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设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器明书

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设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器明书

机械设计基础课程设计二级圆柱齿轮减速器设计说明书目录1.前言-------------------------------22.电动机的选择-----------------------43.计算传动装置动力和运动参数--------64.传动装置的设计计算-----------------85.齿轮的设计计算--------------------86.轴的设计与选择------------------167.轴承的寿命计算--188.连轴器的选择--229.键的选择与校核--------------------2410.润滑与密封的设计----------------2711.减速器附件设计2712.总结2713.致谢2914.参考资料--29课程设计说明书1.前言一、机械设计课程的目的和意义机械设计基础课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练,是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是1通过机械设计课程的设计,综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论,结合生产实际知识,培养分析和解决一般工程实际问题的能力,并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。2学习机械设计的一般方法,掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。3进行机械设计基本技能的训练,如计算、绘图、熟悉和运用设计资料(手册、图册、标准和规范等)以及使用经验数据,进行经验估算和数据处理等。(4)机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。二、机械设计课程的内容选择作为机械设计课程的题目,通常是一般机械的传动装置或简单机械。课程设计的内容通常包括确定传动装置的总体设计方案;选择电动机;计算传动装置的运动和动力参数;传动零件、轴的设计计算;轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核计算;箱体结构及其附件的设计;绘制装配工作图及零件工作图;编写设计计算说明书。在设计中完成了以下工作①减速器装配图1张(A0或A1图纸);②零件工作图2~3张(传动零件、轴、箱体等);③设计计算说明书1份,6000~8000字。三、机械设计课程设计的步骤机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书,拟定若干方案并进行分析比较,然后确定一个正确、合理的设计方案,进行必要的计算和结构设计,最后用图纸表达设计结果,用设计计算说明书表示设计依据。机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行1设计准备①分析设计计划任务书,明确工作条件、设计要求、内容和步骤。②了解设计对象,阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。③浮系课程有关内容,熟悉机械零件的设计方法和步骤。④准备好设计需要的图书、资料和用具,并拟定设计计划等。2传动装置总体设计①确定传动方案圆柱斜齿齿轮传动,画出传动装置简图。②计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。③确定总传动比和分配各级传动比。④计算各轴的功率、转速和转矩。3各级传动零件设计①减速器外的传动零件设计(带传动、链传动、开式齿轮传动等)。②减速器内的传动零件设计(齿轮传动、蜗杆传动等)。4减速器装配草图设计①选择比例尺,合理布置试图,确定减速器各零件的相对位置。②选择联轴器,初步计算轴径,初选轴承型号,进行轴的结构设计。③确定轴上力作用点及支点距离,进行轴、轴承及键的校核计算。④分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。5减速器装配图设计①标注尺寸、配合及零件序号。②编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。