机械课程设计

机械课程 ?1机械设计课程设计任务书 一、 设计题目:设计铸造车间型砂输送机的两级斜齿圆柱齿轮减速器。 二、 设计条件:整机使用寿命为5年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转， 载荷平稳，允许输送带速度偏差为5%。工作机效率为0.95，要求有过载保护，按单, 件生产设计。 二、原始数据: F v 6543 1 2 1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带 学号 1-9 10-18 19-28 29-37 38-46 输送带拉力 F(N) 3800 2500 2200 2800 3200 输送带速度 v(m/s) 0.8 1.2 1.3 1.1 0.9 鼓轮直径D (mm) 300 430 450 380 340 三、设计内容: 传动; 1( 分析 2( 减速器部件装配图一张(0号图幅); 3( 绘制轴和齿轮零件图各一张; 4( 编写设计计算说明书一份。 - 1 - ?2传动方案的分析 65 4 3 1 2 1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带 本设计中采用原动机为电动机，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，第二级传动为展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用于繁重及恶劣的条件下长期工作，使用维护方便，斜齿轮传动的平稳性较直齿好，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。 二级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比一般为8 - 40，结构简单，应用广泛，展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。 所以本设计采用的是两级斜齿圆柱齿轮传动。 ?3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 - 2 - 一、电动机的选择 1.确定电动机类型 按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。 2.确定电动机的容量 (1)工作机卷筒上所需功率P w 3200，0.9 ,2.88kwPw,Fv/1000,1000 (2)电动机所需的输出功率 为了计算电动机的所需的输出功率P，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η。d总 设η、η、η、η、η分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动(设齿轮精度为7级)、滚动轴13452 承、V形带传动、工作机的效率，由[2]表1-7查得η = 0.99，η = 0.98，η = 0.99，η= 1342 0.95，η = 0.95，则传动装置的总效率为 52323 η=ηηηηη= 0.99 x 0.98 x 0.99 x 0.95 x 0.95 =0.8326 总1345 2 P2.88w ,3.46kw,,Pd,0.8326总 3.选择电动机转速 [2]由表13-2推荐的传动副传动比合理范围 普通V带传动 i=2,4 带 圆柱齿轮传动 i=3,5 齿 则传动装置总传动比的合理范围为 i=i×i×i 总带齿齿12‘ i=(2,4)×(3,5)×(3,5)=(18,100) 总 电动机转速的可选范围为 ‘n=i×n=(18,100)×n=18n,100n=18×50.58,1000×50.58,910.45,5058r/min 总dwwww 0.9 n,v/,d,，60,50.58r/minw3.14，0.34 根据电动机所需功率和同步转速，查[2]表12-1，符合这一范围的常用同步加速有1500、 1000。 rmin 选用同步转速为1500r/min 选定电动机型号为Y112M - 4 二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 1.传动装置总传动比 1440 i= n / n= ,28.47总mw50.58 式中n----电动机满载转速，1440 r/min m n----工作机的转速，50.58 r/min w 2.分配传动装置各级传动比 i=i×i×i 总带齿齿12 - 3 - 分配原则: (1)i,i 带齿 (2)i=2,4 i=3,5 i=(1.3,1.5)i 带齿齿齿12 根据[2]表2-3，V形带的传动比取i =2.5，则减速器的总传动比为 带 28.47 i,,11.392.5取 i=1.3i 齿齿12 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 11.39 i = ,3.85齿11.3低速级的传动比 11.39 i = i/i= ,2.96齿2齿1 3.85三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算 1440 r/min n,n,0m 1440 n= n/ i= ,576r/min?带m 2.5 576 n= n/ i= ,147.61r/min??齿 1 3.85 147.61n= n/ i= ,50.54r/min??齿2 2.96 2.各轴输入功率 P= P= 3.46kw0d P= Pη = 3.46，0.95,3.29kw?d4 P= P?ηη = 3.29，0.98，0.99,3.19kw?23 P= P?ηη = 3.19，0.98，0.99,3.09kw?23 3.各轴输入转矩 9550，3.14T = 9550P/n = ,22.95N,m0d01440 9550，3.29T = 9550P/n = ,54.55N,m???576 9550，3.19 T = 9550P/n = ,203.63N,m???202.11 9550，3.09T = 9550P/n = ,583.88N,m???50.53 - 4 - 表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 功率 转速 转矩 传动比 ，，，，，，kwnrminTN,m 项目 轴号 0轴 3.46 1440 22.95 2.5 ?轴 54.55 3.29 576 3.85 ?轴 203.63 3.19 149.61 2.96 ?轴 3.09 50.54 583.88 ?4传动零件的设计计算 一、V带传动设计 1.