B1=70mm.
四齒輪設計計算結果列表：．表1--4
齒輪
參數 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4
mn(mm) 1 1 2 2
d(mm) 44.781 165.225 192.01
b(mm) 45 50 65 70
z 29 107 31 93
a（mm）圓整 105 128
材料 45Gr 45 45Gr 45
精度等級 IT7

六 軸的設計計算
一．中間軸的設計：
1.初選軸的材料為45號鋼。查表15-3可知A0=112，最小直徑為：
mm
由於此軸上要安裝兩個齒輪，且直徑都較大，固按強度准則需加大軸的直徑為0.7%/鍵。則最小直徑d=31.140 由於最小直徑地方是安裝軸承的，而為了使安裝齒輪的地方強度足夠，應適當的加大開鍵槽段的軸徑。固取安裝軸承的地方為35mm，需根據軸承的標准系列選用。
2.軸的結構設計
（1）擬定軸上的裝配方案
圖四
(1) 如上圖，軸上的零件分別為軸承，封油盤，小齒輪，大齒輪，封油盤。
① 徑向尺寸的確定
左端1-2段選用的角接觸球軸承為7307c，軸徑為35mm，2-3段安裝齒輪，為達到強度取42mm（也是軸承的安裝定位尺寸），3-4段為一軸肩為達到齒輪定位齒輪的強度，取52mm，4-5段為了便於加工取同樣直徑段42mm，5-6段安裝軸承同右邊，按標准為35mm。
② 軸向尺寸的確定
由於齒輪2和齒輪一是要嚙合的，且齒輪一的寬度比齒輪二寬5mm，平均分配到兩邊，又由於所有安裝的軸承的內圈必須在同一直線上，所以二軸的1-2段的距離減去軸承的寬度應等於一小齒輪輪轂寬減去2-3段長度加封油盤的 寬度。3-4段為一軸肩，距離取12.5mm;4-5d段為齒輪3的寬度-2.5mm=41mm；5-6段的距離等於支撐的距離加封油盤的距離14+12=49mm。軸二的軸向尺寸確定後，軸一的部分尺寸也可以確定了。
③ 軸上零件的周向定位
齒輪2和3用兩個鍵槽固定，根據軸的直徑，查表14-1取標准，鍵槽為 ，鍵槽寬為12mm長為50mm，32mm。軸承不需考慮。
④ 軸上零件的軸向固定
左端軸承右端用封油盤固定，左端用端蓋固定；齒輪2右端由封油盤固定，左端由軸肩固定；齒輪3左端用軸肩固定，右端用封油盤固定；右端軸承左端用封油盤固定，右端用端蓋固定。
二． 高速級軸：
1．經過計算高速級的小齒輪，其x 2.5m；也就是說從鍵槽的頂端到齒根圓直徑的距離小於2.5倍的模數，根據 要求將其做成齒輪軸。具體計算如下：
初選軸的材料為40Cr,調質處理。查表15-3可知，A0=112.最小直徑為：
mm
由於安裝帶輪的地方需要開一鍵槽，固最小直徑必須加大0.7%得d=20.447 （1+0.7%）=21.795mm為了和帶輪相配合，取最小處直徑為22mmm。
2.軸的結構設計
（1）擬定軸上的裝配方案
圖三
如上圖，軸上共裝有三個零件，一個帶輪，兩個軸承。
①徑向尺寸的確定
為了滿足帶輪的安裝要求，7-8段右端必須制出一軸肩，所以6-7段的直徑d2-2=28mm，在軸的3-3段需安裝一個軸承，根據計算，該處的軸承圓錐滾子軸承為30306，其內徑為30mm，右端有一 當油盤並與一軸肩配合，更具軸承的安裝定位尺寸可知為37mm，所以當油盤右端的軸肩為37mm，3-4段為小齒輪，其寬度為50mm，2-3段五任何零件安裝，，便於加工取37mm，1-2段也需一軸承支撐，因為軸承一般配對使用，也用30306軸承，內徑為35mm。
②軸向尺寸的確定
7-8段為了安裝帶輪，帶輪的寬度是60mm固取60mm，6-7段五嚴格要求初取50mm，5-6段要安裝一軸承寬度為20.75mm，在加上一當油盤，寬度為14mm，總長為34.75mm，2-3段單獨不可確定，必須與另外亮根軸相配合後才能定其長度，5-5段是加工齒輪的寬度為50mm， 1-2段和5-6段情況一樣，尺寸也一樣為30mm。
③軸上零件的周向定位
帶輪出用一鍵槽，根據軸的直徑和長度查表14-1，取標准，鍵槽為c6*6，鍵槽寬為6mm長為100mm。軸承不需考慮。
④軸上零件的軸向固定
7-8-段為一帶輪，左端需用一軸肩固定，6-7段安裝軸承，其右端軸肩固定，但是由於軸承的是用潤滑脂潤滑的，為了防止軸承中的潤滑脂被箱內齒輪嚙合時擠出的油沖刷，稀釋而流失，需在軸承內側設置封油盤。於是軸承便由封油盤固定內圈，由端蓋固定外圈。1-1段和5-6段一樣處理。
三 低速級軸的設計
三軸的材料為45號鋼，A0=112，最小直徑為：