③完成装配图。6零件工作图设计①轴类零件工作图。②齿轮类零件工作图。③箱体类零件工作图。四、课程设计的基本要求认真、仔细、整洁。理论联系实际,综合考虑问题,力求设计合理、实用、经济、工艺性好。正确处理继承与创新的关系,正确使用标准和规范。学会正确处理设计计算和结构设计间的关系,要统筹兼顾。所绘图纸要求准确、表达清晰、图面整洁,符合机械制图标准;说明书要求计算准确、书写工整,并保证要求的书写格式。五、减速器的设计计算、校核、说明和结果1设计任务书1.1设计任务设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器,传动系统为采用两级圆柱齿轮减速器和圆柱齿轮传动1.2原始数据联轴器拉力F2800N运输带速度V1.7m/s卷筒直径D360mm1.3工作条件工作机空载启动,有轻微振动,经常满载,单向运转,单班制工作,使用期限10,每年工作300天,运输机允许速度误差5。总体布置简图1联轴器2电动机3齿轮减速器4卷筒5带式运输机2电动机的选择2.1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是工作机空载启动,有轻微振动,经常满载,单向运转,单班制工作,使用期限10,每年工作300天,运输机允许速度误差5。2.2选电动机类型按工作要求和条件,选用三相笼形异步电动机,封闭式结构,电压380V,Y型。2.2.1选择电动机容量电动机所需工作功率按式P电wpKWP电1000FVKW因此P电1000FVKW查机械设计指导书表一η二减0.95η联0.99ηη二减η联2所以kwFvPd12.510002.2.2确定卷筒轴工作转速min54.9534014.37.1100060100060rDvn按机械设计课程设计设计指导书P2表1,二级圆柱齿轮减速器的传动比ai8-40故电动机的转速的可选范围为min6.3821min32.764min54.95408rrrnind符合这一范围的同步转速为查机械设计课程设计手册第167页表12-1可知min3000rmin1500rmin1000r合适。查表12-1得方案额定功率(Kw)电动机转速r/min传动比质量1、Y132S1-25.5290030.4642、Y132S-25.5144015.1683、Y132M2-25.596010.084综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、减速器的传动比,在机械设计课程设计手册P167选取电动机的型号Y132S1-2,其主要的性能如下表型号额定功率满载转速传动比伸出轴长伸出轴径Y132S1-25.5Kw2900r/min30.180mm38mm3.传动装置的运动和动力参数计算3.1分配传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机的主轴的转速n,可得传动装置的总的传动比是1i高速级2i低速级则i11.2i2;12iii所以i25i16校核实际传动比12iii65303.2各轴功率,转速和转矩的计算4.1计算各轴的转速I轴12930/minmnnrII轴min/3.4836290011rinniiIII轴min/67.962rinniiiii4.2计算各轴的输入功率I轴P1P电η联η轴承5.363KwII轴P2P1η齿η轴承5.098KwIII轴P3P2η齿η轴承4.85Kw4.3计算各轴的输入转矩I轴T19.55106p1n1η联η轴承17661.08N.mmII轴T2T1i1η轴承η齿100731.74N.mmIII轴T3T2i2η联η轴承478777.96N.mm5传动零件的设计计算5.1减速器箱内的圆柱齿轮传动的设计计算查手册表1-7η联0.995η轴承0.98η齿0.97由上式可知61i52i校核实际传动比305621iii因为传动比都大于4,所以高速级和低速级均采用斜齿圆柱齿轮传动,该减速器采用闭式,用展开式布局,采用标准齿形。5.2选择齿轮材料精度等级四个齿轮均用45钢制造,调质处理,软齿面2203.1HBS2004.2HBSδB1.3650MPaδB2.4580MPaδS1.3360MPaδS2.4290MPa一般减速器,中速中载,取8级精度5.3设计低速级齿轮低速级负荷大,对外部尺寸影响大,故先设计低速级低速级圆柱齿轮传动初选齿数Z325Z41245.3.1初选载荷系数4.1tk5.3.2对称布置,软齿面15.175.0d取1d查表10-75.3.3材料的弹性影响系数钢-钢MPaZE8.189查表10-65.3.4标准直齿轮α200β120ZH2.35.3.5计算重合度εα1.685.3.6计算H1应力循环系数911026.6360001290060N9932100.161026.6NN8941009.25100.1N5.3.6接触疲劳寿命系数9.