设计计算表 项目 计算(或选择)依据 计算过程 单位 计算(或确定) 结果 (1)确定计 PP=Kcad A P ,3.46，1.2,4.15kwP ,4.15kw算功率P kwca caca[1]查表8-7 (2)选择带[1]查图8-11 取A型带 A型带 的型号 (3)选择小 带轮直径[1] mmd,100 d,100mm查 表8-6及8-8 d1d1d d1 - 5 - (4)确定大 = did,2.5×100, d250mmd2d1带d2带轮直径 ,250 dmmd2 mm 取值,250 ddmmd2d2 d(5)验算传 250d2i2.5,,动比误差100d, ,i，100%,0=0 ,id1i ,i2.5 ，100%,,i ,dn(6)验算带3.14，100，1440d10m v,,7.54m/s,vs v,7.54m/s60，1000601000，速 v (7)初定中a,(0.7~2)，(90，250) 0 a,(0.7~2)，(d，d)0d1d2 mm,245~700mm心距 aa,500mm00 取,500 a0 (8)初算带,3.14 L,2，500，，(100，250)L,2a，(d，d)000d1d2L1560.75 mm,220长 L022mm(dd),(250,100)21dd,1560.75 mm， ，4，500 4a0 (9)确定带 =1600 取Lmmd[1] mm的基准长表8-2 查=1600 Lmmd度 Ld (10)计算1600,1560.75 a,500，,519.6mmL,Ld0 mm实际中心 a,a，20=520 amm2距离(取取=520 aamm 整) (11)安装 时所需最 mm小中心距a,496mm a,a,0.015L a,520,0.015，1600,496mmminmindmin (取amin 整) (12)张紧 或补偿伸 mm长量所需 a,520，0.015，1600,544mm a,a，0.015Lmaxmaxd a,544mm最大中心max距 amax (13)验算 d,d,,d2d1小带轮包 ,,180,，57.3250,100,,,,1 ,,180,，57.3,163.47,,163.47a11度 520角 ,1 - 6 - (14) 单根 1.32,1.14 p,1.14，，(1440,1200)0V带的基 1450,1200kN [1] P,1.31kw本额定功表8-4a插值法 =1.14+0.1728 查0 =1.31kw 率 P0 (15) 单根 0.17,0.15 ,p,0.15，，(1440,1200)0V带额定 1450,1200=0.17kw ,P0[1] kN功率的增表8-5b插值法 ,0.15+0.0192 查 ,0.17kw 量 ,P0 (16) 长度 [1]=0.99 =0.99 KK表8-2 查LL系数 KL (17)包角 0.96,0.95K,0.95，，(163.47,160),[1]=0.956 K表8-5插值法 查165,160,系数 K,=0.956 (18)单位 kg q,0.10kg[1]m q,0.10带长质量表8-3 查m q (19)确定V PP4.15caca Z,,Z,,2.96带根数 Z,,，，PP，,PKK，，1.31，0.17，0.956，0.99Z=3 0o0,L 取Z=32 (20)计算 kg查[1]表8-3得q= 0.10 P2.52camF,500(,1)，qv 0初拉力 FvZK0, N4.152.5F,500，，(,1)F=153.84N 007.54，30.956 2，0.10，7.54 ,153.84 0(21)计算 163.47=913.45N F ,23153.84sinF,，，p1p带对轴的 2sin F,ZF2p02,913.45 NN压力 Fp 2.带型选用参数表 带轮宽(mm) 带型 B,(Z,1)e，2fF(N)d(mm)d(mm)a(mm) v(ms),(,)Z(根数)pd2d11 A型 100 250 7.54 520 163.47 3 913.45 50 - 7 - 3(带轮结构相关尺寸 项目 计算(或选择)依据 计算过程 单位 计算(或确定) 结果 (1)带轮 mm b,11.0b,11.0mm基准宽查[1]表8-10 ddb d ,(2)带轮38 mm b,2，3，tan，11,13b,2htan，b13 mmb,ad槽宽b 22 (3)基准 h,2.75宽处至amin mmh,3 查[1]表8-10 mma齿顶距取h,3 a离h a (4)基准 h,8.7fmin宽处至 mmh,9 查[1]表8-10 mmf槽底距取 h,9f离h f (5)两V mm查[1]表8-10 e,15e,15mm槽间距e (6)槽中 mm f,9f,10mm至轮端查[1]表8-10 距离 (7)轮槽00查[1]表8-10 度 ,,38,,38楔角φ (8)轮缘 mm d,250，2，3,256d,d，2hd,256mmaadaa顶径 (9)槽底d,d,2h mm =232 d,250,2，9,232dmmtdftt直径 (10)轮缘 D,d,2,1t mm D,232,2，6,220=220 Dmm底径D 111 查[1]表8-10 ,6 , (11)板孔 mm =135 D,0.5(D，d)D,0.5，(220，50),135Dmm中心直00110径D 0 d,(0.2~0.3)(220,50)(12)板孔0 mmd,(0.2~0.3)(D,d)=40 dmm直径d 0,34~510110 取d,40 0 (13)大带由装带轮的轴I决定 轮孔径d P3.29P1133轴I为45d,A,120， d,A00n576n11 mmd=25 mm =21.45 钢，A=126~103，A取00取d=25 120 - 8 - (14)轮毂 d,(1.8~2)，25,45~501外径d 1 mm d,(1.8~2)dd,50mm11 取d,50 1 L,(1.5~2)，25,37.5~50mm(15)轮 mm L,(1.5~2)dL,60 mm毂长L 取L,60 11(16)辐板=7.15~12.5 S,(~)，5011' mmS==(,)B 厚S S=10 Cmm7474取S=10 (17)孔板 取8个 个 8个 孔数 二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 ,一,高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 项目 计算(或选择)依据 计算过程 单位 计算(或确 定)结果 [1]1(选齿轮精度等查表10-8 6~8级，选用7级 级 7级 级 [1]2(材料选择 查表10-1 45钢(调质) 45钢(调质) 3(选择齿数Z 个 取Z,(20~40)Z,24Z,24111 Z,93Z,iZZ,3.85，24,92.42212 U=3.88 Z取=93 Z22 U,Z193 U,,3.8824 4(选取螺旋角β 0000 ,,15,,15 8~20 5(按齿面接触强度设计 (1)试选K t 取=1.3 =1.3 KKK,1.2~1.4ttt 由[1]图,,,,, (2)区域系数Z Z,2.425 Z,2.425 HHH(3)ε由[1]图,,,,6查=1.65 εa