减速器设计说明书.doc

机械设计项目设计 汽车服务工程1401班
3设计内容
设计说明及计算过程
计算结果
前言
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
课程设计题目：带式输送机传动装置的设计
运动简图：
1、电动机；  2、三角带传动；  3、减速器；
4、联轴器；  5、传动滚筒； 6、运输平皮带

设计目的： 
（1） 通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。 
（2） 学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。 
（3） 学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和手册、运用标准和规定。

设计任务：
电动机类型确定
单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算
编写一份设计说明书
装配图一张、齿轮及轴的零件图各一张

31
第 页
设计内容
设计说明及计算过程
计算结果
一、传动方案拟定

二、电动机选择

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
(1)工作条件：输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），两班制工作，输送带速度允许误差为±5%。
(2)原始数据：滚筒圆周力F=1800N；带速V=1.40m/s；滚筒直径D=350mm。

1、 电动机类型的选择：Y系列鼠笼式三相异步电动机

2、电动机功率选择（查机械设计课程设计P15表2-5）
(1)传动装置的总效率：
η总=η带×η齿轮×η联轴器×η3轴承×η滚筒
     =0.95×0.97×0.99×0.983×0.96
=0.82
(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=1800×1.4/1000×0.82
=3.07KW

3、确定电动机转速
计算滚筒工作转速：
n滚筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×350
=76.40 r/min

根据机械设计课程设计P15表2-5选择合理的传动比，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I1=3～5。取V带传动比I2=2～4，则总传动比范围为I总=6～20。故电动机转速的可选范围为n电动机=I总×n滚筒=458.4～1528r/min
符合这一范围的同步转速有720、960、1440r/min等。
 根据容量和转速，查机械设计手册表2-6，有三种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=960r/min 。

4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M1-6。
其主要性能：额定功率：4KW，满载转速960r/min，最大额定转矩 2.0N/m
F=1800N
V=1.40m/s
D=350mm

η总=82%.
P工作=3.07KW
n滚筒=76.40r/min

电动机型号Y132M1-6

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果
三、计算总传动比及分配各级的传动比

四、运动参数及动力参数计算

五、传动零件的设计计算

1、总传动比：i总=n电动/n滚筒=960/76.40=12.56
2、分配各传动比
(1) 取V带，圆柱齿轮I齿轮=I减速器=5.00（单级减速器I=3~5合理）
(2) i总=i齿轮×i带×i减速器
i带=i总/（i齿轮i减速器）=12.56/5.00=2.512

1、计算各轴转速（r/min）
V带高速轴   n =n电机=960r/min
减速器高速轴n2=n1/i带=960/2.512=382.16(r/min)
减速器低速轴n3=n2/ i减速器=382.16/5.00=76.40(r/min)
传动滚筒轴    n4= n3/i齿轮 =76.40/5.00=15.30(r/min)
2、 计算各轴的输入功率（KW）
V带低速轴     P1=P工作=3.07KW
减速器高速轴  P2=P1×η带=3.07×0.95=2.92KW
减速器低速轴  P3=P2×η轴承×η齿轮= 2.92×0.98×0.97=2.77KW
滚筒轴          P4 = P3×η轴承×η联轴器=2.77×0.98×0.99=2.69KW
3、 计算各轴扭矩（N·m）
电动机输出轴T1=9550P1/n1=9550×3.07/960=30.54N·m
减速器高速轴  T2=9550P2/n2=9550×2.92/382.16=72.90N·m
减速器低速轴  T3=9550P3/n3=9550×2.77/76.40=346.25N·m
 滚筒轴 T4=9550 P4 /n4= 9550×2.96/15.30=1847.58N·m

1、 带轮传动的设计计算
(1)计算功率PC
查机械设计基础第六版P222表13-9得：KA=1.1
PC=KAP=1.1×4=4.4KW
(2)选V带型号
查机械设计基础第六版P223图13-15得：选用A型V带
(3)确定大小带轮基准直径d1、d2
查机械设计基础第六版P223图13-15得，d1=112~140mm
因传动比不大，d1可取大值而不会使d2过大，因此取d1=140mm
d2=n1/n2·d1(1-ε)=960/382.16×140×（1-0.02）=344.65mm
查机械设计基础第六版P224表13-10得， d2=355mm
实际从动轮转速 n2’=nId1/d2=960×140/355
               =378.6r/min
转速误差为：(n2-n2‘)/n2=382.16-378.6/382.16
                 =0.009<-0.05(允许)
i总=12.56
i齿轮=5.00
i带=2.512