其上要開鍵槽，固需加大軸的直徑。d=45.270 （1+0.7%）=49.637mm。
具體尺寸設計計算省略。
四 軸的強度校核
通過對以上三根軸的強度進行計算和分析，均達到了強度要求。
具體計算省略。
第七節 滾動軸承的選擇
一 滾動軸承的選擇：
通過以上計算出了三根軸的最小直徑分別為d1min20.447mm=,d2min=31.140mm,d3min=45.270mm.前面計算出了每根軸所受到的力矩分別為T1=57.42N,T2=189.90N,T3=551.78.
由於減速箱使用的是兩級齒輪傳動，總傳動比為35.4，但是外面用了一V帶傳動，分取了3個傳動比，固減速其內部就只有35.4/3=11.8.再將11.8分給兩級齒輪，則每一級的傳動比就減小了許多，因此三根軸所受到了軸向力就不大，但齒輪較大，軸上零件安裝的較多，徑向力就較大，根據軸承的類型和各自的特性，本減速器選用了既可以承受較大徑向力又可承受較大軸向力的角接觸球軸承和圓錐滾子軸承。

一軸選用圓錐滾子軸承30306，二軸選用角接觸球軸承7607c，三軸選用圓錐滾子軸承30311.尺寸如下表：
軸承型號 外形尺寸（mm） 安裝尺寸（mm） 額定動載荷（KN） 額定靜載荷(KN)
d D B D1 D2 ra
GB297-84 30306 30 72 19 40 37 1 55.8 38.5
GB292-80 7307C 35 80 21 44 71 1.5 34.2 26.8
GB297-84 30311 55 120 31.5 70 65 2 145 112

第七節 鍵的選擇
本減速器共用鍵連接5個，分別是中間軸兩個，低速軸一個，高速機接帶輪處一個，輸出軸接聯軸器一個。
高速軸 C6×6×45 中間軸 A12×8×32頭）A12*8*50 低速軸 A18×11×45 C14*9*70由於鍵採用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓力為 ，所以上述鍵皆安全。
第九節 連軸器的選擇
由於彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它。
二、高速軸用聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84）其主要參數如下：
材料HT200
公稱轉矩 1250nm
軸孔直徑48mm ，
軸孔長 112mm，
第八節 減速器附件的選擇
1.通氣器
由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M12×1.5
2.油麵指示器
選用游標尺M16
3.起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳
4放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M14×1.5
潤滑與密封

第九節 齒輪的潤滑

採用浸油潤滑，由於低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。

第十節 密封方法的選取

選用嵌入式緣式端蓋易於製造安裝，密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為
21*32*3.5 54*71*7 摘自（FZ/T92010-91）
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

第十一節 設計小結
由於時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以後的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的

第十二節 參考目錄

《機械設計》第八版 濮良貴 高等教育出版社
《機械設計 課程設計》 王昆 高等教育出版社
《機械原理》第七本 孫恆 高等教育出版社
《機械製造技術基礎》 趙雪松 華中科技大學出版社
《機械基礎》 倪森壽 高等教育出版社
《機械制圖》第四版 劉朝儒 高等教育出版社
《機械設計簡明手冊》 楊黎明 國防工業出版社
《AUTOCAD機械制圖習題集》 崔洪斌 清華大學出版社

Ⅱ 機械畢業設計的題目案例

某大型水壓機的驅動系統和控制系統的設計
C618數控車床的主傳動系統設計
CA6140杠桿加工工藝及夾具設計
CKP預粉磨設計（總體及殼體）
J45-6.3型雙動拉伸壓力機的設計
L-108空氣壓縮機曲軸零件
LED顯示屏動態顯示和遠程監控的實現
N10000-OSEPA選粉機
PE10自行車無級變速器設計
PLC-Z30130X31型鑽床控制系統的PLC改造
PLC-三菱FX2N PLC在電梯控制中的應用
PLC-基於DS1820的室溫監測裝置的設計
PLC-彩瓦成型機的PLC設計
PLC-金屬粉末成型液壓機的PLC設計
PLC控制的變頻調速恆壓供水系統程序
TH5940型數控加工中心進給系統設計
USB介面設計
ZH3100組合式選粉機
Z形件彎曲
Φ1000 立 軸 錘 擊 式 破 碎 機
φ2600筒輥磨壓輥及加壓、卸料裝置設計
φ2600筒輥磨液壓系統及料流控制裝置設計
Ф2.6×13m管磨機（總體、回轉部件）的設計
Ф3.2x10m機立窯（總體、窯體、卸料部件）設計
三通管的塑料模設計
中單鏈型刮板輸送機設計
倉庫溫濕度的監測系統
傳動蓋沖壓工藝制定及沖孔模具設計
傳動裝置畢業設計及論文
全遙控數字音量控制的D類功率放大器
減速器箱體鑽口面孔組合機床總體設計及主軸箱設計
計程車計費系統的設計
製冷專業畢業設計（家用空調）
單拐曲軸機械加工工藝
單片機16×16點陣（滾動顯示）的設計
單片機的多功能智能小車
單片機的數字鍾設計
雙齒減速器設計
可預置的定時顯示報警系統
後鋼板彈簧吊耳加工工藝及夾具設計
城市公交查詢系統
基於AT89C51單片機倒車防撞報警系統設計
基於EDA和單片機技術的邏輯分析儀設計課件
基於GSM模塊的車載防盜系統設計
基於PLC高速全自動包裝機的控制系統應用
基於單片機控制的霓虹燈控制器
基於單片機的交通燈控制器的研究與設計
基於單片機的多功能轉速表
基於單片機的數碼錄音與播放系統
基於單片機的電器遙控器設計
外行星擺線馬達結構設計
多功能自動跑步機（機械部分設計）
大棚溫濕自動控制系統
工程機械製造廠供電系統設計（電氣工程系）
帶式輸送機傳動裝置設計
懸掛運動控制系統的設計
手機恆流充電器的設計
托板沖模畢業設計
拔叉及夾具設計
拖拉機撥叉銑專機的設計
撥叉加工加工工藝及夾具設計
撥叉鑽床夾具
指紋U盤的設計
推動架的設計
推動架零件的機械加工工藝的設計
數控機床主傳動系統設計
數控直流穩壓電源
數控車床主傳動機構設計
數控車床縱向進給及導軌潤滑機構設計
旋轉門的設計
普通鑽床改造為多軸鑽床
智能型充電器的電源和顯示的設計
機械畢業設計及論文
機械設計課程設計_減速器錐柱二級傳動
杠桿的設計
板材坡口機總體設計
某小區的智能化系統設計
橢圓蓋注射的設計
模具-五金-護罩殼側壁沖孔模設計
模具-五金-空氣濾清器殼正反拉伸復合模設計
模具-五金-筆記本電腦殼上殼沖壓模設計
模具-冷沖揚聲器模具設計
模具-注塑-多用工作燈後蓋注塑模
模具-注塑-對講機外殼注射模設計
模具-注塑-手機充電器塑料模具
模具-注塑-水管三通管塑料模具
模具-電池板鋁邊框沖孔模的設計
模具-離合器板沖成形模具設計
模具-鉸鏈落料沖孔復合模具設計
氣體泄漏超聲檢測系統的設計
水泥粉磨選粉系統改造
汽車離合器（EQ153）的設計
汽車離合器（螺旋430）的設計
液位平衡控制系統實驗裝置設計
清淤船的設計
火災自動報警系統設計（電氣類）
電動智能小車
電氣工程及其自動化（電力）畢業設計
電流線圈架塑料模設計
電織機導板零件數控
直崗拉卡水電站電氣一次及發電機繼電保護設計
移動通信的電波衰落與抗衰落技術分析的設計
空氣壓縮機曲軸設計
立式組合機床液壓系統論文.doc
貨車底盤布置的設計
轎車雙擺臂懸架的設計及產品建模
鑽四槽銑床與夾具圖紙
鑽法蘭四孔夾具的設計
鑽泵體蓋6-φ2孔機床與夾具圖紙
鑽泵體蓋6-φ7孔機床與夾具圖紙
麵筋成型機的設計
麵筋成形生產線
顆粒狀糖果包裝機設計
馬路保潔車的設計
高層建築外牆清洗機---升降機部分的設計
高速數字多功能土槽試驗台車的設計
齒輪的設計和應用
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Ⅲ 大三機械課程設計 二級減速器

