机械设计夹具体课程设计.doc

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1、 洛阳理工学院课 程 设 计 说 明 书 课程名称：机 械 设 计 设计课题：展开式二级圆柱斜齿轮减速器 专 业：机械设计制造及其自动化 班 级：B 姓 名：石帅鹏 2014年6月18日课 程 设 计 任 务 书机 械 工 程 系 机 械 设 计 制 造 及 其 自 动 化专业学生姓名 石帅鹏 班级B 1 1 0 2 0 3学号B 1 1 0 2 0 124 课程名称：机 械 设 计设计题目：展开式二级圆柱斜齿轮减速器课程设计内容与要求： （1）选择电动机型号 （2）确定带传动的主要参数及尺寸 （3）设计减速器 （4）选择联轴器设计论文开始日期 2014年6月6日 指导老师 王荣先设计论文完成

2、日期 2014年6月18日 2014年6月18日带式输送机传动装置设计摘 要本设计根据课程设计任务，对带式输送机传送装置的传动机构进行了选择电机进行了选择，然后拟定了总体传动方案。该传动系统通过三级减速达到要求转速，分别为带传动和两级展开式圆柱斜齿轮减速器的减速，其中带传动有过载保护的作用，减速器能够保证精确的传动比。接着依次对减速比进行了分配、对带轮、齿轮和轴进行了设计和校核、对轴承和键进行了选择和校核，均能满足工作要求。最后对润滑和密封装置进行了设计，本说明书对箱体和其它零件的设计没有再做介绍。关键词：带式输送机，设计，校核目录前言1第1章 产品简介与设计任务21.1 带式输送机传动装置简

3、介21.2课程设计任务2第2章 机械系统总体设计42.1 机械系统运动方案拟定42.2 电动机选择42.2.1 选择电动机的类型42.2.2选择电动机功率42.3减速器设计方案拟定5第3章 传动装置总体设计63.1 总传动比及各级传动比分配63.2 传动装置的运动和动力参数6第4章 带轮设计计算84.1 带轮设计要求84.2 带轮设计计算84.3带轮设计参数汇总9第5章 齿轮设计115.1齿轮组1设计要求115.2 齿轮组1设计115.3齿轮组2设计155.4 齿轮参数汇总16第六章 轴设计与校核176.1轴的设计176.1.1初步确定各轴的最小直径176.1.2轴的尺寸设计186.2轴的校核

4、216.2.1输入轴校核216.2.2中间轴校核246.2.3输出轴校核27第七章 轴上零件设计与校核317.1轴承校核317.2键设计校核32第八章 齿轮轴承的润滑与轴承密封348.1齿轮轴承润滑348.2轴承的密封34结论35谢 辞36参考文献37前言通过本次设计意在加强自己对机械设计的总体认识和计算、绘图、设计能力。以培养自己良好的设计习惯，对于以后的学习工作起到了巨大的作用。本设计对带式输送机传动装置，进行了总体的设计和部分零件的设计，并对二级减速器装配图和中间轴上大齿轮、输出轴的零件图进行了绘制。带式输送机传动装置现已在工业的各个领域得到了广泛的应用，例如煤炭、矿山、港口、电站、建材

5、、冶金、食品等行业。国外先进的厂家已经将该产品实现了自动化智能化控制，国内在此方面还比较落后。我们应加大在此方面的投资和研究。本设计面对的主要问题就是传动方案和二级减速器的设计。本着经济、实用、简单的原则，我对该传动装置进行合理设计并对其性能进行了公式和经验校核，校核结果达到了设计要求和使用要求。 第1章 产品简介与设计任务1.1 带式输送机传动装置简介带式输送机传动装置是指使用传送带输送产品或物料的装置。其主要是通过把电动机的旋转运动装换为传送带的直线运动来实现其使用功能。带式输送机传动装置促进了流水线生产和自动化生产的发展进程，大大提高了生产效率。带式输送机现已广泛的运用于煤炭、矿山、港口