a,,,，,,0.78+0.87 ,,1,2得ε=0.78ε=0.87 a1a2 =1.65 (4)计算小齿轮 Nmm 33 T,54.55，10T,54.55，1011传递的转矩T1 Nmm (5)齿宽系数Ф由[1]表,,,, 0.7~1.15，取Ф=1 Ф=1 d dd - 9 - 1/2 (6)材料的弹性由[1]表,,,, MPaZ=189.8 Z=189.8 EE1/2MPa 影响系数ZE 由[1]图,,,,,, (7) 齿轮接触疲 630 630,,,,Hlim1Hlim1 劳强度极限MPa , MPaHlim480 ,,Hlim2 480,,Hlim2 MPa(8)应力循环次由[1]式,,,,, N60njL= 11h 60，576，1，16，300，5数N 88 N,8.29，10,8.29，101 N= N/i齿211 8 N,2.15，10288.29，108,2.15，10= 3.85 (9)接触疲劳强由[1]图,,,,, K =1.02 K =1.02 HN1HN1度寿命系数KHNK =1.11 K =1.11 HN2HN2 KMPa(10)计算接触取失效概率为,,，,HN1Hlim1[σ]= = =642.6 [,]1HH1疲劳强度许用应安全系数为S=1，由S MPa力[σ] [1]式,,,,,得 1.02，630H ,642.6MPa1=537.6 [,]H2K,HN2Hlim2[]= σ2H MPaS 1.12，480 =590.1 [,],537.6MPaH1 MPa[][],，,H1H2[σ]= H2 642.6，537.6 = ,590.12 (11)试算小齿按[1]式(10,21)试mm =40.37 d21kTu，ZZ2tHE 11t3()d,,轮分度圆直径算 t1,,[],ud,Hmm d1t32，1.3，54.55，103.88，1,1，1.653.8832.425，189.82，()590.1 =40.37 dn=1.22 m/s v(12)计算圆周,m/s 3.14，40.37，5761t1v, v, 速度v 60，100060，1000 ,1.22m/s (13)计算齿宽b = φd B=40.37 圆整取B=45 =45 mm mm Bd1t111B B=40 B=40 mm 22 - 10 - 度 0dcos,(14)模数 =1.62 m40.37，cos15m1tntnt ,,mmntnt 24z1h=3.65 ,1.62b/h=12.33 h = 2.25m =2.251.62 ，nt =3.65 45b/h = ,12.333.65 0ε= = 0.318φztanβ εβ(15)计算纵向 β0.318，1，24，tan15d1=2.04 ,,=2.04 重合度 ,, (16)计算载荷 由[1]表10-2查得使用系数 K,1A系数K 根据v= 1.22m/s，,级精度，由[1]图,,,,查 得动载荷系数1.05 K, K,1VA 由[1]表,,,,查得 1.05 K,-3V22K=1.12+0.18(1+0.6φ) φ+0.23×10b βHdd-3=1.12+0.18×(1+0.6×1)×1+0.23×10×K=1.28 βF 45=1.32 K=1.32 βH 由[1]图,,,,,查得K=1.28 βF=1.5 KH, KFAt假定，由[1]表,,,,查得,100N/mm K,1.5bF, K=2.08 1.5 K,K,H,F, 故载荷系数K=KKKKαβAVHH = 1，1.05，1.5，1.32,2.08 (17)按实际的由[1]式,,,,,, 3d=dK/K 11tt mm载荷系数校正分 d=47.221 mm度圆直径 2.083= 40.37，,47.221.3 (18)计算模数mm dcos,=1.90m1nm,n mzn1 mm 47.22，cos15,,1.9024 6(按齿根弯曲强度设计 (1)计算载荷系K=KKKK K= 1，1.05，1.5，1.28αβAVFFK=2.02 数K =2.02 - 11 - 根据纵向重合度 (2)螺旋角影响 0.87 Y,,0.87 Y,,=2.04， εβ 系数 Y,从[1]图,,,,, z24z1z ,,,z(3)计算当量齿 vv1333cos,cos15cos,数ZV =26.63 zv1 =26.63 93=103.19 zz2v2 ,,zv233cos,cos15 =103.19 (4)齿形系数=由[1]表,,,, Y Fa1 Y Fa2.57,2.602.60，，(26.63,26)27,26 ,2.58 =2.58 YFa1 Y=2.19 Fa2Y=Fa2 2.18,2.202.20，，(93,90) 100,90 ,2.19 (5)应力校正系=由[1]表,,,, Y Sa1 数Y Sa1.60,1.5951.595，，(26.63,26) 27,26 ,1.598 =1.598 YSa1 Y=Sa2 Y=1.793 Sa21.83.,1.791.79，，(103.19,100)150,100 ,1.793 MPa(6)齿轮的弯曲由[1]图,,,,,; 550 ,,FE1疲劳强度极限,,550FE1 MPa 420 ,,,FE2FE,,420FE2 MPa(7)弯曲疲劳强由[1]图,,,,, 0.88 0.88 K,K,FN1FN1度寿命系数 0.9 0.9 KK,K,FN1FN2FN2 - 12 - (8)计算弯曲疲劳MPa取弯曲疲劳安全系数K,FN1FE1许用应力[] σS,1.3，由式,,,[]= σF1FS,,得 [σ]=1 F0.88，550= ,,372.31372.31 MPa1.3 []= σK,2FFN2FE2[σ]= 2F290.77 MPaS 0.9，420 ,,290.771.3 (9)计算大小齿 2.58，1.598YYFa1Sa1,YY YY[]372.31,FaSaFa1Sa1F1 = 轮的并[,][,]F1,0.011F 0.011 加以比较 2.19，1.793YYYYFa2Sa2Fa1Sa1 = ,[,] []290.77,F1F2 0.014 ,0.014 结论:大齿轮的数值大 32(10)齿根弯曲由[1]式,,,,, 2，2.02，54.55，10，0.87，cos15，0.0113m,n21，24，1.65强度设计计算 2,KTY2cos,1 =1.31 2,,Z,1dm,3n1.31 m,nYY,,FS,[,]F 结论:对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计mn算的法面模数，取,2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接mn dcos,1触疲劳强度算得的分度圆直径d= 47.22 mm来计算应有的齿数。