我去年做的機械設計 告訴你 沒有完全一樣的 別人給你的也不能用 老老實實自己做 不是難的完全做不了 但是機械制圖時有些東西的確可以直接復制黏貼 比如螺釘什麼的

Ⅳ 機械創新設計作品 [機械創新設計教學大綱]

《機械創新課程設計》教學大綱

一、設計目的與任務

（一）設計目的

綜合運用《機械原理》課程以及其它先修課程的理論和生產實際知識，進行機械設計的基本訓練。培養學生理論聯系實際的能力。

培養學生創新設計意識、創新思維能力及綜合設計能力。要求同學針對某一機構設計出多種不同方案，優選出最佳的設計方案。

提高同學理論聯系實際，發現問題、思考問題和解決問題的能力。 （二）設計任務

要求每個同學按照所選定的設計題目要求，相應完成配匹任務：用圖解法或解析法完成機構的運動方案設計，設計多種方案，多方案比較後最後選出最佳設計方案用機構運動簡圖表示所設計機構並說明其工作原理，完成設計說明書一份。

二、設計內容、設計時間和地點

（一）設計內容

1.機器魚 任務要求：

（1）能模仿魚的基本動作：游動和漂浮； （2）一個輸入，兩個輸出； （3）畫出機構運動簡圖。

2.爬行昆蟲 任務要求：

（1）能模仿昆蟲直線爬行，足的數目和樣式自定； （2）遇到前方障礙（高度為昆蟲的三分之一以下），能越過； （3）在爬行和越障時，要保持身體穩定，不能跌倒。

3.半自動黑板擦

隨著多媒體技術的推廣和應用，學校里的大部分課程採用了多媒體教學，但某些課程或某些章節仍然離不開黑板板書，這就需要人來動手擦黑板蘆指咐，費時費力，而且對人的身體健康也有影響。設計一種半自動黑板擦就顯得很有必要。

任務要求：

（1）力度適當，要能擦掉痕跡； （2）能清除死角；

（3）操作容易，結構簡單，去除痕跡快； （4）閑置時，不影響正常板書。

4.半自動拉幕機構

舞台上的布幔懸掛較高，層次多，厚而重。劇情進展過程中要不斷拉動布幔。以往的拉幕工作有人來完成，費力切影響整個舞台背景效果。設計一套簡單的自動拉幕機構即可解決問題，該機構還可用在高大建築物的窗簾開啟和關閉上。

任務要求：

（1）能自動來回拉動厚重的布幔，使布幔開啟和閉合； （2）速度均勻； （3）操作容易。 5.半自動晾衣架

晾曬衣物是頻繁而單調的工作。如果晾衣架是固定的，無疑增加辛苦的程度，而且有時還有危險。設計一款實用的半自動晾衣架將會為所有的家庭主婦們帶來便利。

任務要求：

（1）晾衣架能自動升降以緩解舉手晾衣的麻煩；

（2）晾衣架能自動伸出和縮回，既充分利用了陽光，減少事故隱患，又不影響整個小區的總體美觀；

（3）足夠的承載力； （4）操作方便，省力。 6.自動擦窗器

現代的樓宇越來越高，所用的玻璃窗和玻璃幕牆也越來越多，隨之而興起了一類新興職業：蜘蛛人。蜘蛛人的工作單調、勞累而且隨時有生命的危險。自動擦窗器將會有很大的市場前景。