01HNK95.032HNHNKK95.04HNK5.3.7弯曲疲劳寿命系数85.01FNK9.032FNFNKK95.04FNK5.3.8弯曲疲劳强度和接触疲劳强度查机械设计书图10-20cδFlim1.3430MPaδFlim2.4430MPa查机械设计书图10-20dδSlim1.3570MPaδSlim2.4550MPa查图10-181.251.5FS取1.251HS3HHHHNSK3lim35.5413FFHFNSK3lim36.309HHHNHSK4lim445.5228.3264lim44FFFNFSK查机械设计表10-1P189查机械设计图10-21P207查图10-19将H的较小值代入,计算dt3dt3√2KT2φdεαu1u(ZEZH[δH])2349.54mm5.3.8计算中心距0aⅡm和齿宽b及圆周速度VVπdt3n36010001.26m/s计算模数mntdt3cosβZ32.11取2.5计算齿宽bφddt349.54计算齿高h2.25mnt4.75计算齿宽与齿高比b/h143计算重合度εα0.318φdZ3tanβ1.55515.3.9计算k值KA1.25查表10-2(190P)06.1VK查图10-8查得动载系数查表10-4(插入法)对称布置,软齿面。8级精度KHαKFα1.2KHβKFβ1.342Kkakvkαkβ2.145.3.10校正50.584.114.254.4933ttkkdd计算中心距a0II(Z1Z2)mn2cosβ251242.52cos12190.4校核螺旋角βcos−1(Z3Z4)mn2a12偏差很小,可以忽略,所以其他参数无需修改。计算分度圆直径203p90.6312cos5.22512cos33mzd93.31612cos5.212412cos44mzd63,5834bb6设计汇总5.,04.190,5.258,93.316,12463,90.63,25444333iiiiiambdzbdz7低速级齿轮弯曲疲劳强度校核查表10-5用插入法得YFa32.65Ysa31.5842.18FaY41.79SaY则σF3𝟐𝟐.𝟏𝟒𝟏𝟎𝟎𝟕𝟑𝟏.𝟕𝟒𝟓𝟖𝟓𝟖.𝟕𝟖𝟐.𝟔𝟓𝟏.𝟓𝟖𝟐.𝟓217.80<309.6σF4𝟐𝟐.𝟏𝟒𝟒𝟕𝟖𝟕𝟕𝟕.𝟗𝟔𝟓𝟖𝟐𝟗𝟑.𝟗𝟐𝟐.𝟏𝟖𝟏.𝟕𝟖𝟐.𝟓205.33<326.8所以齿根弯曲强度安全8高速级斜齿圆柱齿轮的设计270155224ddd8.1初选456270121idd8.2中心距5.15724527022101dda8.3计算模数nm36.25.157015.0015.001amn取2.5则1085.2270185.2452211nnmdzmdz又因为10861812izz,取z2107实际传动比95.518107121zzi与6相近传动比误差58.4验算螺旋角3.72arccos121amzzn因为820在范围内所以7.3合适8.5精确计算36.45cos11nmzd68.269cos22nmzd52.157268.26936.451a8.6设计汇总95.5,52.157,5.240,68.269,10745,36.45,1811222111iambdzbdzn8.7高速级斜齿圆柱齿轮强度校核由(4.3)知查机械设计书图10-20cδFlim1.3430MPaδFlim2.4430MPa查机械设计书图10-20dδSlim1.3570MPaδSlim2.4550MPa由(4.4)知85.01FNK9.032FNFNKK95.04FNK9.01HNK95.032HNHNKK95.04HNK1.251.4FS取1.25[δF1]𝐊𝐅𝐍𝟏𝛅𝐅𝐥𝐢𝐦𝟏𝐒𝐅292.4[δH1]𝐊𝐇𝐍𝟏𝛅𝐇𝐥𝐢𝐦𝟏𝐒𝐇513[δF2]KFN2δFlim2SF309[δH2]KHN2δHlim2SH522.5则YFa12.85Ysa11.54YFa22.18Ysa21.79(用插入法)查表10-58.8计算纵向重合度εα0.318𝛗𝐝Z1𝐭𝐚𝐧𝟕.𝟑1.01σF1𝟐𝟐.𝟏𝟒𝟏𝟕𝟔𝟔𝟏.𝟎𝟖𝟒𝟖𝟒𝟕.𝟕𝟗𝟐.𝟖𝟓𝟏.𝟓𝟒𝟐.𝟓57.85δF4𝟐𝟐.𝟏𝟒𝟏𝟎𝟎𝟕𝟑𝟏.𝟕𝟒𝟒𝟑𝟐𝟖𝟒.𝟐𝟐𝟐.𝟏𝟖𝟏.𝟕𝟖𝟐.