于是由 z,11mn47.22，cos15= 取23 ， 则Z = Z×i= 23×3.85=88.55 z,齿,22.67211 12 取Z =89 2 3(几何尺寸计算 (23，89)，2()z，zma,,116.8812n0 a,(1)计算中心距mm a=117 mm 2，cos152cos,a 将中心距圆整为a=117 - 13 - (zz)m，(23，89)，212n arccos,,,arccos, 2a(2)按圆整后的度 2，117 0,15.09中心距修正螺旋 角β 0 β=15.09 因值改变不多，故参数, 、、等不K,Z,,H 必修正。 23，2(3)计算齿轮的mm zm1n,,,49.3zm49.3 mm d,dn11, d,cos0.965分度圆直径d cos, 89，2zm2n,,,190.78190.78dd,22,cos0.965 mm (4)计算齿轮的mm d,d,2.5md,d,2.5mf11nfn=44.3mm d齿根圆直径df f1 =49.3-5=44.3 =185.78df2 d,d,2.5mf22n mm =190.78-5=185.78 (5)计算齿轮宽b = φd 圆整后取: =45 mm Bd11度B B =45 B = 40 12 B = 40 2 (6)验算 3254.5510，，2T1= N = 2212.98 N ,Ft49.3d1 1，2212.98KFAt= N/mm = 49.18 N/mm,100N/mm b45 合适 ,二,低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 项目 计算(或选择)依据 计算过程 单位 计算(或确 定)结果 [1]1(选齿轮精度等查表10-11 选用7级 级 7级 级 2(材料选择 45钢(调质) 45钢(调质) 3(选择齿数Z 个 ZZZ,(20~40) =30 =30 取333 Z,iZZ,iZ,2.96，304343 =89 Z4 =88.8 取=89 Z4 - 14 - 2.97 U,Z89Z44U,,,2.97 U,Z30Z33 004(选取螺旋角β 8~2000 取 ,,15,,15 5(按齿面接触强度设计 (1)试选K1.2~1.4 取K,1.3 K,1.3 ttt 由[1]图,,,,, (2)区域系数Z Z,2.425 Z,2.425 HHH(3)ε由[1]图,,,,6查=1.65 εa a,,,，,,0.78+0.87 ,3a,4得ε=0.78ε=0.87 a3a4 =1.65 3 T,203.63，10(4)计算小齿轮查表1 Nmm ,3 T,203.63，10,传递的转矩T Nmm ? (5)齿宽系数Ф由[1]表,,,, Ф=1 Ф=1 d dd1/2 1/2(6)材料的弹性由[1]表,,,, MPaZ=189.8 MPa Z=189.8 EE1/2MPa 影响系数ZE 由[1]图,,,,,, (7) 齿轮接触疲 630 630 ,,,,Hlim1Hlim1 劳强度极限MPa , MPaHlim480 ,,Hlim2 480,,Hlim2 MPa 8 N,2.15，10(8)应力循环次由[1]式,,,,, N = 60njL,33h 160，149.61，1，16，300，5数N 88 ,2.15，10N,0.73，102 N = N/ i= 齿432 82.15，10 8,0.73，102.96 (9)接触疲劳强由[1]图,,,,, K = 1.11 K = 1.11 HN3HN3度寿命系数KHNK = 1.15 K = 1.15 HN4HN4 MPaK(10)计算接触 取失效概率为,,，,HN3Hlim3[σ]= = 3H疲劳强度许用应[]=699.3 安全系数为S=1，由σ3HS MPa力[σ] [1]式,,,,,得 1.11，630H ,699.3[]=552 σ14H KMPa,HN4Hlim4[]= σ4H[σ]=625.65 HS MPa1.15，480 = ,5521 [][],，,H3H4[]= σH2 - 15 - 699.3，552 = ,625.652 (11)试算小齿按[1]式(10,21)试mm =61.46 d21kTu，ZZ2tHE23t3()d,,轮分度圆直径算 t3,,[],ud,H d3t32，1.3，203.63，102.97，12.425，189.82,()31，1.652.97625.65 =61.46 3.14，61.46，149.61dn0.48m/s (12)计算圆周,v,m/s 3t2v,v, 60，1000速度v 60，1000 =0.48 (13)计算齿宽b = φd B= =65 mm B1，61.46,61.46d3t33 B 取B=65 B=60 3 4 B=60 4 0度 61.46，cos15 m,,1.98(14)模数 =1.98 mmdcos,ntntnt3t30m ,ntz3h = 2.25m =2.25，1.98 h=4.56 nt =4.56 b/h=14.25 65 b/h = ,14.254.56 0= 0.318φztanβ εε(15)计算纵向ββ 0.318，1，30，tan15d3==2.56 ,,=2.56 重合度 ,, (16)计算载荷 由[1]表10-2查得使用系数 K,1K,1AA系数K 根据v= 0.48 m/s，,级精度，由[1]图,,,,1.02 K,V 查得动载荷系数1.02 K,VK=1.33 βF 由[1]表,,,,查得 K=1.29 βH-322K=1.12+0.18(1+0.6φ) φ+0.23×10b βHdd=1.5 KH,-3=1.12+0.18×(1+0.6×1)×1+0.23×10 ×65 =1.33 K,1.5F,由[1]图,,,,,查得K=1.29 βF K=2.03 KFAt假定，由[1]表,,,,查得,100N/mmd1 1.5 K,K,H,F, 故载荷系数K=KKKK=1×1.02×1.5×αβAVHH 1.33,2.03 - 16 - =71.3 d(17)按实际的由[1]式,,,,,, mm3 3D=d K/K33tt mm载荷系数校正分 3= 度圆直径d61.46，2.03/1.3,71.33 (18)计算模数 mm dcos,=3 m3n ,mn mzn3 071.3，cos15= ,330 6(按齿根弯曲强度设计 K,1×1.02×1.5×1.29 K,1.97 (1)计算载荷系K=KKKK αβAVFF 数K ,1.97 根据纵向重合度ε= (2)螺旋角影响β 0.87 0.87 Y,Y,,,2.56，从[1]图,,,,, 系数 Y, z3 z,z=31.06 zv33v3cos,z, (3)计算当量齿 v3cos,数Z30V = ,31.06=92.14 z30v4cos15 89z4 ,,zv4330cos,cos15 =92.14 (4)齿形系数==2.53 由[1]表,,,, Y YFa3Fa3Y 2.45,2.52Fa2.52，，(31.06,30),2.5335,30Y=2.21 Fa4 Y=Fa4 2.18,2.22.2，，(92.14,90),2.21100,90 (5)应力校正系==1.63 由[1]表,,,, Y YSa3Sa31.65,1.6251.625，，(31.06,30),1.63数Y