任務要求：

（1）能從事室內外的玻璃擦洗工作； （2）運動自如靈活，不留死角； （3）安全性高。 7.平面行走機構

微小機械和微型機械同是精密機械學科延伸發展的兩個新的生長點，在醫療、微電子精細加工設備、微組裝技術以及航空航天等高科技領域，都有著非常迫切的研究開發需求。

微小機械研究的一項關鍵技術就是微驅動技術，包括微驅動機構和微行走機陪純構。 任務要求：

（1）繪制出平面行走微小機構的運動原理圖； （2）體積小，結構簡單，製作和控制容易。

8.簡易垃圾袋支架 任務要求：

（1）設計出運動原理圖；

（2）放垃圾時，逗蔽支架自動張開，撐開垃圾袋； （3）不放垃圾時，支架自動吸合，密封垃圾袋； （4）支架是可調的，能適應各種大小的垃圾袋。

9.設計某物料壓片機的加壓機構。其工藝流程為： （1）乾粉料均勻篩入圓桶形型腔（圖1-a）；

（2）下沖頭下沉3mm，預防上沖頭進入型腔時把粉料撲出（圖1-b）； （3）上下沖頭同時加壓（圖1-c），並加壓一段時間； （4）上沖頭退出，下沖頭隨後頂出壓好的片坯（圖1-d）；

（5）料篩推出片坯（圖1-e）。 其設計參數為：沖頭壓力為150KN ； 生產率為每分鍾25片；機器運轉不均勻系數10%；驅動電機可任選。

乾粉料

料篩

上沖頭

片坯

上沖頭

a）

b）

c） 圖1

d）

e）

10.設計高速攝影機的拉片機構的改進設計 （1）工作原理

如圖2所示為高速攝影機暴光窗部分的運動簡圖，高速攝影機工作時，輸片輪始終以等角速度ω0 轉動，它使膠片作行事運動（v0），但要求膠片在暴光窗處能作周期性的間歇運動，當暴光窗處的膠片靜止時，定位銷插入膠片的齒孔中，使膠片定位，然後將暴光窗打開，讓膠片暴光。暴光結束後，關閉暴光窗，拔出定位銷，膠片被快速地向下拉過一個畫面（每個畫面所佔片長稱節距p）。

曝光窗

膠片 導片輪

定位銷

P=19mm

膠片輪

35mm

圖2

（2）設計要求

①拉片機構使膠片產生的間歇運動，能滿足每秒鍾拍攝60張畫面的要求，並且使停歇系數μ≥0.8；

②根據高速攝影機的工作平穩性要求和為了改善膠片的受力情況，應盡量避免膠片在運動過程中受到沖擊性載荷，並應使其最大加速度盡可能小；

③機構的拉片長度誤差應在允許范圍之內。定位銷的定位動作與膠片的停、動動作要配合協調，不發生運動干涉；

④機構應盡量簡單，結構緊湊。 11.推瓶機構的改進設計

（1）題目：改進設計洗瓶機的推瓶機構。

（2）工作原理：如圖3所示是洗瓶機有關部件的工作示意圖。待洗的瓶子放在兩個轉動著的導棍上，導棍帶動瓶子旋轉。當推頭M把瓶推向前進時，轉動著的刷子就把瓶子外面洗凈。當前一個瓶子洗刷完畢時，後一個待洗的瓶子已送入導棍待推。

刷子

推頭M

導輥

圖3

（3）原始數據和設計要求：

瓶子尺寸：大端直徑d=80mm，長200mm。

推進距離L＝600mm。推瓶機構應使推頭M以均勻的速度推瓶，平穩地接觸和脫離瓶子，然後，推頭快速返回原位，准備第二個工作循環。

按生產率的要求，推程平均速度為v=45mm/s，返回時的平均速度為工作行程的3倍。 機構性能良好，結構緊湊，製造方便。 12.鐵板輸送機構的改進設計

題目：改進設計一剪板機的鐵板輸送機構。 原始數據和設計要求：

原材料為成卷的板料。每次輸送鐵板的長度為L=1900或2200mm（設計時任選一種）。

每次輸送鐵板到達規定長度後，鐵板稍停，以待剪板機構將其剪斷。剪斷工藝所需時間約為鐵板輸送周期的十五分之一。建議鐵板停歇時間不超過剪斷工藝水平時間的1.5倍，以保證有較高的生產率。

輸送機構運轉平穩，振動和沖擊盡可能減小（即要求輸送機構從動件的加速度曲線連續無突變。）

13.軋輥機構的改進設計

題目：改進一初軋機的軋輥機構。

圖4

工作原理：如圖5所示是由送料輥送進鑄坯，由工作輥將鑄坯軋製成一定尺寸的方形、矩形或圓形截面的坯料的初軋機。它在水平面和垂直面內各布置一對軋輥（圖中只畫出垂直面內的一對軋輥 ）。兩對軋輥交替軋制。軋機中工作輥中心M應沿mm軌跡運動，以適應軋制工作的需求。坯料的截面形狀由軋輥的形狀來保證。

原始數據和設計要求：

根據軋制工藝，並考慮減輕設備的載荷，對軋輥中心M 軌跡提出如下要求：

在金屬變形區末段，應是與軋制中心線平行的直線，在此直線段內軋輥對軋件進行平整，以消除軋件表面因周期間歇軋制引起波紋。因此 希望該平整段L盡可能長些。

軋制是在垂直面和水平面內交替進行的，當一個面內的一對軋輥在軋制時，另一面內的軋輥正處於空回程行程中.從實際結構上考慮，軋輥的軸向尺寸總大於軋製品截面的寬度，所以，要防止兩對軋輥在交錯時而發生碰撞.。為此，軋輥中心軌跡曲線mm除要有適當的形狀外，還應有足夠的開口度h，使軋輥在空行程中能讓出足夠的空間，保證與軋制過程中的軋輥不發生「攔路」相接的情況。