6、、电站、建材、冶金、食品等行业。带式送传送装置主要由主动机、减速装置和传送装置组成。本设计主动机使用电机，然后通过带轮和减速器进行减速，最后通过联轴器跟输送带连接以实现输送机的输送功能。图1-1为本设计的结构和布置简图。图1-1两级圆柱齿轮减速器带式输送机传动装置图中 1-电动机 2-运送带 3-卷筒 4-联轴器 5-减速器 6-v带传动1.2课程设计任务（1） 减速器类型：两级圆柱斜齿轮减速器；（2） 载荷情况：载荷平稳单向运动；（3） 工作制度：单班制；（4） 生产规模：大批量生产；（5） 设计参数：运动带工作拉力运输带工作速度卷筒直径；（6） 减速器外廓尺寸：结构紧凑；（7） 使用年限：

7、十年大修期五年；（8） 运送带速度允许误差：之间。第2章 机械系统总体设计2.1 机械系统运动方案拟定考虑到经济型和互换性，动力机选择价格较为便宜、参数可选范围广泛的三项异步电动机。由于轮有着良好的过载保护作用，二级减速器能够保证精确的传动比。所以减速装置主要使用带轮传动和二级减速器。二级减速器和传送平带通过普通的联轴器进行连接。此方案结构简单、经济性好、可靠性高。2.2 电动机选择2.2.1 选择电动机的类型选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性，有无冲击，过载情况，调速范围，启动、制动的频繁程度以及电网的供电状况等。本设计的输送带要求电动机输出恒定的转矩，又由于输送机不经常启动载荷

8、平稳单项运动，所以选择常用的Y系列三相异步电动机。2.2.2选择电动机功率工作机所需的功率由机器工作阻力和运动参数计算求得，如图1-1所示电动机所需功率为 （2-1）式中工作阻力，工作机线速度，为工作机的效率。传动机总效率的计算公式为 （2-2）传动系统的传动效率分别为：V带传、滚动轴承、圆柱齿轮传动、弹性联轴器、卷筒轴滑动轴承。将数据带入式（2-1）、（2-2）计算得到由于Y系列的电机，通常多选用转速为和。查询课程设计手册1表12-1选择型号为Y132M-4电动机较为合适。表2-1 Y132M-4电动机参数电动机型号额定功率/满载转速/（）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/Y132M-4

9、7.514402.22.3812.3减速器设计方案拟定考虑到本传动的转矩不大，工作环境状况较好，所以确定减速器类型为展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。由于斜齿轮会产生轴向力，齿轮的旋向做以下设计可以抵消部分轴向力，结构简图如图2-2。图2-2二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器第3章 传动装置总体设计3.1 总传动比及各级传动比分配传动装置的总传动比为 （3-1）式中为电动机满载转速；为执行机构转速所以 多级传动中，总传动比为 （3-2）其中本传动系统分别经过三级减速，为带轮的传动比，为第一组齿轮的传动比，为第二组齿轮的传动比。根据V带传动的传动比范围为，齿轮的传动比为，且。取V带传动的传动比， 3.2

10、传动装置的运动和动力参数设电动机的三根轴依次为1、2、3轴。三根轴的转速依次为三根轴的功率依次为三根轴的转矩依次为，其中为电机转矩各轴的运动和动力参数如表3-1。表3-1各轴的运动和动力参数参数转速功率转矩轴1553.857.2124.15轴2160.256.91412.04轴3516.641243.29 第4章 带轮设计计算4.1 带轮设计要求小带轮和电机相连接，大带轮和减速器的输入轴相连，可知带轮的输入功率，小带轮的转速，传动比，单班制。4.2 带轮设计计算1. 确定输入功率查机械设计2表8-7得工作情况系数，故2. 选择V带带型根据、由机械设计2图8-11选用A型3. 确定带轮的基准直径