𝟓55.06故设计合理1lim1.312lim2.420.96630[]604.811.05570[]598.51HNHHHHNHHHKGSKGS而13121THHEdKuZZdu189.8EZMPa(钢钢)查表10-6由9.92.455H则Z查图10-3013123221.87748501.875.5612.455189.8185.025.56166.99[]21.877219921.415.5612.455189.81416.995.5664.179[]HHHH9齿轮的结构设计9.1齿顶圆直径68.2749.7cos5.22107cos236.509.7cos5.2218cos20*220*11naanaamhzdmhzd93.32112cos5.22124cos290.6812cos5.2225cos2n*44n*33ββmhzdmhzdaaaa9.2齿根圆直径97.2779.7cos5.225.12107cos254.419.7cos5.225.1218cos20**220**11nafnafmchzdmchzd68.31012cos5.225.12124cos265.5712cos5.225.1225cos2n**44n**33ββmchzdmchzdafaf由已知得d电38键bh1083.81毂t查手册53P525277.1221〈电ddef所以齿轮与轴一起制造为合理小齿轮做成齿轮轴大齿轮做成腹板式查书228P10设计汇总项目低速级高速级大齿轮小齿轮大齿轮小齿轮z1242510718d316.9363.90269.6845.36b58634045a186.25157.52m2.52.5β12β7.911齿轮的润滑因为v<12m/s所以采用将大齿轮的齿轮浸入油中进行浸油润滑浸油深度为由下齿顶向上10mm20.253.738.3910h按10计算,若h10,则按一个齿计算V6.30m/s5-12.5之间查表10-1245钢选用工业齿轮油SY117288牌号100查表10-1190110/40Dcstc12.1减速器中间轴II轴的设计拟定轴一和轴四是右旋,轴二和轴三是左旋。12.1.1求中间轴的功率2P和扭矩T2P5.5Kwn2900r/minT117661.08T3478777.9612.1.2求作用在齿轮轴上的力Ft1𝟐𝐓𝟏𝐝𝟏739Ft2𝟐𝐓𝟑𝐝𝟑3258Fr1Ft1tanαcosβ270.8Fr2Ft2tanαcosβ1212Fa1Ft1tanβ86.8Fa2Ft2tanβ693Ft总2519Fr总941Fa总60612.1.3选择材料,决定最小直径没有特殊要求,轴的材料选用45钢,调质处理HBS为217-255MPa取2100107126A取115所以dmin>A0√P2n2𝟑115√5.1483𝟑24.57轴上可能有两个键糟dmin24.5724.571.327.76考虑要与轴一使用同一轴承,所以dmin4012.2轴的结构设计12.2.1选轴承根据轴向定位要求,可确定每一段轴的轴径和各段轴的长度装轴承的(中间轴)最小,d径40,预选30208轴承查手册机械设计手册75p其尺寸dDT408019.75取轴承端面到壳体内壁8mm,齿轮端面到壳体内壁15mm两齿轮端面距离为15mmd140L140d263.90L263d347L353d440L442L总4063534219812.2.2轴向定位套筒d40大端直径47,小端直径d40轴承端盖轴承外圈用相应的轴承闷盖定位(采用凸缘式)12.2.3轴上的周向定位齿轮2键14958轴承的内圈和轴采用过盈配合76HK,轴承的外圈和壳体孔采用间隙配合76Hh已知232773.44,2840,428.64rraFFF(1)求比值22428.640.621773.44arFF预选的30209轴承的e0.38(查手册)22/arFFe所以00.41.90.51.1rrFaorroaFFYyFFYFy此时选所以1.1pf1.10.41.91.10.4388.561.9383.92973.36raFFN2p基本额定动载荷值32636601060301.8936000973.36108440.62nLhCp验算轴承寿命6326341060108440.6260301.89973.363.610hcLnp符合强度要求,合适12.2.4对两外键的校核对齿轮上的键14980处进行校核3210[]ppTKLd[]100120100pMPa取则21695055.81[]4.53845pp在允许的范围内合适12.2.5轴的工艺要求若R1.5或R2.0r1.2r1.5轴端倒角24512.2.6拟定装配方案齿轮2套筒右边轴承端盖从右边装齿轮3齿轮轴I-II段轴用于安装轴承30208,故取直径为40mm。II-III段为小齿轮,外径63.09mmIII-IV安装大齿轮,直径为47mmIV-V段安装轴承,直径为40mm。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-II段轴承宽度为23,所以长度为40mm.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙15m,轴承和箱体的间隙8m,所以长度为63。III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度63m。IV-V段用于隔开两个齿轮,和安装大齿轮,长度为53m。V-VI段用于安装轴承,为42m。12.2.7求轴上的载荷69.212785.212.2.8精确校核轴的疲劳强度1.