在軋制過程中，軋件要受到向後的推力，為使推力盡可能小些，以減輕送料棍的載荷，故要求軋輥與軋件開始接觸時的咬入角γ盡量小些。γ約取250 左右，坯料的單邊最大壓下量約為50mm，從咬入到平整段結束的長度約為270mm。

為減少製造誤差引起的軌跡變化或更換軋輥後要求開口度有稍許變化，所選機構應能便於調節中心的軌跡。

要求在一個軋制周期中，軋輥的軋制時間盡可能長些。

送料輥

圖5

14.醫用棉簽卷棉機機構改進設計

工作輥

（1）題目：醫用棉簽卷機的運動方案及機構的改進設計

（2）工作原理：按照醫院用棉簽的手工卷制方法應有取棉、揪棉、取棉、卷棉四個動作。用機器卷制棉簽時，仿照手工方式，進行動作分解，可粗分為：送棉、壓（夾）棉、揪棉、送簽和卷棉等工藝動作。

（3）原始數據和設計要求：

棉花：條狀脫脂棉，寬25~30mm，自然厚4~5mm；

簽桿：醫院通用簽桿，直徑約3mm，桿長約70mm，卷棉部分長約20~25mm； 生產率：每分鍾卷60支，每支卷取棉塊長約20~25mm；

卷棉機體積要小，重量輕，工作可靠，外形美觀，成本低，卷出的棉簽松緊適度。 15.織機開口機構的改進設計

原理：織物由經紗和緯紗緊密交織而成。最簡單的織物是平紋組織，其經緯紗的交織情

況如圖6所示。它是將經紗按照單雙數分成A、B兩組，分別穿在綜框A和B的綜絲眼a和b中，當兩個綜框一個在上，一個在下時，兩組經紗上下分開，形成梭口。綜框在行程末端作較長時間的停歇，此時，梭子帶著緯紗穿過梭口，然後綜框上下交替，梭子帶著緯紗又從梭口穿回。就這樣綜框上下交替、梭子來回穿梭，實現經緯交織，形成織物。

兩個綜框各由一個機構帶動作垂直上下運動（行程末端有較長時間的停歇）。兩個開口機構改革的結構相同，僅安裝相位不同，它們根據織物的經緯紗線交織規律使兩個綜框交替作垂直升降。

原始數據和設計要求待後續。

A

經紗

綜框 B

梭子

經紗

經紗

經紗A 經紗B

a)

b)

圖6 16.新型內燃機的開發

目前應用最廣泛的往復式內燃機由氣缸、活塞、連桿、曲軸等主要構件和其他輔助設備組成。這種往復式活塞發動機存在以下明顯的缺點：

（1）工作機構及氣閥控制機構組成復雜，零件多。曲軸等零件結構復雜，工藝性差。 （2）活塞往復運動造成曲柄連桿機構較大的往復慣性力，此慣性力隨速度的平方增長，使軸承慣性載荷增大，系統由於慣性力不平衡而產生強烈振動。往復運動限制了輸出軸轉速的提高。

（3）曲軸回轉兩圈才有一次動力輸出，效率低。 針對以上缺點，提出新型內燃機改進設計方案。 17.半自動蹲坑蓋設計

目前在很多的公共衛生間提倡用蹲坑代替坐便器，有諸多的大學生宿舍也大多選用蹲坑。但還很少見有蓋子的蹲坑，曾有報道洗衣服時一不小心一腳就滑進蹲坑，就卡住了，耗用六個小時，驚動了三個部門才把腳解救出來。所以是否可以給蹲坑設計一個蓋子，這樣不僅安全而且美觀無異味。設計要求：

（1）開關自如； （2）半自動、價格便宜； （3）操作方便、衛生； （4）要有一定的強度。 18.熱敏式電腦防塵罩

電腦日益普及，但對於電腦的防塵卻不夠重視，而且普通的電腦防塵罩要在電腦關閉並冷卻後才能罩上，而此時往往就想不起來了。是否可以給易沾灰塵的顯示器（顯示器裡面進了灰塵後對顯示器會有很大的傷害卻難以清除）設計一個智能式的防塵罩，利用顯示器自身的特點，開啟時發熱升溫後蓋打開，關閉了當溫度降低到某一安全值後便於工作蓋上。

19.車用垃圾桶

經常在公交車上看到歪倒的垃圾桶，影響整體的美觀，起不到設置的效果，而且這樣易

見數據表格。 （3）工作條件

單班制工作，間歇運轉，工作中有輕微振動，工作環境有較大灰塵。 （4）使用期限 工作期限為五年。 （5）生產批量及加工條件

小批量生產。可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。 （6）設計任務

①確定傳動方案，完成總體方案論證報告； ②選擇電動機型號； ③設計減速傳動裝置。 （7）具體作業 ①機構簡圖一份； ②說明書一份。 （8

21.電子防盜門開閉機構的改進設計 現有防盜門存在的問題

（1）關閉時，彈簧彈力過大，沖擊聲很響，夜半擾民，對門體損害也大； （2）液壓撐桿阻尼過大時，關閉速度太慢，給不法之徒以可趁之機。

改進設計滿足1）開啟至45度時，基本無阻尼，過後阻尼逐漸增大（防止開啟過大）；2）關閉時先快後慢，盡量避免沖擊；

（3）滿足線控開鎖和鑰匙開鎖功能。

要求了解現有電子防盜門的結構，繪制改進的結構原理圖，做必要的計算。 22.鋼板翻轉機

設計題目：該機具有將鋼板翻轉180°的功能。如圖8所示，鋼板翻轉機的工作過程如下。當鋼板T由輥道送至左翻板W1後，W1開始順時針方向轉動。轉至鉛垂位置偏左10°左右時，與逆時針方向轉動的右翻板W2會合。接著，W1與W2一同轉至鉛垂位置偏右10°左右，W1折回到水平位置，與此同時，W2順時針方向轉動到水平位置，從而完成鋼板翻轉任務。