11、并验算带速（1） 初选小带轮的基准直径。由机械设计2表8-6和8-8，取小带轮的基准直径。（2） 验算带速。按机械设计2式（8-13）验算带的速度因为，故带速合适。（3） 计算大带轮的基准直径。根据机械设计2式（8-15a），计算大带轮的基准直径根据机械设计2表8-9，取标准值为400mm。4.确定V带的中心距和基准长度（1）根据机械设计2 式（8-20），初定中心距;（2）由机械设计2式（8-22）计算带所需的基准长度 由机械设计2表8-2选带的基准长度。（3） 按机械设计2式（8-23）计算实际中心距。5. 验算小带轮上的包角6. 计算带的根数（1） 计算单根V带的额定功率。由和，查机械设

12、计2表8-4a的。根据，和A型带，查机械设计2表8-5得。查机械设计2表8-6的，表8-2的，于是（2） 计算V带的根数取3根。7. 计算单根V带的初拉力的最小值由机械设计2表8-3的A型带的单位长度质量所以8.计算压轴力4.3带轮设计参数汇总表4-1带轮数据汇总带轮分度圆直径/mm带型带数中心距/mm基准长度/mm小带轮150A37162300大带轮400第5章 齿轮设计5.1齿轮组1设计要求 由于带轮圆整后传动比发生变化，对齿轮组1的输入参数进行修正。修正后齿轮组1的输入功率为，小齿轮的转速为，传动比为，工作寿命为5年单班制，带式输送机工作平稳，转向转速都不改变，根据此条件进行齿轮组1的设

13、计。5.2 齿轮组1设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料齿数（1） 选用斜齿圆柱齿轮传动。（2） 带式输送机一般为工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。（3） 材料选择。由机械设计2表10-1选择小齿轮材料为（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4） 选小齿轮齿数为，大齿轮齿数，取。（5） 选取螺旋角。初选螺旋角。2. 按齿面接触强度设计按机械设计2式（10-24）试算，即 （5-1）（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选。2） 由机械设计图（10-21）查取区域系数3）由式（10-21)计算接触疲劳

14、强度用重合度系数。 4）由式（10-23）可得螺旋角系数。 5）由机械设计2表10-7选取齿宽系数。6）由机械设计2表10-5查的材料的弹性影响系数为7）由机械设计2图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。8）由机械设计2（10-15）计算应力循环次数 9）由机械设计2图10-19取接触疲劳寿命系数；。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为，安全系数S=1，由机械设计2式(10-14)得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 =539MPa（2） 计算1） 试算小齿轮的分度圆直径2） 调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度v. 计算齿宽。3)计算实际载

15、荷系数。由机械设计2表10-2查的，根据，7级精度，由机械设计2图10-8查的动载系数；由机械设计2表10-4查得的值与直齿轮的相同，故；由机械设计2图10-13查得，由机械设计2表10-3查得，4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械设计2式(10-12)得5)计算模数。3.按齿根弯曲强度设计由机械设计2式(10-20)试算齿轮模数，即 (5-2)(1) 确定计算参数1） 试选载荷系数2）由式（10-18），可得弯曲疲劳强度的重合度系数。 3）由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 4)计算 查取齿形系数。由机械设计2表10-17查得；。 查取应力校正系数由机械设计2表

16、10-18查得；。由机械设计2图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为由机械设计2图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数,由式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取0.01532（2） 试算齿轮模数（3）调整齿轮模数 圆周速度V: ； 齿宽b:; 齿根高及其宽高比b/h: （4）计算实际载荷系数根据v=1.178m/s;7级精度，查图10-8得动载系数;由;；查表10-3得齿间载荷分配系数;由表10-4用插值法得;结合；查图10-13得;则载荷系数 (5)按实际载荷系数算得的齿轮模数 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计

17、算的法面模数，取，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取，则，取。4.几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距定为147mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取；5. 圆整中心距后校核：由于齿轮中心距圆整后,和均发生变化，用重新核对齿轮强度以明确齿轮的工作能力。 （1）此时圆周速度；（2） 齿宽；由表10-2,10-3查的;（3） 齿轮的圆周力;；查表10-3得查表10-4得;（4） 载荷系数;由图10-20查区域系数（5） 重新计算接触疲劳强度用重合度系数;这里只给出计算结果；