判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面截面IV右侧的MPaWMmb5.17截面上的转切应力为MPaWTTT64.72MPaTmb99.7298.152由于轴选用40cr,调质处理,所以MPaB735,MPa3861,MPa2601。(表15-1)综合系数的计算由045.0552dr,6.1dD经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为23.2,81.1,([2]P38附表3-2经直线插入)轴的材料敏感系数为85.0q,87.0q,(附图3-1)故有效应力集中系数为05.211qk70.111qk查得尺寸系数为72.0,扭转尺寸系数为76.0,([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3)轴采用磨削加工,表面质量系数为92.0,(附图3-4)轴表面未经强化处理,即1q,则综合系数值为93.211kK11.211kK碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为1.0,05.0安全系数的计算轴的疲劳安全系数为92.61maKS66.241maKSSSSSSSca5.166.622故轴的选用安全。12.2.9对输入轴进行设计校核初步确定轴的最小直径mmnPAda62.13311011轴的结构设计1)确定轴上零件的装配方案2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为30mm.考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达4mm,该段直径选为38该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选7308AC,即该段直径定为40mm.该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有3.5mm的圆角,经标准化,定为47m。各段长度的确定从左到右分述如下I-II段轴安装轴承,轴承宽19mm段长度定为19mm.。II-III段用来定位,长度为10III-IV锻用来过度,长度为86IV-V锻齿轮,长度为45V-VI锻过度长度13VI-VII锻轴肩长度10VII-VIII锻安装轴承,长度19。VIII-IX段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为50最后一段轴由联轴器决定长度为562按弯扭合成应力校核轴的强度W62748N.mmT30148.5N.mm45钢的强度极限为MPap275][,又由于轴受的载荷为脉动的,所以6.0。][43232pmpMPaWTMIII轴3作用在齿轮上的力FH1FH24494/22247NFv1Fv21685/2842.5N4初步确定轴的最小直径mmnPAda97.41333015轴的结构设计1)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度以为I-II锻轴一联轴器配合,所以轴径和长度由联轴器决定,dI-II48长度110dIII-IV和dVII-VIII与轴承配合,所以dIII-IVdVII-VIII60长度为49和24IV-V锻轴为过度轴肩,所以dIV-V64,长度为56V-VI锻轴为定位轴肩dV-VI76,长度为9VI-VII锻轴为定位轴肩,所以dVI-VII69,长度为76II-III为过度,考虑端盖厚度等取长度为506求轴上的载荷Mm316767N.mmT925200N.mm7.弯扭校合3330.10.19072900Wdmm221102.4[]mppMTMPaW13.2输出轴设计13.2.1类型选择为隔离振动与冲击,选用弹性套柱销联轴器13.2.2载荷计算33min30.0523.8715.1912.7111012657.1181.25cacaTTiNMpdmmn开两个键槽d扩大13,故min64.53dmm选择LT7联轴器min65dmm故轴径符合LT7联轴器的公称转距为538.77710NMNM符合所以选用LT7488445112JBYB13.3圆柱滚子轴承的选择及计算I轴求两轴承受到的径向载荷轴承30308校核径向力5.1682121VHrFFF派生力NYFFrAdA7.522,NYFFrBdB7.522轴向力由于dAdBaFNFF7.2757.522231,所以轴向力为223aAF,7.52aBF当量载荷由于eFFrAaA32.1,eFFrBaB31.0,所以4.0AX,6.1AY,1BX,0BY。