已知條件：

（1）原動件由旋轉式電機驅動； （2）每分鍾翻鋼板10次； （3）其他尺寸如圖11所示； （4）許用傳動角[γ]=50°；

圖8 鋼板翻轉機構工作原理圖 23.設計平台印刷機主傳動機構

平台印刷機的工作原理是復印原理，即將鉛版上凸出的痕跡藉助於油墨壓印到紙張上。平台印刷機一般由輸紙、著墨（即將油墨均勻塗抹在嵌於版台的鉛版上）、壓印、收紙等四部分組成。如圖9所示，平台印刷機的壓印動作是在卷有紙張的滾筒與嵌有鉛版的版台之間進行。整部機器中各機構的運動均由同一電機驅動。運動由電機經過減速裝置Ⅰ後分成兩路，一路經傳動機構Ⅰ帶動版台作往復直線運動，另一路經傳動機構Ⅱ帶動滾筒作回轉運動。當版台與滾筒接觸時，在紙上壓印出字跡或圖形。

版台工作行程中有三個區段（如圖10所示）。在第一區中，送紙、著墨機構相繼完成輸紙、著墨作業；在第二區段，滾筒和版台完成壓印動作：在第三區段中，收紙機構進行收紙作業。

本題目所要設計的主傳動機構就是指版台的傳動機構Ⅰ和滾筒的傳動機構Ⅱ。

已知條件：

（1）印刷生產率180張/小時； （2）版台行程長度500mm； （3）壓印區段長度300mm； （4）滾筒直徑116mm； （5）電機轉速6r/min；

圖9 平台印刷機工作原理 圖10 版台工作行程三區段

設計要求：能實現平台印刷機的主運動：版台往復直線運動，滾筒作連續或間歇轉動的機構運動方案，要求在壓印過程中，滾筒與版台之間無相對滑動，即在壓印區段，滾筒表面點的線速度相等；為保證整個印刷幅面上印痕濃淡一致，要求版台在壓印區內的速度變化限制在一定的范圍內（應盡可能小）。並用機構創新模型加以實現。

24.設計玻璃窗的開閉機構 已知條件：

（1）窗框開閉的相對角度為90°；

（2）操作構件必須是單一構件，要求操作省力； （3）在開啟位置時，人在室內能擦洗玻璃的正反兩面； （4）在關閉位置時，機構在室內的構件必須盡量靠近窗檻； （5）機構應支承起整個窗戶的重量。 25.設計坐躺兩用搖動椅 已知條件：

（1）坐躺角度為90°～150°； （2）搖動角度為25°；

（3）操作動力源為手動與重力； （4）安全舒適。

（二）設計時間和地點

周一、講解、布置任務、查閱資料、擬定題目 周二、審核題目、開始設計 周三、撰寫說明書 周四、畫圖， 周五、答辯

三、設計考核方法

課程設計完成後通過簡單的答辯的形式進行考核，考核等級分為優、良、中、及格和不及格五等。

四、主要參考書目

1.鄭文緯編，《機械原理》，高等教育出版社，2002年，第7版 2.自查相關資料

Ⅳ 帶式輸送機傳動裝置如何設計

【傳動方案擬定】

1. 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷回平穩。

2. 原始數據：滾答筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
   

3. 滾筒直徑D=220mm。
   

【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：
   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
   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

Ⅵ 機械課程設計

以下僅供參考

一、前言
(一)
設計目的：
通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
(二)
傳動方案的分析
機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。
帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。
齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、確定電動機型號
根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2
、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3
、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100
，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比：
u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則
h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取
φ
齒寬：
b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1
、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
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：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2
、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。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42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則
d =42mm
L
= 50mm
L
= 55mm
L
= 60mm
L
= 68mm
L
=55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1
、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2
、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1
、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2
、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3
、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
=25mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4
、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄
1、吳宗澤、羅聖國主編.機械設計課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解蘭昌等編著.緊密儀器儀表機構設計.杭州：浙江大學出版社，1997.11