18、,;所以满足齿面接触疲劳强度条件；（6） 同理按齿根弯曲疲劳强度校核后 ，也满足弯曲疲劳强度条件；因此中心距圆整后合格5.3齿轮组2设计设计计算过程同齿轮组1，齿轮组2的计算结果为、。5.4 齿轮参数汇总齿轮组1和齿轮组2的尺寸参数如表5-1所示。表5-1 高速级和低速级齿轮组尺寸参数级别/mm高速级32111213.4低速级27853 13.809(续表)级别a/mmD/mm高速级1147低速级173第六章 轴设计与校核6.1轴的设计6.1.1初步确定各轴的最小直径1. 输入轴最小直径的确定按机械设计2式（15-2）初步估算轴的最小直径。由输入轴的输入功率、，轴的材料选择，调质处理。根据机械

19、设计2表15-3，取，于是得此轴径处有键存在，故需要将轴径扩大。又由于该处轴要与大带轮轮毂相连接，故将轴径圆整，即。2. 中间轴最小直径的确定按机械设计2式（15-2）初步估算轴的最小直径。由输入轴的输入功率、，轴的材料选择，调质处理。根据机械设计2表15-3，取，于是得由于中间轴的最小直径处要与轴承连接，所以讲轴径圆整为40mm。3.输出轴最小直径的确定按机械设计2式（15-2）初步估算轴的最小直径。由输入轴的输入功率、，轴的材料选择，调质处理。根据机械设计2表15-3，取，于是得此轴径处有键存在，需要将轴径扩大，输出轴最小轴径处要与联轴器相连，查课程设计手册1表17-4选择弹性柱销联轴器（

20、GB/T 5014-85）,联轴器的各项参数均符合要求，联轴器的参数如表6-1所示。表6-1 HL4弹性柱销联轴器参数型号公称转速/许用转速/轴孔直径、/mm轴孔长度J型D/mmHL41250400060601072206.1.2轴的尺寸设计1.拟定轴上零件的装配方案根据第五章齿轮参数和三根轴的中心距并考虑到轴上零件的定位，在图纸上画出装配草图如图6-1，在不影响性能的情况下为了使整体结构紧凑设定中间两齿轮的距离，两个小齿轮分别距离箱体内壁的距离为12mm，这样就确定了齿轮的位置。2. 输入轴尺寸的确定（1） 由大带轮的参数可以确定出大带轮的轮毂宽度为65mm，为了使带轮能够被固定，所以轴的长

21、度略短于轮毂宽度故，前边以确定此段轴的直径。（2） 由机械设计手册1表7-12查得毡圈的轴径为32mm，符合设计要求，故将第二段阶梯轴的轴径定为，为了便于带轮的拆卸将该段轴的长度设定为。（3） 第三段轴径应略大于第二段轴径，因为该段轴径和第七段都需要安装轴承，由课程设计手册1表6-6查取轴承型号，初选7307AC角接触球轴承轴承，其尺寸为，故、。（4） 根据轴承内端面与箱体内壁的距离为10mm，还根据中间轴上小齿轮和大齿轮的定位尺寸，与输入轴上齿轮构成封闭的尺寸链，可以确定出第四段轴的长度为，根据轴承的装配要求该段轴的轴径为图6-1轴的结构与装配。（5） 由齿轮的宽度，又由于齿轮的分度圆和上一

22、级轴径差别不大，所以将该轴做成齿轮轴，即。（6） 根据轴承的定位安装和齿轮的定位，。3. 中间轴尺寸确定（1） 根据前边计算确定了该段轴的的最小轴径，由于该轴受力较大，所以根据课程设计手册1表15-6初选角接触球轴承7308AC。该轴承的尺寸参数为，考虑到该轴上两个齿轮的定位故、。（2） 该轴上小齿轮的宽度为89mm，由于齿轮需要固定，所以轴的长度应略短于齿轮的宽度，设计该短轴的长度，轴的直径应略大于第一段轴的直径设计为。（3） 根据上一段轴设计第三段轴，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环的宽度，取。（4） 由中间轴上大齿轮的宽度，轴的长度应略小于齿轮的宽度故，轴径仍为。4. 输出轴尺寸的确