由于为一般载荷,所以载荷系数为2.1pf,故当量载荷为NFYFXfPaAArAApA04.50922.202aBBrBBpBFYFXfP轴承寿命的校核hhPCrnLAh240001098.36010716II轴轴承30308AC径向力NFFFVHrA5.14182121NFFFVHrb5.6032222派生力NYFFrAdA4432,NYFFrBdB1892轴向力由于dAdBaFNFF10811898921,所以轴向力为NFaA638,NFaB189当量载荷由于eFFrAaA45.0,eFFrBaB31.0,所以4.0AX,6.1AY,1BX,0BY。由于为一般载荷,所以载荷系数为2.1pf,故当量载荷为NFYFXfPaAArAApA84.1905NFYFXfPaBBrBBpB2.724轴承寿命的校核hhPCrnLAh240001050.16010716III轴轴承30312的校核径向力NFFFVHrA5.8422121NFFFVHrb5.8422222派生力NYFFrAdA6.2942,NYFFrBdB6.2942轴向力由于dAdBaFNFF6.140911156.2941,所以轴向力为NFaA1115,NFaB6.294当量载荷由于eFFrAaA32.1,eFFrBaB34.0,所以4.0AX,5.1AY,1BX,0BY。由于为一般载荷,所以载荷系数为2.1pf,故当量载荷为NFYFXfPaAArAApA87.2317NFYFXfPaBBrBBpB1011轴承寿命的校核hhPCrnLAh24000101.56601071614减速器附件的选择通气器由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M161.5油面指示器选用游标尺M20起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M201.5。15润滑与密封15.1齿轮的润滑因为114403.14715.35//6010006000ndvmsms所以采用将大齿轮的齿轮浸入油中进行浸油润滑浸油深度为由下齿顶向上10mm20.253.758.437510h按10计算,若h10,则按一个齿计算V5.35m/s5-12.5之间查表10-1245钢选用工业齿轮油SY117288牌号100查表10-1190110/40Dcstc15.2滚动轴承的润滑1.由于轴承周向速度为,所以宜用油润滑。2.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。15.3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。16设计小结通过本次课程设计,我深深体会到自己在理论知识方面的欠缺,同时也感到自己在知识的运用上也不够灵活,这也说明我在学习知识的过程中存在着一些缺点,总结有以下几点1在开始的计算中,传动比的分配存在一定的问题,感觉大小齿轮的尺寸相差比较大,有点不太合理,在做图的过程中也验证了这一点。2在减速器的总体结构设计上,由于前面计算上的一些问题,导致减速器的结构布置不是很合理。3一开始,轴承的润滑想用油润滑,也未考虑是否合理,但在最后计算是发现,油润滑不合理,又改变为脂润滑。以上几点不足,由于时间的仓促,未能及时弥补。但是也有一些优点,总的来看有以下几点1作为一种产品,外观的设计也是很关键的,我认为,这一点我已作到。2图纸的布局也合理,美观。3通过此次课程设计,使自己的毅力和耐心得到了锻炼。对于这次课程设计的完成,首先感谢母校---塔里木大学的辛勤培育,感谢学校给我提供了如此难得的学习环境和机会,使我学到了许多新的知识,知道了学习的可贵与获取知识的辛勤。承蒙老师的耐心指导,我顺利完成了我的毕业设计。在此,深深感谢我的老师,给予了我耐心的指导和帮助,表现了他对工作高度负责的精神,特别的对李传锋老师感谢。在整个设计的过程中,有他们耐心的指导,才使我的设计顺利完成,同时也感谢在这几年中给予我知识的各位老师。对于这次的课程设计,我只提供了其基本的功能,还有许多美好的设想由于时间仓促和自身因素无法得以实现,这不能不说是本次设计的遗憾之处。不过,它至少启发了我的思维,提高了我的动手能力,丰富了我为人处世的经验,这为我在以后的工作岗位上发挥了自己的才能奠定了坚实的基础。最后,再一次衷心的感谢在大学几年中曾与我知识,给予我帮助的所有老师,你们传递的知识使我受用一生,你们的恩情我会铭记一生。完美,但由于种种原因,也未能使其尽善尽美。17.参考文献1.龚溎义,罗圣国,李平林机械设计课程设计指导书第二版,1990年4月第2版高等教育出版社2.罗圣国,吴宗泽机械设计课程设计手册第三版,2006年5月第三版高等教育出版社3.濮良贵,纪名刚机械设计第八版2006年8月第八版高等教育出版社4.龚溎义机械设计课程设计图册第三版1989年5月第三版高等教育出版社忽略此处..

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