n1=960r/min
n2=382.16 r/min
n3=76.40
r/min
n4=15.30
r/min

P1=3.07KWp2=2.92KW
p3=2.77KW
P4=2.96KW

T1=30.54
N·m
T2=72.90
N·m
T3=346.25
N·m
T4=1847.58
N·m

d1=140mm
d2=355mm

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

(4)验算带速v
v=πd1nI/60×1000=π×140×960/60×1000=7.04m/s
带速在5~30m/s范围内，合适。
(5) 求V带基准长度Ld和中心距a
初步选取中心距
a0=1.5(d1+d2)=1.5×(140+355)mm=693mm
取a0=700mm，符合0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)
由带长公式L0=2a0+π/2(d1+d2)+( d2-d1)2/4a0
得L0=2193mm
查机械设计基础第六版P216表13-2得：对A型带选用Ld=2200mm
由实际中心距公式a≈a0+Ld-L0/2=703.5mm
(6) 验算小带轮包角α1
α1=1800-d2-d1/a×57.30=1620>1200（合适）
(7)求V带根数z
由n1=960r/min, d1=140mm,查机械设计基础第六版P219表13-4得：P0=1.62KW
由传动比公式i=d2/d1(1-ε)得i=2.58
查机械设计基础第六版P221表13-6得：△P0=0.11KW
由α1=1620
查机械设计基础第六版P222表13-8得：Kα=0.95
查机械设计基础第六版P216表13-2得：KL=1.06
由公式z= PC/(P0+△P0)KαKL=2.53
取3跟
(8) 计算轴上压力FQ
查机械设计基础第六版P216表13-1得：q=0.105kg/m
由公式得单根V带的初拉力：
F0=500PC/zv（2.5/Kα-1）+qv2=175.9N
则作用在轴承的压力FQ，由公式FQ=2zF0sin α1/2=1042.4N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及确定许用应力
   考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。根据机械设计基础第六版P171表11-1得：小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为217~286HBS，取260HBS，σHlimZ1=700MPa ，σFE1=600MPa ；大齿轮选用45钢调质，齿面硬度197~286HBS，取230HBS，σHlimZ2=580MPa， σFE2 =450MPa。根据机械设计基础第六版P172表11-2选9级精度。
根据课本P176表11-5，选取安全系数SH=1.1
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
v=7.04m/s

Ld=2200mm
a=703.5mm

α1=1620

P0=1.62KW
i=2.58

△P0=0.11Kw
Kα=0.95
KL=1.06

z=3根

F0=175.9N
FQ=1042.4N

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

[σH1]=σHlim1/SH=700/1.1MPa=636.36MPa
[σH2]=σHlim2/SH=580/1.1MPa=527.27MPa
[σF1]=σFE1 /SF=600/1.25MPa=480.00MPa
[σF2]=σFE2 /SF =450/1.25MPa=360.00MPa
(2) 按齿面接触强度设计
查机械设计基础第六版表P174 11-3取载荷系数K=1.5
查机械设计基础第六版表P179 11-6取齿宽系数φd=1.0
小齿轮上的转矩
T1=9.55×106P2/n2=9.55×106×2.92/382.16=72970N·mm
查机械设计基础第六版表P175 11-4，取ZE=188.0，u=i12=5
则mm
得d1=36.04mm
取小齿轮齿数Z1=20，则大齿轮齿数：Z2=iZ1=100
模数m=d1/Z1=36.04/20=1.8
齿宽b=φdd1=1.0×36.04=36.04mm，取b2=35mm，b1=40mm
查机械设计基础第六版表P58 4-1取m=2，实际的d1=Z1m=20×2=40mm
d2=Z2m=100×2=200mm
则中心距a= (d1+ d2)/2=(40+200)/2=120mm
齿顶圆直径：da1= d1 +2m=40+4=44mm
            da2= d2 +2m=200+4=204mm
齿根圆直径：df1=m(Z1-2.5)=35m
df2=m(Z2-2.5)=195mm
全齿高：h=2.25m=2.25*2=4.5mm 
(3) 验算齿轮弯曲强度
查机械设计基础第六版P177图11-8，
齿形系数YFa1=2.925，YFa2=2.21
查机械设计基础第六版P178图11-9,
修正系数YSa1=1.56, YSa2=1.82
σF1=(2KT1/b1m2Z1)YFa1 YSa1=312.15MPa≤[σF1] =480.00MPa
σF2 =σF1(YFa2YSa2/ YFa1YSa1)=275.30MPa≤[σF2 ] =360.00MPa
安全
(4) 齿轮的圆周速度
V= V=πd1n2/60×1000=3.14×40×382.16/60×1000=0.8m/s
对照课本表11-2可知选用9级精度是合宜的

