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EBOD-076

时间:2020-07-05 12:35  编辑:容城教育网

EBOD-076摘要

齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是:①瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠,可传递空间任意两轴之间的运动和动力;②适用的功率和速度范围广;③传动效率高,η=0.92-0.98;④工作可靠、使用寿命长;⑤外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主,但普遍存在着功率与重量比小,或者传动比大而机械效率过低的问题。另外,材料品质和工艺水平上还有许多弱点,特别是大型的减速器问题更突出,使用寿命不长。国外的减速器,以德国、丹麦和日本处于领先地位,特别在材料和制造工艺方面占据优势,减速器工作可靠性好,使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主,体积和重量问题,也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构,也是大力开拓的形式,并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展,使得机械加工精度,加工效率大大提高,从而推动了机械传动产品的多样化,整机配套的模块化,标准化,以及造型设计艺术化,使产品更加精致,美观化。在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势。关键字:减速器;轴承;齿轮;机械传动。

目录

摘要I

目录V

第1章减速箱传动方案的拟定及说明1

1.1、工作机器特征的分析1

1.2、传动方案的拟定及说明1

第2章运动参数计算3

2.1电机的选择3

2.2传动比的分配5

2.3运动参数的计算7

第3章各传动零件的设计计算9

3.1皮带轮的设计计算.9

3.2皮带轮结构设计15

3.3齿轮的设计18

3.4各轴的设计34

3.5轴承的选择及校核62

3.6键的选择与校核71

第4章减速器的箱体(箱盖)设计77

4.1箱体(箱盖)的分析77

4.2箱体(盖)的材料77

4.3箱体的设计计算(参照【4】*P15)77

第5章减速器的润滑81

5.1润滑方式的确定81

5.2油池中油量的确定81

5.3轴承润滑81

5.4润滑剂的选择82

5.5油的密封及防止脂的稀释82

参考文献88

第1章减速箱传动方案的拟定及说明1.1、工作机器特征的分析

由设计任务书可知:该减速箱用于螺旋运输机,工作速度不高(V=0.8m/s),圆周力不大(P=4000N),因而传递的功率也不会太大.由于工作运输机工作平稳,转向不变,使用寿命不长(5年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。

1.2、传动方案的拟定及说明

根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图,分析其有优缺点如下:

优点:(1)、电动机与减速器是通过皮带进行传动的,在同样的张紧力下,三角皮带较平带传动能产生更大的摩擦力,而且三角皮带允许的中心中距较平带大,传动平稳,结构简单,使用维护方便,价格低廉。故在第一级(高速级)采用三角皮带传动较为合理,这样还可以减轻电动机因过载产生的热量,以免烧坏电机,当严重超载或有卡死现象时,皮带打滑,可以起保护电机的作用。

(2)、斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳,承载能力大、噪音小,能减轻振动和冲击,若设计时旋向选择合理,可减轻轴的负荷,延长使用寿命,故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。

(3)、高速级齿轮布置在远离扭矩输入端,这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形,以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。

缺点:

(1)、皮带传动稳定性不够好,不能保证精确的传动比,外廓尺寸较大。

(2)、齿轮相对轴和轴承不能对称分布,因而对轴的要求更高,给制造带来一定麻烦。

综上所述,这种传动方案的优点多,缺点少,且不是危险性的缺点,故这种传动方案是可行的。

第2章运动参数计算2.1电机的选择

2.1.1、选择电机型号:

按设计任务书要求,螺旋运输机是运送粉粒状物质,工作过程平稳,转向不变,故宜采用防尘的电机。根据【1】*表12-1介绍,J02型电机为封闭扇风自冷式鼠笼转子三相异步电动机。该型号电机可以直接接入三相交流电网,寿命长,运转平稳,使用维修方便,而且体积小,重量轻,价格便宜,能防止灰尘侵入电机内部,适用于灰尘多,工作环境不太好的场合,故选用J02型电动机为原动机。

2.1.2、电动机功率的确定

由于该电动机按工作机的要求须长期连续运转,载荷变化小,在常温下工作,故按电动机的额定功率等于或略大于所需功率来选择电动机。

⑴、工作机构所需的功率Nw

由【4】*(2-1)式Nw=(kw)

∴Nw==3.2kwNw=3.2kw

⑵、电动机及工作机的总效率η:

η=η皮.η轴承.η齿.η锥.η联.η滑.η减速器

由【1】*表13-2查得

η皮=0.96(三角皮带传动)