Ⅶ 帶式輸送機傳動裝置設計

這個工程多少錢？？

Ⅷ 機械設計課程設計的圖書信息2

書 名: 機械設計課程設計
作者：王洪
出版社： 清華大學出版社
出版時間： 2009年05月
ISBN: 9787811236132
開本： 16開
定價: 26元 《機械設計課程設計》可作為高職高專院校機械類、近機類和非機類各專業機械設計課程設計的教材，也可供職工大學、函授大學、電視大學、業余大學等各類學校使用，並可供有關工程技術人員參考。
作者：編輯、剪輯:鞏雲鵬等
ISBN：10位[750242198X]13位[9787502421984]
出版社：冶金工業出版社
出版日期：1999年
定價：￥23.00元 第一部分機械設計課程設計指導書
1概述
1.1機械設計課程設計的目的
1.2機械設計課程設計的內容
1.3機械設計課程設計的步驟和進度
1.4機械設計課程設計的方法和要求
2傳動裝置的總體設計
2.1確定傳動方案
2.2減速器類型簡介
2.3選擇電動機
2.4傳動比分配
2.5傳動裝置的運動和動力參數計算
3傳動零件的設計計算
3.1減速器以外的傳動零件設計計算
3.2減速器內的傳動零件設計計算
4減速器的構造
4.1齒輪、軸及軸承組合
4.2箱體
4.3減速器的附件
5減速器裝配草圖設計
5.1初繪減速器裝配草圖
5.2軸、軸承及鍵的強度校核計算
5.3完成減速器裝配草圖設計
5.4錐－圓柱齒輪減速器裝配草圖設計的特點與繪圖步驟
5.5蝸桿減速器裝配草圖設計的特點與繪圖步驟
6零件工作圖設計
6.1零件工作圖的設計要求
6.2軸零件工作圖設計
6.3齒輪零件工作圖設計
6.4箱體零件工作圖設計
7裝配工作圖設計
7.1繪制裝配工作圖各視圖
7.2標注尺寸
7.3零件序號、標題欄和明細表
7.4減速器的技術特性
7.5編寫技術條件
7.6檢查裝配工作圖
7.7減速器裝配工作圖的改錯練習
8編寫設計計算說明書
8.1設計計算說明書的內容與要求
8.2設計計算說明書的編寫大綱
9課程設計的總結與答辯
第二部分計算機輔助機械設計
1概述
2計算機輔助機械設計中的設計資料處理
2.1數表程序化
2.2數表的插值計算
2.3數表解析化
2.4線圖程序化
2.5數表與線圖的文件化處理與資料庫
3典型機械零件的計算機輔助設計
3.1V帶傳動的計算機輔助設計
3.2滾子鏈傳動的計算機輔助設計
3.3漸開線齒輪傳動的計算機輔助設計
3.4普通蝸桿傳動的計算機輔助設計
3.5軸的計算機輔助設計
3.6滾動軸承計算機輔助設計
第三部分電子圖板繪圖
1概述
2電子圖板CAXA繪圖基礎
2.1電子圖板的用戶界面和菜單系統
2.2常用鍵的功能
2.3約定
2.4電子圖板繪圖過程中的有關問題
3電子圖板繪圖示例
3.1軸的零件工作圖
3.2齒輪的零件工作圖
3.3減速器裝配工作圖
第四部分設計資料
1機械制圖
1.1一般規定
圖紙幅面及圖框格式（摘自GB/T146891993）
比例（摘自GB/T14690－1993）
剖面符號（摘自GB4457.5－1984）
裝配圖或零件圖標題欄格式（摘自GB10609.1－1989）
明細表格式（摘自GB10609.1－1989）
圖線的名稱、型式、寬度及應用（摘自GB/T17450－1998）
1.2常用零件的規定畫法
螺紋及螺紋緊固件的畫法（摘自GB4459.1－1995）
螺紋的標注（摘自GB4459.11995）
齒輪、齒條、蝸桿、蝸輪及鏈輪的畫法（摘自GB4459.2—1984）
齒輪、蝸輪、蝸桿嚙合畫法（摘自GB4459.2—1984）
花鍵的畫法及其尺寸注法（摘自GB4459.3—1984）
1.3機構運動簡圖符號
機構運動簡圖符號（摘自GB44601984）
2常用資料與一般標准、規范
2.1常用資料
國內部分標准代號
國外部分標准代號
黑色金屬各種硬度值對照表（摘自GB1172—1974）
常用材料彈性模量及泊松比
常用材料的密度
材料的滑動摩擦系數
摩擦副的摩擦系數
滾動摩擦力臂（大約值）
機械傳動效率概略值和傳動比范圍
2.2一般標准
標准尺寸（直徑、長度、高度等）（摘自GB2822－1981）
中心孔（摘自GB145－1985）
配合表面處的圓角半徑和倒角尺寸（摘自GB6403.4－1986）
圓形零件自由表面過渡圓角半徑
滾花（摘自GB6403.3－1986）
齒輪滾刀外徑尺寸（摘自GB6083－1985）
砂輪越程槽（摘自GB6403.5－1986）
刨切越程槽
最小壁厚
外壁、內壁與筋的厚度
鑄造內圓角
鑄造外圓角（摘自JB/ZQ4256－1986）
鑄造斜度
鑄造過渡斜度
3機械設計中常用材料
3.1黑色金屬
碳素結構鋼（摘自GB700－1988）
優質碳素結構鋼（摘自GB6991988）
合金結構鋼（摘自GB3077－1988）
一般工程用鑄鋼及鑄鐵（摘自GB11352－1989、GB9439－1988、GB1348－1988）
3.2有色金屬
加工青銅（摘自GB5233－1985）
鑄造銅合金（摘自GB1176－1987）
3.3非金屬材料
常用工程塑料
工業用硫化橡膠板（摘自GB5574－1994）
工業用毛氈（摘自FJ314－1981）
軟鋼紙板（摘自QB365－1981）
4螺紋及螺紋聯接
4.1螺紋
普通螺紋基本尺寸（摘自GB196－1981、GB197－1981）
內、外螺紋選用公差帶（摘自GB197－1981）
螺紋旋合長度（摘自GB197－1981）
4.2螺紋零件的結構要素
普通螺紋收尾、肩距、退刀槽、倒角（摘自GB3－1979）
粗牙螺栓、螺釘的擰人深度和螺紋孔尺寸