[σH1]=636.36MPa
[σH2]=527.27MPa
[σF2]=480.0MPa
[σF1]=360.0MPa

T1=72970
N·mm

Z1=20
Z2=100
m=2

d1=40mm
d2=200mm
a=120mm
da1=44 mm
da2=204mm
df1=35mm
df2=195mm
h=4.5mm
σF1=312.15MPa
σF2=275.30MPa

V=0.8m/s

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果
六、轴的设计计算

输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45钢调质，硬度217~255HBS
查机械设计基础第六版表14-2，取c=110
d≥110（P2/n2）1/3=110 (2.92/382.16)1/3mm=21.66mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=21.66×(1+5%)mm=22.75mm
选d=25mm
2、轴的结构设计
(1)轴上零件的定位，固定和装配
  单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，主动轴采用齿轮轴，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩定位，则采用过渡配合固定。
(2)确定轴各段直径和长度
d1=25mm L1=50mm
d2=27mm L2=60mm
d3=30mm L3=16mm
d4=35mm L4=28mm
d5=44mm L5=40mm
d6=35mm L6=28mm
d7=30mm L7=16mm
查机械设计课程设计表3-18，初选用深沟球轴承6206
d=30mm D=62mm B=16mm Cr=19.5KN
(3) 按弯矩复合强度计算
①分度圆直径：已知d1=40mm
②转矩：已知 T1=72970N·mm
③圆周力：Ft=2T1/d1=2×72970/40=3648.5N
④径向力：Fr=Ft·tanα=3648.5×tan200=1327.9N
⑤强度校核
(1)绘制轴受力简图.
(2)绘制垂直面弯矩图
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=664N
FAZ=FBZ=Ft/2=1824.3N
由两边对称知截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=664×128×10-3=42.5N·m
(3)绘制水平面弯矩图
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1824.3×128/2×10-3=116.7N·m

d1=25mm L1=50mm
d2=27mm L2=60mm
d3=30mm L3=16mm
d4=35mm L4=28mm
d5=44mm L5=40mm
d6=35mm L6=28mm
d7=30mm L7=16mm

L=128mm

α=200

Ft=3648.5N
Fr=1327.9N

MC1=42.5
N· m
MC2=116.7N·m

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

(4)绘制合弯矩图
MC=(MC12+MC22)1/2=(42.52+116.72)1/2=124.2N·m
(5)绘制扭矩图
转矩：T=Ftd1/2=73N·m
(6)绘制当量弯矩图
由于是单向回转，轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2２+(αT)2]1/2
=[116.7２+(0.6×73)2]1/2=124.6N·m
(7)校核危险截面C的强度
σe=Mec/0.1d53=124.6×1000/0.1×443
=14.6MPa< [σ-1b]=60MPa
故该轴强度足够

Fr
F1v F2v

Mav

Mah

MC=124.2N·m
T=73N·m

Mec=124.6
N·m
σe=14.6MPa

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

Mav

T

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45钢调质，硬度217~255HBS
查机械设计基础第六版表14-2，取c=110
d≥110(P3/n3) 1/3=110 (2.77/76.4)1/3mm=36.3mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=36.32×(1+5%)mm=38.14mm
取d=40mm
2、轴的结构设计
(1)轴的零件定位，固定和装配
  单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右侧装入。
 (2)确定轴的各段直径和长度
d1=40mm L1=80mm
d2=42mm L2=30mm
d3=45mm L3=46.5mm
d4=48mm L4=34mm
d5=50mm L5=10mm
d6=48mm L6=16.5mm
d7=45mm L7=20mm
查机械设计课程设计表3-18，初选用深沟球轴承6209
d=45mm D=85mm B=19mm Cr=31.5KN
(3)按弯扭复合强度计算
①分度圆直径：已知d2=200mm
②转矩：已知T2=9550P3/n3=9550×2.77/76.4=346 N·m
③圆周力：Ft=2T2/d2=2×346.11×103/200=3461.1N
④径向力：Fr=Ft·tanα=1648.14×tan200=1259.7N
⑤强度校核
(1)绘制轴受力简图
(2)绘制垂直面弯矩图
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=629.87N
FAZ=FBZ=Ft/2=1730.5N
由两边对称知截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=629.87×128/2×10-3=40.31N·m

d=40mm

d1=40mm L1=80mm
d2=42mm L2=30mm
d3=45mm L3=46.5mm
d4=48mm L4=34mm
d5=50mm L5=10mm
d6=48mm L6=16.5mm
d7=45mm L7=20mm