23、定（1） 输出轴从由向左设计，由所选用的联轴器确定第一段的尺寸，轴的长度略小于轴孔长度，故，。（2） 由机械设计手册1表7-12查得毡圈的轴径为65mm，符合设计要求，故将第二段阶梯轴的轴径定位，为了便于联轴器的拆卸将该段轴的长度设定为。（3） 第三段轴径应略大于第二段轴径，因为该段轴径和第七段都需要安装轴承，由课程设计手册1表6-6查取轴承型号，初选7214AC角接触球轴承轴承，其尺寸为，故将两端轴的尺寸分别设计为考虑到大齿轮的定位，。（4） 由大齿轮的宽度，轴的长度应略小于齿轮的宽度，所以此段轴的长度设计为，轴的直径略大于上一阶梯轴的直径所以。（5） 根据上一段轴设计第三段轴，轴肩高度，故

24、取，则轴环处的直径。轴环的宽度，取。（6） 根据中间轴齿轮的定位和输出轴齿轮和轴承的定位构成封闭的尺寸，确定本段轴的长度，根据轴承的安装确定轴的直径，故、。6.2轴的校核6.2.1输入轴校核1.齿轮上力的计算已知小齿轮的分度圆尺寸参数、和输入轴的转矩。故2.轴上力计算设输入轴上轴承1和轴承2在水平和竖直方向的受力分别为、，方向如图6-2所示。图6-2输入轴受力分析（1）在水平方向由和列写方程组，其中、。联立解得 （2） 在竖直方向由和，列写方程组联立解得 （3） 作输入轴的载荷分析图图6-3输入轴载荷分析图（4）从轴的结构图弯矩和扭矩图可以看出轴承1的截面处是危险截面。现将危险截面处的、及的值

25、列于下表（表6-2）。表6-2输入轴危险截面参数载荷水平面垂直面直反力弯矩总弯矩扭矩3. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据课程设计2式（15-5）及上表中的数据，以及轴上单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为，调质处理，由课程设计2表15-1查得。因此，故安全。6.2.2中间轴校核1.齿轮上力的计算已知大、小齿轮的分度圆尺寸参数、和输入轴的转矩。故2.轴上力计算设中间轴上轴承1和轴承2在水平和竖直方向的受力分别为、，方向如图6-4所示。图6-4中间轴受力分析（1）在水平方向由和列写方程组，其中、。联立解得

26、（2）在竖直方向由和，列写方程组联立解得 （4） 作中间轴的载荷分布图 图6-5中间轴载荷分析图（3） 从轴的结构图弯矩和扭矩图可以看出小齿轮的截面处是危险截面。现将危险截面处的、及的值列于下表（表6-3）。表6-3中间轴危险截面参数载荷水平面垂直面直反力弯矩总弯矩扭矩（3）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据机械设计2式（15-5）及上表中的数据，以及轴上单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为，调质处理，由机械设计2表15-1查得。因此，故安全。6.2.3输出轴校核1.齿轮上力的计算已知齿轮的分度圆尺寸参数、

27、和输入轴的转矩。故2.轴上力计算设中间轴上轴承1和轴承2在水平和竖直方向的受力分别为、，方向如图6-6所示。图6-6输出轴受力分析（1）在水平方向由和列写方程组，其中、。联立解得 （2）在竖直方向由和，列写方程组联立解得 （3） 作输出轴的载荷分析图（图6-7） 图6-7输出轴载荷分析图从轴的结构图弯矩和扭矩图可以看出小齿轮的截面处是危险截面。现将危险截面处的、及的值列于下表（表6-4）。表6-4输出轴危险截面参数载荷水平面垂直面直反力弯矩总弯矩扭矩（4）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据机械设计2式（15-5）及上表中的数据，以及轴上单向