Sa35,30 Y=1.782 Sa4 Y=Sa41.79,1.781.78，，(92.14,90),1.782100,90 MPa(6)齿轮的弯曲由[1]图,,,,,; 550 550 ,,,,FE3FE3疲劳强度极限 420 420 ,,,,,FE4FE4FE (7)弯曲疲劳强由[1]图,,,,, K,0.88 K,0.88 FN3FN3度寿命系数K FN K,0.9 K,0.9 FN4FN4 - 17 - (8)计算弯曲疲劳MPa取弯曲疲劳安全系数[σ]=1 FK,FN3FE3许用应力[] σS,1.3，由式,,,372.31 []= σFMPa3FS,,得 0.88，550[]= σ2F ,,372.31290.77 MPa1.3 K,FN4FE4[σ]= 4FS 0.9，420 ,,290.771.3 (9)计算大小齿 YYFa3Sa3 2.58，1.598YYFa3Sa3[,],F3YY []372.31,FaSaF3轮的并=0.011 [,]F,0.011YYFa4Sa4 [,]加以比较 F42.19，1.793YYFa4Sa4,=0.014 []290.77,F4 ,0.014 结论:大齿轮的数值大 (10)齿根弯曲由[1]式,,,,, 32 2，2.02，203.63，10，0.87，cos15，0.0113m,1.98 ,mn2n1，24，1.652强度设计计算,2cosKTYYY2,FS,,3,,mn2,[,],ZdF =1.98 3, mn 结论:对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计mn 算的法面模数，取,2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接mn dcos,3触疲劳强度算得的分度圆直径d=71.3 mm来计算应有的齿数。于是由= z,33mn 071.3，cos15， 取35 ， 则Z = Z×i=352.96=103.6 z,齿,34.44432 32 取Z =104 4 3(几何尺寸计算 (35，104)，2()z，zma,,143.9134n0 a,144mm a,(1)计算中心距mm 2，cos152cos,a 将中心距圆整为144 a, (zz)m，(35，104)，2034n,,arccos,15.14arccos,,2，1442a(2)按圆整后的度 0 ,,15.44中心距修正螺旋 角β 因值改变不多，故参数, - 18 - 、、等不K,Z,,H 必修正。 35，2(3)计算齿轮的mm zm3n,,,75.5175.51 zmd,dn33, d,cos0.965分度圆直径d cos,104，2 mm zm4n,,,224.38d4,cos0.965224.38 d,4 mm (4)计算齿轮的mm =70.51 d,d,2.5md,d,2.5mdfnf33nf3齿根圆直径df =75.51-2.52=70.51 mm ， =219.38 d,d,2.5mdf44nf4 =224.38-2.52=219.38 mm ， (5)计算齿轮宽b = φd 圆整后取: = 80 mm Bd33度B B = 80 B =75 34 B =75 4 (6)验算 32T2203.6310，，2= N = 5393.46 N ,Ftd75.513 KF1，5393.46At== 67.42 N/mm 67.42 N/mm,100N/mm b80 合适 ,三,斜齿轮设计参数表 传动类型 模数 齿数 中心距 齿宽 螺旋角 高速级 0 Z,23=45 Bmm1 β=15.091a=117 mm斜齿圆柱齿轮 2 Z,89B=40 mm22 低速级 Z,35 = 80 Bmm330144 a,mm斜齿圆柱齿轮 2 ,,15.44B =75 mm4 Z,1044 - 19 - ?5轴的设计计算 减速器轴的结构草图 一、?轴的结构设计 1,选择轴的材料及热处理方法 [1]查表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45;根据齿轮直径，热处理方法为正,100mm火。 2,确定轴的最小直径 [1]查的扭转强度估算轴的最小直径的: P370 6P9.5510P，3.2913333 dA,,,(126~103)，,(22.52~18.41)mm0,,0.2,nn5761 [1]再查表15-3， A,126~1030 考虑键:齿轮直径小于100 ，有一键时，轴径增大5,,7,，则mm d,(21.52~18.41)，(1，6%),22.81~19.51mmmin 3,确定各轴段直径并填于下表内 名称 依据 单位 确定结果 用键与V带连接，带有键槽 取,25 =25 dddmmd,d,22.811111min mm d,d，2，0.07~0.1d，，211 d,25，2，0.07~0.1，25，，2 ,28.5~30 mm,30 dmm2考虑毡圈，查[2]表7-12， 取,30 dmm2 轴承同时受到径向力和轴向力作用选 d3用角接触轴承，查[2]表6-6, mm=35 dmm3 考虑大于，选用7007AC， dd32 - 20 - =35 dmm3 查表6—6，d,41 damin4=42 dmm4 mm 取=42 ， ==42 ddd a4a 0 mm/cos2/cos20.82.14,,,,tn edd44.3422.3,,,,, df1a5 mm =44.3 dmm5e小于2m，dd44.3？,,t5f 轴与齿轮连为一体 d,d,4264 mm=42 dmm6 d6 dd,d,35737 mm=35 dmm74,选择轴承润滑方式,确定与轴长有关的参数。 [2]查， 故选用 润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表 P215 名称 依据 单位 确定结果 [2]表11-1 查P158 mm箱体壁 ,8 mm,厚 , ,,0.025a，3,0.025，117，3,7.2且,,8 取 ,8 , [2]表11-1 查P158地脚螺,20mm df栓直径d,0.036a，12,0.036，117，12,16.21f =4 n及数d查 [2] 表3-13,取d,20，因为a,250,所以n,4ff 目n mm轴承旁 [2]表11-1 查P158联接螺 栓直径d,0.75d,0.75，20,15， ,16 dmm1f1 d1 取,16 查 [2] 表3-13,d1 轴承旁 [2]查表11-1 P158 mm联接螺 C,22mm1min栓扳手, C,22mmC,20mm1min2min空间 - 21 - 、 C,20mmCC2min21 [2]表11-1 查P158 mm轴承盖 d,10mm3联接螺d,0.4~0.5d,0.4~0.5，20，，，，3f 钉直径,(8~10)mm取d,103 d3 [2]表11-10 查P166 mm轴承盖 mme,12厚度 e e,1.2d,1.2，10,12mm3 小齿轮 [2] 查P204 mm端面距,10 ,mm2箱体内>，,8mm,取,10mm ,,,,22壁距离 ,2 轴承内 [2] 查P208 mm端面至,10 ,mm3箱体内选择脂润滑，=8,12mm, ,3壁距离 取 ,10 ,,33 轴承支查[2]表6-6 因为是7007AC轴承故 mm点距轴 mma,18.3mma,18.3承宽边 端面距 离a 5.