η轴承=0.98(滚动轴承)

η齿=0.97(斜齿圆柱齿轮

η锥=0.92(一对开式)

η联=0.99(联轴器)

η滑=0.97(润滑正常)

η减速器=0.95(双级圆柱齿轮减速器)

故η=0.96×0.98×0.97×0.99×0.92×0.97×0.95

=0.71η=0.71

⑶、电动机所需的功率Nm'

由【4】*(2-3)Nm'=K

K:过载系数,按说明书书要求取K=1.2

则:Nm'=1.2×=5.41KW

按Nm>Nm'的原则,由【1】*表12-2

取Nm=5.5KwNm=5.5Kw

一般地最常用、市场上供应最多的是周期转速为1500r/min的电动机,故在满足额定功率的情况下优先选用之。

电动机选择结果如下:

型号

额定功率

满载转速

起动转矩/额定转矩

最大转矩/额定转矩

重量

JO2-42-4

5.5kw

1440r.p.m

1.8

2.0

74kg

⑷、电动机的重要数据如下表:由【1】*表12-3查得

安装尺寸

A

B

C

D(gc)

E

F(jz)

G

H

K

216

178

89

32

80

10

26.8

132

13

外形尺寸

b

B1

b2

H

L1

L

h1

b3

275

210

140

315

505

250

18

55

⑸、所选电机外形

图2-1

2.2传动比的分配

2.2.1分配原则

⑴、各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。

⑵、使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸。

⑶、使二级齿轮减速器中,各级大齿轮的浸油深度大致相等,以利实现油池润滑。

⑷、使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例。

设计内容

计算及说明

结果

2.2.2计算总传动比i

由【4】*(2-4)式i=

n电:电动机的转速

Nw:工作机构的转速.

∴i==23.55

i=23.55

2.2.3分配各级传动比:

2.2.4检验

由【4】*表2-1,可知i皮=2~4

考虑到传动大则皮带轮大轮与小轮直径相差较大,小皮带包角小,故取i皮=2

由【4】*(2-6)式if=1.3is

if----减速器高速级传动比

is----减速器低速级传动比

∵i=i皮×if×is×i锥

=i皮×1.3×is2×i锥

∴is=

≈3

则if=3.9

i实=2×3.9×3×1=23.4

i=23.55

△i==

≈0.0064

≈0.64%

并且,所求Is、If均在斜齿圆柱齿轮许可的范围i=3~5之内。

i皮=2

is=3

if=3.9

合理

2.3运动参数的计算

由于减速器是通用减速器,大批量生产。各零件的承载能力与电动机承载能力相对应。因此以电动机的额定功率作为设计功率来计算。

NⅠ,NⅡ,NⅢ__分别表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴输入功率(Kw)

nⅠ,nⅡ,nⅢ—分别表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速(r/min)

TⅠ,TⅡ,TⅢ—分别表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的扭矩(Nm)

根据【4】*(2—11)式

NⅠ=Nmη皮=5.5×0.96=5.28Kw

NⅡ=NⅠ×η滚×η齿=5.5×0.96×0.98×0.97=5.02kw

NⅢ=NⅡ×η滚×η齿=5.02×0.98×0.97=4.77Kw

由【4】*(2-10)式

nⅠ===720r/min

nⅡ===184.6≈185r/min

nⅢ==1440/23.4=62r/min

由【4】*(2-12)式

TⅠ=9550×NⅠ/nⅠ=9550×5.28/720≈70N.m

TⅡ=9550×NⅡ/nⅡ=9550×5.02/185≈260N.m

TⅢ=9550×NⅢ/nⅢ=9550×4.77/62≈735N.m

轴号

转速(r/min)

功率(KW)

扭矩(N.m)

720

5.28

70

185

5.02

260

62

4.77

735

第3章各传动零件的设计计算3.1皮带轮的设计计算.

根据【3】*§12-3P356~P360所列计算步骤及参考P360

例题作如下设计:

设计内容

计算与说明

结果

3.1.1确定计算功率Nca.