28、旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为，调质处理，由机械设计2表15-1查得。因此，故安全。第七章 轴上零件设计与校核7.1轴承校核1. 求输入轴上受到的径向载荷和。在轴上力的求解过程中已经对力进行了求解，所以有2. 求两轴承的计算轴向力和对于70000AC型轴承，按机械设计2表13-7，轴的派生轴向力，因此可以计算由受力图分析可知1轴承被压紧，轴承给轴的力分别为3.求轴承当量动载荷和因为轴承中承受轻微载荷冲击，按机械设计2表13-6，取。则4. 验算轴承的寿命因为，所以按轴承2的承受力大小验算故所选轴承寿命满足要求。5. 同理可以对其它轴上的轴承进行校核，过程略去

29、，校核结果如表7-1。表7-1轴承校核结果轴轴承型号可使用时间/h要求使用时间/h输入轴7307AC3854712000中间轴7308AC1557812000输出轴7214AC37822120007.2键设计校核1. 对于输入轴上连接大带轮的键进行设计，选择键的连接类型和尺寸一般7级精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于大带轮在轴端，故选用单圆头普通平键（C型）。根据从机械设计2表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度，高度。由此段轴的长度并参考键的长度系列，取键长。2. 校核键的连接强度键和轮毂的材料分别为钢和灰铸铁，由机械设计2表6-2查得许用挤压应力。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触

30、高度。由机械设计2式（6-1）可得键的标记为：键C GB/T 1096-2003。3. 其它键的设计和校核办法与上相同，此处不再重复说明，其它键的标记和校核结果如表7-2。表7-2键的标记和校核结果键的标记校核结果键的标记校核结果键CGB/T1096-2003合格键GB/T1096-2003合格键GB/T1096-2003合格键GB/T1096-2003合格键CGB/T1096-2003合格第八章 齿轮轴承的润滑与轴承密封8.1齿轮轴承润滑开式及半开式齿轮传动，或速度较低的闭式齿轮传动，通常用人工周期性的加润滑油，所以润滑剂为润滑油或润滑脂。通用的闭式齿轮传动，其润滑方式根据齿轮的圆周速度大小

31、而定。当齿轮的圆周速度时，常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行润滑如图8-1。有前边计算得到两个大齿轮的线速度分别为、，并且两个大齿轮的分度圆直径相差不大，当较小的齿轮浸入油池一个齿的高度时，大齿轮被浸入油池的深度 未超过大齿轮分度圆半径的1/3，所以润滑的选择和齿轮设计都合理。图8-1浸油润滑在齿轮传动时齿轮把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩在箱壁上，达到了散热的效果。通过机械设计2表10-11进行润滑油的选择，由于二级减速器齿轮传动属于中等负载，所以选择润滑油的型号为L-AN68。通过查表计算得到轴承的润滑适合飞溅润滑，所以为了节约制造成本，轴承采用飞溅润滑，即利用齿轮的转动把润滑油甩到四周

32、壁面上，然后通过箱体上的沟槽把油引入轴承中去。8.2轴承的密封由于本设计输入轴和输出轴的转速都比较低，所以选择毡圈密封，但由于毡圈磨损较大所以要定期更换，毡圈已在轴设计是进行了说明。结论本设计经过认真反复研究对机构进行了选择，并经过精确的计算和校核得出了带式输送机传动装置的各级传动比和各零件键的尺寸，使得设计结果在满足使用要求的前提下比较紧凑。不足之处是没能够应用仿真软件进行仿真研究，并进行优化设计。谢 辞感谢在这次设计工作中王荣先老师给予的精心指导 ，并感谢高严平和霍其行同学在设计工作中给予的帮助，我会更加努力精益求精使自己的设计能力不断提高。参考文献1 吴宗泽，高志等. 机械设计课程设计手册.4版. 北京: 高等教育出版社, 2012.5 2 濮良贵, 纪名刚等. 机械设计. 8版.北京: 高等教育出版社, 2006 3 向敬忠, 宋欣, 崔思海等. 机械设计课程设计图册.北京：化学工业出版社，2009.74 毛炳秋. 机械设计课程设计. 北京：电子工业出版社，2011.45 孙桓，陈作模，葛文杰. 机械原理. 7版.北京：高等教育出版社，2006.5