L=128mm

Ft=3461N
Fr=1259N

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果
七、滚动轴承的选择

(3)绘制水平面弯矩图
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1730.5×128/2×10-3=110.75N·m
 (4)绘制合弯矩图
MC=(MC12+MC22)1/2=(40.312+110.752)1/2=117.85N·m
(5)绘制扭矩图
转矩：T=Ftd2×10-3/2=346.1N·m
(6)绘制当量弯矩图
由于是单向回转，轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2２+(αT)2]1/2
=[110.75２+(0.6×346.1)2]1/2=235.3N·m
(7)校核危险截面C的强度
σe=Mec/0.1d43=146.42×1000/0.1×48
=21.3MPa< [σ-1b]=60MPa
故该轴强度足够

1、计算输入轴承
选用6206型深沟球轴承，其内径d= 30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm， Cr=19.5kN
根据条件，轴承预计寿命
12×300×10=36000h
(1)已知n2=382.16r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=1327.9N
初选两轴承为6206型深沟球轴承
(2)求系数x、y
Fa=0，Fa/Fr<e
查机械设计基础表16-11得x=1，y=0
(3)计算当量载荷P1、P2
查机械设计基础表16-8得：ft=1.0
查机械设计基础表16-9得：f P=1.1
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1×(1×1327.9+0)=1460.7N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1×(1×1327.9+0)=1460.7N
(4)轴承寿命计算
P1=P2  故取P=1460.7N
深沟球轴承ε=3
查机械设计课程设计表3-18得Cr=19500N

MC1=40.31N·m
MC2=110.75N·m
MC=117.85N·m
Mec=235.3N·m
σe=21.3
MPa

FR=1327.9N

x=1，y=0

P=695.57N
ε=3

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果
八、键联接的选择及校核计算

LH=(106/60n)×(ftCr/fpP)ε
=106/60×382.16×(1×19500/1.1×1460.7)3
=77815h>36000h
故预期寿命足够

2、计算输出轴承
选6209型深沟球轴承，其内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm ，Cr=31.5kN
(1)已知n3=76.4r/min
 Fa=0   FR=FAZ=1259.7N
试选6210型深沟球轴承
(2)求系数x、y
Fa=0，Fa/Fr<e
查机械设计基础表16-11得x=1，y=0
(3)计算当量载荷P1、P2
查机械设计基础表16-8得：ft=1.0
查机械设计基础表16-9得：f P=1.1
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1×(1×1259.7+0)= 1259.7N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1×(1×1259.7+0)= 1259.7N
(4)轴承寿命计算
P1=P2  故取P=1259.7N
深沟球轴承ε=3
查机械设计课程设计表3-18得Cr=31500N
LH=(106/60n)×(ftCr/fpP)ε
=106/60×76.4×(1×31500/1.1×1259.7)3
=2560994h>36000h
故预期寿命足够
1、带轮与输入轴采用平键
轴径 d1=25mm L1=50mm
查机械设计基础表10-10得：选A型键
b=8mm  h=7mm c或r=0.3mm
L=40mm t1=4.0mm
T1=72970 N·mm
σp=4T1/dhL=4×72970/25×7×40
 =41.69Mpa<[σP]=110Mpa 
2、输出轴与齿轮联接用平键联接
轴径 d4=48mm L4=34mm
查机械设计基础表10-10得：选A型键

LH=77815h

Fr=1259.7N
x=1，y=0
P=1259.7N
ε=3
LH=2560994h

b=8mm 
h=7mm
r=0.3mm
L=40mm t1=4.0mm

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果
九、箱体设计
b=14mm  h=9mm c或r=0.5mm
L=32mm t1=4.0mm
T2=346000N·mm
σp=4T2/dhL=4×346000/48×9×32
 =100.1Mpa<[σP]=110Mpa 
3、输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径 d1=40mm L1=80mm
查机械设计基础表10-10得：选A型键
b=12mm  h=8mm c或r=0.5mm
L=50mm t1=5.0mm
T2=346110 N·mm
σp=4T2/dhL=4×346000/40×8×50
=11Mpa<[σP]=110Mpa 