Nca=Kw.Nm

Kw——工作情况系数

由【3】*表12-4得Kw=1.1

Nca=KwNm

=1.1×5.5=6.05Kw

Nca=6.05kw

3.1.2选择皮带型号

根据Nca及主动轮转速,由【3】*图12-9查得:皮带轮型号为A型

A型

3.1.3确定带轮的计算直径D1和D2

①确定主动轮的直径D1

②验算V

③确定大带轮的直径D2

④确定中心距a和皮带长度L

⑤验算主动轮上的包角a1

⑥验算µ

(绕转次数)

⑦确定皮带的根数Z

⑧计算皮带轮的拉力S0

⑨计算皮带传动作用在轴上的压力Q

根据D1≧Dmin的原则,由【3】*表12-5查得:D1=100mm

V==

=7.54m/s

根据【3】*§12-3推荐V=10~20m/s。V过少,D1就小,将使所需的有效圆周力P过大,所需皮带根过多,故将D1取为D1=140mm

这时V==10.55m/s

适合书推荐要求,且:V≤Vmax=25m/s

D2=i皮×D1

=2×140=280mm

a0=KaD2

a0——理论中心距

Ka——中心距计算系数

由【3】﹡表达12—6查得

Ka=1.08

∴a0=1.08×280=320.4mm

由【3】﹡(12-20)式

L0≈2a0+(D2+D1)+

=3×302.4+(280+140)+

=1280.4mm由【3】﹡表12-2查得,对应的标准长度L和公称长度Li

L=1275mm,Li=1250mm

a≈a0+

=302.4+

≈300mm

amin=a-0.015L

=300-0.015×1275

=280.875mm

≈281mm

amax=a+0.03L

=300+0.03×1275=338.3mm

a1=180-×160°

=180-×160

=152°>120°

由【3】*公式(12-23)得

μ=

=

=8.27S-1<μmax

μmax=20S-1

由【3】*(12-24)式

Z=

Kα:考虑包角不同时的影响系数

由【3】*表12-7,并用插入法求得

Kα=0.95-×(0.95-0.92)

=0.926

KL:考虑皮带长度不同时的影响系数,即长度系数

由【3】*表12-8,KL=0.93

又:Ne=β(NO+△NO)

β:考虑皮带材质情况的材质系数,因为一般用途的传动机构中,多用棉线绳结构的皮带,取β=0.75

No:单根皮带的许用功率。

查【3】*表12-3,并用插入法

∵V=10.55S-1在10与11之间,

∴No=2.15+

=2.08kw

△N0:计入传动比的影响时,单根皮带所传递的功率增量。

△N0=Kbn1(1-1/ki)kw

kb:考虑不同型号皮带的挠性不同对弯曲时的影响系数,即弯曲时的影响系数。

由[3]*表12-9·查得:

Kb=1·03×10-3

n1—主动轮转速1440r/min

ki— 传动比影响系数

由[3]*表12-10ki=1.12

∴△Ne=kb·n1(1-1/ki)

=1.03×10-3×1440(1-1/1.12)

=0.1589kw

故Ne=β(N0+△N0)

=0.75(2.0825+0.1589)=1.68kw

∴Z=

=≈4(根)

由[3]*(12-25)S0=15.6G

由[3]*表12-11取G=10N

∴S0=156N

Q=2ZSOsinα1/2

=2×4×156×sin76o=1211N

V=7.54m/s

D1=140mm

合格

D2=280mm

a0=320.4mm

L0=1280.4mm

L=1275mm

Li=1250mm

a=300mm

a1=152°

合格

Ne=1.68kw

Z=4根

S0=156N

Q=1211N

3.2皮带轮结构设计

3.2.1对三角皮带带轮设计的要求

⑴、重量轻;

⑵、结构工艺性好,无过大铸造内应力,便于制造;

⑶、质量分布均匀;

⑷、轮槽工作面要精细加工▽5~▽6,以减少皮带的磨损;

⑸、应保证一定的几何尺寸精度,以使载荷分布均匀;

⑹、要有足够的强度和刚度;

⑺、尽可能的从经济角度加以考虑。

3.2.2皮带轮的材料

根据V=10.55m/s≦30m/s,考虑到加工方便及经济性的原则,采用HT15-30的铸铁带轮。

3.2.3结构尺寸的设计

⑴、轮槽的设计

对与A型皮带由【3】*表12-12查得有关参数

M

f

T

s

b△

δ

B

φ=34˚

12.5

3.5

16

10

11

6

68

b΄=17

B=(Z-1)t+2s=(4-1)×16+2×10=68mm

图3-1

⑵、小带轮的设计

∵D1=140mm>3d,

d为电机轴的直径=32mm,3d=96mm,

且D1<300mm,故采用腹板式。考虑到D1与3d较接近,为方便制造,腹板上不开孔。

a)、有关结构尺寸确定:

由【3】*表达式12-13得:

d1=1.8d=1.8×32=58mm

D1=D-2δ-2(m-f)=140-2×6-2(12.5-3.5)=110mm

Dw=D+2f=140+2×3.5=147mm

L=2d=2×32=64mm

b)、结构图如下:

图3-2

⑶、大带轮的设计

∵D2=280mm<300mm,故采用腹板式。

又:D1-d1=250-58=192>100,故在腹板上开4孔,

a)、有关结构尺寸如下:

d=32mm;第I轴直径

d1=1.8×32=58mm

D0=0.5(D1+d1)=0.5(250+58)=154mm

D1=280-2×6-2×(12.5-3.5)=250mm

d0=0.25(280-30-58)=48mm

L=2d=32×2=64mm

Dw=D+2f=280+7=287mm

b)、结构图如下:

图3-3

3.3齿轮的设计

3.3.1齿轮传动设计总体原则及分析:

根据如下(设计说明书所给的传动方案)

图3-4

1Ⅱ轴上作用着一对齿轮,为了减小Ⅱ轴所受的轴向力,应使Ⅱ轴轴向力方向相反,由于Ⅲ轴的Z4齿轮受力方向应与圆锥齿轮受力相反,故Z4应为右旋;同理,Z3应为左旋,Z2应为左旋,Z1为右旋。

2高速级齿轮的转速较高,为改善接触条件及使受力均布,高速级齿轮Z1、Z2的螺旋角应大于低速级齿轮的螺旋角。

3为满足设计任务书之传动平稳的要求,齿轮的模数应取较小值,而适当增大齿轮的齿数,这样就能减小运动过程中的噪声、振动,使运转平稳。

3.3.2高速级齿轮设计计算

已知:nⅠ=720r/min,if=3.9,NⅠ=5.28Kw,

Lh=5×300×2×8=24000h

⑴、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

①按设计任务书给定的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。

②运输机为一般工作状态的机器,转速不高,故齿轮选择8级精度。

③工作机运转过程中受力不大,故选45#钢,便于制造,且价格较便宜,经一定的热处理后,综合性能均能满足要求。

小齿轮45#钢调质,HB1=270(由【3】*表8-16查得)

大齿轮45#钢常化,HB2=200(由【3】*表8-16查得)

大小齿轮齿面的硬度差为270-200=70,是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面,会起较明显的冷作硬化效应,提高了大齿轮齿面的疲劳极限,从而延长了齿轮的使用寿命。

④齿数:取小齿轮齿数Z1=23;

则大齿轮齿数Z2=3.9×23=89.7≈90.

齿面硬度HB<350的闭式齿轮传动中,据【3】*P183的设计准则,通常齿轮都是首先出现点蚀破坏,所以应按接触疲劳强度设计,按弯曲疲劳强度校核,最后作齿轮的结构设计。

⑵、螺旋角的确定:据【3】*P238推荐β=7°~15°,取β=13°5′,小齿轮Z1右旋,大齿轮Z2左旋。

⑶、按齿面接触疲劳强度设计

由【3】*表8-17中公式d1t=

确定公式内的各计算数据

a)、试选Kt=1.3;

b)、T1=70Nm=7×104Nmm;

c)、由【3】*表8-15选取Фd=1;

d)、由[б]H=KNH[б]H0,【3】*式(8-41b)计算许用应力。

由【3】*图8-68查得[б]H01=550N/mm2。

[б]H02=450N/mm2。

由【3】*(8-42)式:N=60njLh,其中n1=720r/min,j=1,Lh=24000h,n2=185r/min。

∴N1=60×720×1×2400=1.04×109次,

N2=60×185×1×24000=0.27×109次。

由图8-69查得KNH1=1,KNH2=1.1

∴[б]H1=550N/mm2,[б]H2=1.1×450=495N/mm2,==522.5n/mm2。

e)、计算Z=ZHZUZεZE

由【3】*图8-65查得:轮齿区域系数ZH=2.44

由【3】*P249经验决定,计入重叠系数影响的系数。

Zε在0.78~0.85之间,

取Zε=0.8

由【3】*图8-64查得:

齿数比系数ZU=1.14

由【3】*表8-14查得:弹性影响系数ZE=189.8

∴Z=2.44×1.44×189.8×0.8=422.4

设计计算

a)、试算d1t

d1t≥=≈49.2mm

b)、计算圆周速度

V===1.85m/s

c)、求载荷系数K:K=KV·KW·Kβ

根据==0.57m/s

由【3】*图(8-56a)查得KV=1.03,

由【3】*表8-12查得KW=1;