计算各轴段长度。 名称 计算公式 单位 计算结果 l,L,(2~3),60,(2~3),57~58 l11 mm mmL,58L,轮毂长度,取L,58 209 ，查[2]P l2 l,，C，C，(15~10),212 mm=60 lmm,8，22，20，(5~10),55~602 取=60 l2 mml l=25 l,B，,，3,2,14，10，3,2,25mm337007AC33 - 22 - l,,，B，C,(2~3),10，80，5,3,92 l4234 mm =92 lmm4其中，2m,c,8,取c,5 =B1=45 ll55 mm=45 lmm5 取=8 lll,,,(2~3),7~8 mm6626=8 lmm6 ==25 lll mm=25 377lmm7L(总长) L=+++++=313 llllll mm356241L=313 mm(支点距离) l=++++-2a=135 llllll mm34567=135 mml二、?轴的结构设计 1,选择轴的材料及热处理方法 [1]查表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45;根据齿轮直径，热处理方法为正,100mm火回火。 2,确定轴的最小直径 [1]查的扭转强度估算轴的最小直径的公式: P370 69.55，10PP3.19?33 3d,,A,(126~103)，3,(28.69~35.09)mm0,,,0.2nn147.61? [1]再查表15-3， A,126~1030 考虑键:最小直径处没有装键，故不考虑键的影响。 3,确定各轴段直径并填于下表内 名称 依据 单位 确定结果 选用轴承7207AC, mm =35 =35 dddmm111 装小齿轮,考虑键， mmd,(1，6%)，35,37.1 dd,40mm222 取d,402 - 23 - mmd,d，2，(0.07~0.1)d dd,46mm32233 ,40，2，(0.07~0.1)，40,45.6~48, 取d,463 装大齿轮,考虑键， mmd,(1，6%)，35,37.1 =40 ddmm544 取d,404 选用轴承7207AC, mm =35 =35 dddmm555 4,选择轴承润滑方式,确定与轴长有关的参数。 [2]55查 = 故选用 脂润滑。将与轴长度Pdn147.61，40,0.059，10,2，10mm?r/min21522 有关的各参数填入下表 名称 依据 单位 确定结果 轴承支点距轴查表[2]6-6， a,21mm mm承宽边端面距 a,21mm 离a 5.计算各轴段长度 名称 计算公式 单位 计算结果 mm l,B，,，3,2,17，10，3,2,28 =28 llmm17207AC311 mm l,B,2,80,2,78 =78 llmm2322 mm =5 llmml=c=5 333 mm =38 ll,B,2,40,2,38lmm4424 l l,B，,，3,2,17，10，3,2,28557207AC3 mml=28 mm5 l mmmm6 L(总长) L=++l++l=177 lll mm35241L=177 mm(支点距离) = L-2a=177-42=135 ll mm=135 mml三、?轴的结构设计 - 24 - 1,选择轴的材料及热处理方法 [1]查表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45;根据齿轮直径，热处理方法为正,100mm火回火。 2,确定轴的最小直径 [1]查的扭转强度估算轴的最小直径的公式: P370 69.55，10PP23.09333 d,,A,(126~103)，,(40.58~49.64)mm0,,,0.2nn250.54 [1]再查表15-3， A,126~1030 考虑键:齿轮直径小于100，有一键时，轴径增大5,,7,，则mm d,(40.58~49.64)，(1，6%),43.01~52.62mmmin 3,确定各轴段直径并填于下表内 名称 依据 单位 确定结果 1型弹性柱销联轴器，,55 查表[2]8-7，选用LT8Jd1 mm =55 ddmm11 考虑联轴器定位 mmd,d，2，0.07~0.1，d，， =65 ddmm21122 ，，,55，2，0.07~0.1，55,62~66 考虑密封圈:=65 d2 mm查表[2]6-6，选用7214AC轴承, =70 ddmm33 d,79=70, B=24 ，a=35.1, da3 考虑轴承定位，取安装直径并查[2]表，取标准值 mm =80 =80 dddmm444 d,d，2，0.07~0.1，d，，566 d，，,80，2，0.07~0.1，80,91.2~965 mm=95 dmm5 取,95 d5 - 25 - ，查[2]表1-16取,71，考虑非定位轴肩，d,d67 mm =80 ddmm66键， d,(1，6%)，71,75.56mm,取标准值d,80mm66 =70 dd,d,70mmmm737 mm d7 4,选择轴承润滑方式,确定与轴长有关的参数。 5 [2]5查 故选用 脂 润滑。将与轴Pdn,70，583.88,0.4，10,2，10mm?r/min21533 长度有关的各参数填入下表 名称 依据 单位 确定结果 轴承支点距轴查表[2]6-6， mma=35.1 mm承宽边端面距a=35.1 离a 5.计算各轴段长度 名称 计算公式 单位 计算结果 mm选联轴器轴孔长度为84 =82 llmm11 l,84,2,821 mml,，C，C，(15~10), =60 llmm21222 ,8，22，20，(5~10),55~60 取=60 l2 l l=35 l,B，,，3,2,24，10，3,2,35mm337214AC33 mm mml,,，B，C,(2~3),10，40，5,3,52 =52 llmm42244 其中，2m,c,8,取c,5 mml l=5 l,c,5mm555 mml l=B4-2=75-2=73 l=73 mm666 mml l=l=35 l=35 mm7737 - 26 - mmL=342 L(总长) mmL=++++++=342 lllllll3567241 mm(支点距离) =129.8 mmll=++++-2a=129.8 llllll35674二、校核?