1、 箱体是减速器结构和受力最复杂的零件，其各部分的
尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。尺寸列入下表，单位mm。
符 号
名 称
尺 寸
备 注
σ
底座壁厚
25
不小于8
σ1
箱盖壁厚
σ1 =10 σ2=15
不小于8
b
箱底座上不凸缘厚
b=1.5σ=15

b1
箱盖凸缘厚
b1 =1.5σ1=15

b2
箱底座厚
b2=2.5σ=25

m
箱座加强肋厚
σ =20

m1
箱盖加强肋厚
σ1 =10

df
地脚螺栓直径
df=10
手册查得
d1
轴承旁连接螺栓直径
df=8
n=4
d2
箱座与箱盖连接螺栓直径
df=10

d3
轴承盖固定螺栓直径
d3=8
手册查得
c1
箱壳外壁至螺钉中心线间的距离
c1=26
c1=24
可由手册查得
k
底座上部或下不凸缘宽
k= c1+ c1=40

D1
小轴承盖螺钉分布圆直径
82

D0

105

D5

81

D2
大轴承盖螺钉分布圆直径
110

R
箱盖外表面圆弧半径
135

b=14mm 
h=9mm r=0.5mm
L=32mm t1=4.0mm

b=12mm 
h=8mm r=0.5mm
L=50mm t1=5.0mm

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果
十 、润滑和密封

十一、总结

1、齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.6m/s，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35.5mm。
2、滚动轴承的润滑
由于齿轮周向速度为1.6m/s＜2 m/s所以宜用脂润滑，应开设封油盘。
3、润滑油的选择
考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
4、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

在设计过程中的经验教训总结：
1、设计的过程中必须严肃认真，刻苦钻研，一丝不苟，精益求精，才能在设计思想，方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。
2、机械设计课程设计是在老师的指导下独立完成的，必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题。
3、设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。
4、整个设计过程中要注意随时整理计算结果，并在设计草稿本上记下重要的论据，结果，参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题，使设计的各方面都做到有理有据。这对设计正常进行，阶段自我检查和编写计算说明书都是必要的。
通过这次为期两周的课程设计，我拓宽了知识面，锻炼了能力，综合素质得到较大提高。
安排课程设计的基本目的，在于通过理论与实际的结合、人与人的沟通，进一步提高思想觉悟。尤其是观察、分析和解决问题的实际工作能力，以便培养成为能够主动适应社会主义现代化建设需要的高素质的复合型人才。

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

通过课程设计，让我们找出自身状况与实际需要的差距，并在以后的学习期间及时补充相关知识，为求职与正式工作做好充分的知识、能力准备，从而缩短从校园走向社会的心理转型期。课程设计促进了人才培养计划的完善和课程设置的调整。课程设计达到了专业学习的预期目的。在两个星期的课程设计之后，我们普遍感到不仅实际动手能力有所提高，更重要的是通过对机械设计流程的了解，进一步激发了我们对专业知识的兴趣，并能够结合实际存在的问题在专业领域内进行更深入的学习。
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，会在今后的学习中不断改进。通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的机器。

参考文献：
[1] 杨可桢，程光蕴，李仲生，钱瑞明.机械设计基础.第六版.
高等教育出版社.2013
[2] 韩泽光，郝瑞琴，毕新胜.机械设计课程设计.北京航空航天大学出版社.2013

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

设计内容
设计说明及计算过程
计算结果

目 录
第一章 总 论 1
1.1项目概况 1
1.2研究依据及范围 3
1.3主要技术经济指标 4
1.4研究结论及建议 4
第二章 项目建设的背景和必要性 6
2.1项目建设的背景 6
2.2项目建设的必要性 8
第三章 项目服务需求分析 11
第四章 项目选址与建设条件 13
4.1选址原则 13
4.2项目选址 13
4.3建设条件 14
4.4项目建设优势条件分析 15
第五章 建设方案 18
5.1建设规模与内容 18
5.2总体规划设计 19
5.3建筑方案 24
5.4结构方案 26
5.5给水工程 27
5.6排水工程 29
5.7电气设计 31
5.8暖通设计 34
5.9项目实施进度 35
第六章 节能措施 37
6.1 设计依据 37
6.2节能措施 37
第七章 环境影响分析 39
7.1 环境影响分析 39
7.2 环境保护措施及治理效果 40
第八章 消防与安全卫生 42
8.1 消防 42
8.2  劳动安全 43
8.3  卫生防护 44
第九章 组织机构与运作方式 45
9.1  组织机构 45
9.2组织管理 46
9.3劳动定员 46
第十章 投资估算 47
10.1编制依据 47
10.2  投资估算 47
10.3资金筹措 48
第十一章  经济效益评价 49
11.1 成本核算 49
11.2 利润估算 51
11.3经济风险分析 52
11.4财务评价结论 54
第十二章 结 论 55