緊固件通孔及沉孔尺寸（摘自GB152.2～152.4－1988、GB5277－1985）
4.3螺栓
六角頭螺栓－A級和B級（摘自GB5782－1986）、細牙－A級和B級（摘自GB5785－1986）
六角頭螺栓－全螺紋－A級和B級（摘自GB5783－1986）
六角頭鉸制孔用螺栓－A級和B級（摘自GB27－1988）
4.4螺釘
內六角圓柱頭螺釘（摘自GB70－1985）
吊環螺釘（摘自GB825－1988）
啟箱螺釘（摘自GB85－1988）
十字槽沉頭螺釘（摘自GB819－1985）、十字槽盤頭螺釘（摘自GB818－1985）
開槽錐端緊定螺釘（摘自GB71－1985）、開槽平端緊定螺釘（摘自GB73－1985）
開槽長圓柱端緊定螺釘（摘自GB75－1985）
4.5螺母
I型六角螺母－A和B級（摘自GB6170－1986）、I型六角螺母－細牙－A和B級
（摘自GB6171－1986）
圓螺母（摘自GB812－1988）
4.6墊圈
標准型彈簧墊圈（摘自GB93－1987）
圓螺母用止動墊圈（摘自GB858－1988）
4.7擋圈
螺釘緊固軸端擋圈（摘自GB891－1986）、螺栓緊固軸端擋圈（摘自GB892－1986）
孔用彈性擋圈－A型（摘自GB893.1－1986）
軸用彈性擋圈－A型（摘自GB894.1－1986）
5鍵、花鍵和銷聯接
普通平鍵（摘自GB1095－1979、GB1096－1979；1990年確認有效）
矩形花鍵基本尺寸系列及位置度、對稱度公差（摘自GB1144－1987）
矩形內、外花鍵的尺寸公差帶（摘自GB1144－1987）
圓柱銷（摘自GB119－1986）、圓錐銷（摘自GB117－1986）
內螺紋圓柱銷（摘自GB120－1986）、內螺紋圓錐銷（摘自GB118－1986）
6滾動軸承
深溝球軸承（GB/T276－1994）
角接觸球軸承（摘自GB/T292－1994）
圓錐滾子軸承（摘自GB/T297－1994）
圓柱滾子軸承（摘自GB/T283－1994）
角接觸球軸承及圓錐滾子軸承的軸向游隙
滾動軸承與軸和座孔的配合（摘自GB/T275－1993）
7聯軸器
HL型彈性柱銷聯軸器（摘自GB5014－1985）
TL型彈性套柱銷聯軸器（摘自GB4323－1985）
ML型梅花形彈性聯軸器（摘自GB5272－1985）
滑塊聯軸器（摘自JB/ZQ4384－1986）
8潤滑與密封
8.1潤滑劑
常用潤滑油的性質和用途
常用潤滑脂的性質和用途
8.2油杯
直通式壓注油杯（摘自JB/T7940.1－1995）
接頭式壓注油杯（摘自JB/T7940.2－1995）
旋蓋式油杯（摘自JB/T7940.3－1995）
壓配式壓注油杯（摘自JB/T7940.4－1995）
8.3油標和油標尺
壓配式圓形油標（摘自JB/T7941.1－1995）
長形油標（摘自JB/T7941.3－1995）
油標尺
8.4密封裝置
氈圈油封形式和尺寸（摘自JB/ZQ4606－1986）
旋轉軸唇形密封圈（摘自GB13871－1992）
油溝式密封槽（摘自JB/ZQ4245－1986）
迷宮密封
O形密封圈軸向溝槽尺寸（摘自GB/T3452.3－1988）
通用O形橡膠密封圈（代號G）的型式、尺寸及公差（摘自GB3452.1－1992）
9減速器附件
9.1檢查孔與檢查孔蓋
9.2通氣器
通氣塞
通氣器
9.3軸承蓋
螺釘聯接式軸承蓋
嵌入式軸承蓋
9.4螺塞及封油墊
9.5擋油盤
9.6起吊裝置
吊耳和吊鉤
10常用傳動零件的結構
10.1圓柱齒輪的結構
10.2圓錐齒輪的結構
10.3蝸輪蝸桿的結構
10.4V帶輪的結構
10.5鏈輪的結構
11極限與配合、形狀位置公差和表面粗糙度
11.1公差與配合名詞與代號說明
標准公差和基本偏差代號
配合種類及代號
11.2標准公差值和孔及軸的極限偏差值
基本尺寸至500mm標准公差值
基本尺寸由大於10mm至315mm孔的極限偏差值
基本尺寸由大於10mm至315mm軸的極限偏差值
減速器主要零件的薦用配合
11.3形狀公差及位置公差（摘自GB/T1184－1996）
直線度、平面度公差
圓度、圓柱度公差
同軸度、對稱度、圓跳動和全跳動公差
平行度、垂直度、傾斜度公差
軸的形位公差推薦標注項目
箱體形位公差推薦標注項目
11.4表面粗糙度
表面粗糙度與對應的加工方法
典型零件表面粗糙度選擇
11.5漸開線圓柱齒輪精度（摘自GB10095－1988）
11.6錐齒輪精度（摘自GB113651989）
11.7圓柱蝸桿、蝸輪精度（摘自GB100891988）
12電動機
Y系列（IP44）三相非同步電動機技術數據（摘自ZB/TK22007－1988）
Y系列（IP44）三相非同步電動機的外形及安裝尺寸
第五部分參考圖例
1減速器裝配工作圖
單級圓柱齒輪減速器
雙級圓柱齒輪減速器（軟齒面齒輪，鑄造箱體）
雙級圓柱齒輪減速器（硬齒面齒輪，鑄造箱體）
雙級圓柱齒輪減速器（軟齒面齒輪，焊接結構箱體）
錐圓柱齒輪減速器
蝸桿減速器（蝸桿下置）
蝸桿減速器（整體式結構箱體）
蝸桿減速器（蝸桿上置，帶風扇）
行星齒輪減速器（2KH型）
2箱體零件工作圖
雙級圓柱齒輪減速器箱蓋
雙級圓柱齒輪減速器箱座
錐－圓柱齒輪減速器箱蓋
錐－圓柱齒輪減速器箱座
蝸桿減速器箱蓋
蝸桿減速器箱座
3軸和輪類零件工作圖
軸
圓柱齒輪軸
圓柱齒輪
錐齒輪軸
錐齒輪
蝸桿
蝸輪
輪芯
輪緣
第六部分機械設計課程設計題目
ZDL型題目
ZDD型題目
ZL型題目
ZZ型題目
WD型題目
NGW型題目
參考文獻