轴的强度 齿轮的受力分析: 高速级齿轮2受力: 32T2，54.55，101F,,,2212.98Nt2d49.31 F,Ftan,/cos,,2212.98，tan20:/cos15.09:,834.24Nr2t2 0F,Ftan,,2212.98，tan15.09,596.69Nat22 低速级齿轮3受力: 32T2，203.63，102 F,,,5393.46Nt3d75.513 F,Ftan,/cos,,5393.46，tan20:/cos15.44:,2095.27Nr3t3 F,Ftan,,5393.46，tan15.44:,1489.66Na3t3 - 27 - 齿轮2上的圆周力 齿轮2上的径向力 齿轮2上的轴向力 =2212.98 =596.69 FFNN=834.24 FNa2t2r2 齿轮3上的圆周力 齿轮3上的径向力 齿轮3上的轴向力 =5393.46 2095.27 1489.66 F,FF,NNNa3t3r3 1,求支反力、绘弯矩、扭矩图 (1)垂直平面支反力 F，F为轴承垂直支反力: AVDV 由F+F+F=F,F*L+F*L=F*L AVr2DVr3DVADr2ABr3AC F=-146.26N 力的方向垂直平面向下 F=1407.29N 力的方向垂直平面向上 AVDV (2)垂直平面弯矩图 - 28 - M= F，L, 146.26，0.046,6.73N,mBV-, AVAB M= F，L-F，d/2,6.73-56.92,-50.19BV+AVABa22 M= F，L，F，d/2,36.59，56.24,92.83N,m CV+DVCDa33 M= F ，L=36.59Nm CV-DVCD (3)水平平面支反力 - 29 - 由F+F= =0 M(F),0F，F,F，L,F，L,F，LAHDH,ADHADt3ACt2ABt2t3 F=2497.67N F=5108.77N AHDH (4)水平平面弯矩图 ，，M=-F L=-114.89N.m, M=-F L=-132.83N.m BHAHABCHDHCD - 30 - (5)合成弯矩图 . 22M,M，M,115.09N,mB,BV,BH 22M,M，M,125.37N,mB，VB，BH 22M,M，M,137.78N,mC,VC,HC 22M,M，M,160.92N,mC，VC，HC (6)扭矩图 - 31 - 2,按弯扭合成校核轴的强度 (1)确定轴的危险截面 根据轴的结构尺寸和弯矩图可知:危险截面是出C截面 (2)按弯矩组合强度校核轴危险截面强度 2222MT，(),160.92，0.6，203.63，， ,,,44.65MPa,ca42.25W 查[1]表15-1得 ,因此,故安全。 [,],55,,[,],1ca,1 ?6轴承的选择和校核 一、?轴承的选择和校核 1(?轴轴承的选择 选择?轴轴承的一对 7207AC 轴承，校核轴承，轴承使用寿命为5年，每年按300天计 算。 CCorr2(根据滚动轴承型号，查出和。 Cr=29.0KN Cor=19.2KN 3(校核?轴轴承是否满足工作要求 (1)画轴的受力简图。 - 32 - (2)求轴承径向支反力、 FFr2r1 (a)垂直平面支反力、 FF2v1v F,F,,146.26NAV1v F,F,1407.29NDV2v (b)水平面支反力、 FF1h2hF,F,2497.67N1hAH F,F,5108.71N2hBH (c)合成支反力、 FFr2r1 2222F,F，F,(,146.26)，1407.29,1414.87Nrvh111 2222F,F，F,2497.67，5108.71,5686.58NrVh222 (3)求两端面轴承的派生轴向力、 FFdd21F,0.68F,0.68，1414.87,962.11Ndr11 F,0.68F,0.68，5686.58,4890.45Nd2r2 (4)确定轴承的轴向载荷、 FFa1a2 F,F,F,1489.66,596.69,892.97aea3a2 由于F，F,4890.45，892.97,5783.63N大于F d2aed1 ？轴承1被压紧，F,F，F,5783.63Na1d2ae 轴承2被放松:F,F,4890.45Na2d2 )计算轴承的当量载荷、 (5PPr1r2[1]查 表13-5、13-6 : - 33 - 查表13,6得，f,1.1p F596.69Na1,,0.42,0.68,查表13,5得X,1,Y,011F1414.87Nr1 ，，，，P,fXF，YF,1.1，1，1414.87，0，596.69,1556.38Nr1p1r11a1 F1489.66Na2,,0.26,0.68,X,1,Y,022F5686.58Nr2 ，，P,fXF，YF,1.1，(1，5686.58，0，596.69),6255.22Nr2p2r22a2 P,P,轴承2危险rr21 (6)校核所选轴承 由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承2计算，滚子轴承的0.68 ，查e, [1][1]表13-6取冲击载荷系数 1.1 ，查表13-4取温度系数1，计算轴承工作寿命: f,f,Pt 3663,,10C1040，10,3r,, ,，,29130,L,24000L,()hh,,60，149.616255.2260nP,, 结论:轴承受命合格 ?7键联接的选择和校核 一、?轴大齿轮键 1(键的选择 [1]选用普通圆头平键 A 型,轴径 40 mm ,查表6-1得 b，h,12，8 2(键的校核 键长度小于轮毂长度，前面算得大齿轮宽度36mm,的长度系列选键长 3~5mmmm [1]36mm表16-2得 l,36,12,24mm k,0.5h,0.5，8,4mm 332T，102，203.63，10,,,P,,,96.05MPa,p,100~120MPakld4，24，40 所以所选用的平键强度足够。 ?8联轴器的选择 [1]查表14-1得 K,1.5A T,KT,1.5，583.88,875.82N?m,[T],2500N?mcaA3 - 34 - [2]查表8-5，选用弹性套柱销联轴器: P97 ?9减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 一、传动零件的润滑 1(齿轮传动润滑 3.14，d，n3.14，224.38，50.5443因为齿轮圆周速度，故选择浸油润v,,5.69,12ms60，1000600，1000 滑。 2(滚动轴承的润滑 5因为小于,滚动轴承采用脂润滑。轴承内侧应设置甩油环，以免稀油dn2，10mm?r/min 进入轴承而将润滑脂稀释 二、减速器密封 1.轴外伸端密封 因为轴承选用脂润滑，工作环境较清洁，轴颈圆周速度，工作温度v,1.403ms,4~5ms不超过，所以轴外伸端选用毛毡圈密封 90:C 2.轴承靠箱体内侧的密封 [2] 因为轴承采用脂润滑，为防止箱内润滑油和润滑脂混合，所以在轴承前设置挡油环。查图16-12可得 ,2,2~3mm,,3,8~12mm,径向间隙为0.2mm 3.箱体结合面的密封 为保证密封，箱体剖分面连接凸缘应有足够宽度，并要经过精刨或刮研，连接螺栓间距也不应过大(小于150-200mm)，以保证跢的压紧力。为了保证轴承孔的精度，剖分面间不得加垫片。为提高密封性，可在剖分面上制出回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。 ?10减速器箱体设计及附件的选择和说明 一、箱体主要设计尺寸 名称计算结果计算依据 计算过程 (mm) - 35 - 箱座 ,,0.025，175，3,7.375,8 ,,(0.025~0.03)a，,,8壁厚取,8 ,8 ,, , (0.8~0.85)，8,6.4~6.8,8箱盖 (0.8~0.85),,8壁厚取,8 ,8 ,,11 ,1 箱座 = 1.5,1.5，8,12b 凸缘=12 b厚度 b 箱盖= b 1.5，8,121.5,11凸缘 =12 b厚度1 b1 箱座 2.5,= b2.5，8,202底凸 =20 b缘厚2度 b2 地脚 [2] d,0.036a，12查表11-1 Pf158螺栓 直径d,0.036a，12,0.036，117，12,16.21=20 fdf d查 [2] 表3-13,取d,20，ff =6 n地脚 a,350时,n,6螺钉=6 n数目 n 轴承 0.75d,0.75，20,150.75d ff旁联 接螺取,16 ,16 dd11栓直 径 d1 箱盖，，0.5~0.6dd =(0.5~0.6)×20=10~12 f2与箱 座联取d=10 2=100 d接螺2栓直 径d 2 - 36 - 联接:(150~200)mm ,取,150 查[2]表11-1 ll 螺栓 的d,15 l2 间距 l 轴承0.4~0.5，20,8~10，，，，0.4~0.5d f 端盖取d,103螺钉 d,103直径 d3 定位=8 (0.7~0.8)×10=7~8 取d，，0.7~0.8d 2销直=8 d径 d d:C,26mm、d 查2表11,1和表11,21f，，f d:C,22mm11 、dd:C,16mm121 d:C,26f1 d:C,22至d112d:C,1621外箱 壁距 离 C1 d:C,24mm、d 查2表11,1和表11,22f，，f d:C,14mm22 至d2d:C,242f d:C,14凸缘22边缘 距离 C2 轴承查[2]表11-1 R,C,2012旁凸 台半R,20 1径 R1 凸台=48 根据低速级轴承座外径确定，以h 高度=48 便于扳手操作为准 h h 轴承 =8+20+22+(5+10)=55~60 ,，C，C，(5~10)B 121座宽 - 37 - 度 取=55 BB11 铸造查[2]表11-1和1-38 X=3，Y=15 过渡X=3 尺寸Y=15 x,y 大齿 ?1.2,=,取,10 ,,1.2，8,9.6mm11轮顶 圆与 ,10 ,内箱1壁距 离 ,1 齿轮?10~15 ?10~15,取,10 ,,22端面 与内 ,10 ,箱壁2距离 ,2 ,0.85,0.85，8,6.8m,箱盖、11 m,0.85,11箱昨取7 =7 m筋厚 m,0.85,1,0.85,0.85，8,6.8m, 、m=7 m取71 m 轴承7207AC:D,62，5~5.5，10,112~117取D,112，，22112 D，(5~5.5)d;D,轴承外径D,3217207AC:D,72，5~5.5，10,122~127取D,122，，端盖22122 D,22，，7214AC:D,125，5~5.5，10,175~180取D,18022外径 180 D, 23 D2 轴承S,112,S,112, S,D112 旁联S,122S,12222接螺 栓距 S,180S,18033离 S 二、附属零件设计 1窥视孔和窥视孔盖 [2]查 P表11-4得，因为，所以选取盖厚为mm，长为a,345mm,425mm,,4161, l=180mm，宽为b=140mm的窥视孔盖，如下图所示。 - 38 - 2.通气塞和通气器 减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器用于通气，能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内，外气压平衡一致，以避免由于运转时箱内油温升高，内压增大，而引起减速器 [2]润滑油沿接合面、轴伸处及其他缝隙渗漏出来。查 表11-5，选取提手式通气器如下P162 图所示 3.油标、油尺 减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器用于通气，能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内，外气压平衡一致，以避免由于运转时箱内油温升高，内压增大，而引起减速器 [2]润滑油沿接合面、轴伸处及其他缝隙渗漏出来。查 表11-5，选取提手式通气器如下P162 图所示 - 39 - 4.油塞、封油垫 5.起吊装置 名称 公式或依据 单位 结果 4~5,=36~40 C ，，mm 取36 13吊耳 1.3~1.5C=46.8,54 C ，，mm 取50 34 - 40 - =14.4,20 1.8~2.5,，， bmm 取15 1 C Rmm 50 4 0.2 rCmm 7.2 13 0.25 rCmm 9 3 =46 CC，K mm 46 12 H 0.8K=0.8×46=36.8 mm 36.8 h吊钩 0.5H=0.5×36.8=18.4 mm 18.4 r 0.25K=0.25×18.4=4.6 mm 4.6 b(1.8,2.5)δ=19.8,27.5 mm 取22 6.轴承端盖、调整垫片 螺钉直径d轴承外径D 螺钉数 材料 3 120 10 6 HT150 名称 公式或依据 单位 结果 d=10+1=11 d，1mm 11 03 D Dd，2.5mm 180 03 DDd，2.5mm 210 203 e1.2d mm 14 3 eee,mm 11 D,10~15 D，，mm 取140 4 D Dd,3 mm 144 503 D,2~4 D ，，mm 取177 06 b5,10 mm 取8 - 41 - 0.8~1b，， hmm 取12 ?12参考资料 [1] 濮良贵主编. 2006.机械设计(第八版).高等教育出版社 [2] 吴宗泽;罗圣国主编.2006.机械设计课程设计手册(第3版).高等教育出版社 ?11设计小结 通过本次课程设计使我进一步熟悉、掌握机械工程设计原理与基本知识;综合训练学生掌握机械工程的组成要素:进行深入细致的分析与理性的构思，从而初步学会从机械设计方案到工作图设计的基本过程、方法和思路;为今后的设计积累。 通过本次课程设计，使我对机械设计方案到机械工作图设计的基本过程的设计方法、步骤、思路、有一定的了解与认识。它相当于实际带式运输机传动装置规划设计工作的模拟。在课程设计过程中，我基本能按照规定的程序进行，先针对机传动装置几次方案的讨论、修改，再讨论、再修改，最后定案，进行正式规划阶段。设计方案确定后，又在老师指导下进行扩初详细设计，并画出若干能够清楚表达自己设计意图的局部效果图;最后进行装配设计。整个过程周密有序，有利于学生按时高质完成全部课程设计。 感谢罗小林老师的悉心辅导～ - 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