由表8-13查得Kβ=1.15

∴K=1.03×1×1.15=1.1845

d)、试选的Kt值与实际的K值相差较大,应校正所得分度圆直径。由式(8-43)得

d1′=d1t=49.2≈47.7mm

e)、计算模数

mn===2mm

mn与标准值相符。

由前有关计算知:

Z1=23,mn=2mm

Z2=90,d1′=47.7mm

f)、按标准模数计算分度圆直径:

d1===47.22mm

d2===184.78mm

g)、计算中心距

a===116mm

b=Φdd1=1×47.22=47.22

圆整该数值,并取b=50mm

∴b=B2=50mm

B1=55mm

⑷、校核齿根弯曲疲劳强度:

由【3】*表8-17查得校核公式为

бb=YYsaYL≤[б]b

Ft===2965N

ZV1===24.88齿

ZV2===97,4齿

由【3】*图8-61查得齿形系数Y1=2.62,Y2=2.17

由【3】*图8-62查得:应力校正系数

Ysa1=1.65

Ysa2=1.87

由表8-17查得接触线系数

YL=0.55

由【3】*(8-41)a式,[б]b=KNb[б]b0

由图8-67查得弯曲寿命系数KNb

KNb1=KNb2=1

由【3】*图(8-66)查得[б]b1=420N/mm2,[б]b2=380N/mm2

校核计算

由【3】*式(8-89)

бb=YYsaYL≤[б]b

∴бb1=×2.62×1.65×0.55

=83.5N/mm2<[б]b1=420N/mm2

бb2=бb1×

=83.5×=78.4N/mm2<[б]b2=380N/mm2

故所设计齿轮合格。

⑸、结构设计

A、小齿轮结构设计

由【3】*§8-27推荐,当齿根圆到键槽顶部e<2mt时,宜将齿轮做成齿轮轴,

∵mt==≈2.05mm

∴e<2×2.053=4.1

由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴d=47,而小齿轮的齿根圆df

df=d1-2hf

=d1-2hatmt-2c*mt

=d1-2(h*an+c*n)mn

=47.22-2×(1+0.25)×2

=42.22mm。

显然e<2mt故需做成齿轮轴。其结构见Ⅰ轴的结构图。

B、对于大齿轮:

由【3】*§8-27推荐:

当da≤500mm时,采用腹板式结构。有关参数:

da=d2+2h*amn=184.78+2×2=188.78mm

D4=dⅡ=47mm,dⅡ为Ⅱ轴安装大齿轮处的轴径。

D3=1.6D4=75.2mm≈76mm

D0=da-10mn=188.78-10×2=168.78mm≈170mm。为满足强度,取D0=160mm。

D2=0.35(D0-D3)=0.35(160-76)≈32mm。

D1===118mm

C=0.25(B2)=0.25×50=12.5mm,取C=12mm

n=0.5mm=0.5×1.5=0.75mm≈1mm

r=5mm。

高速级大齿轮结构图如下:

图3-5

3.3.3低速级齿轮传动

已知:nⅡ=185r/min,nⅢ=62r/min,is=3,NⅡ=5.02kw,Lh=24000h,

1)、选定齿轮类型、精度等级、材料齿数及螺旋角

a、根据任务书及齿轮设计总体原则,小齿轮Z3左旋,大齿轮Z4右旋。

b、齿轮精度与高速级齿轮相同,为8级精度。

c、材料仍为45#钢,由【3】*表8-16

小齿轮调质HB3=270

大齿轮常化HB4=200

d、齿数:Z3=37齿,Z4=37×3=111齿

e、螺旋角取β=11°36′.

2)、按齿面接触疲劳强度设计

∵HB<350,是软齿面接触,其破坏形式主要为点蚀,故按接触强度设计,按弯曲强度校核。

由【3】*表8-17查知:d3t≥

其中;Kt=1.3,T2=260Nm,Фd=1

由【3】*图8-68

[б]H03=550N/mm2

[б]H04=450N/mm2

(注:低速级齿轮传动设计的原理、含义与高速级相同)

设计内容

计算与说明

结果

设计计算:

a)、计算d3t

b)、计算圆周速度

c)、求k

d)、校正分度圆

e)、计算模数

f)、分度元直径

g)、计算中心距

h)、计算齿轮的工作宽度

3)、校核齿轮弯曲疲劳强度

a)、计算圆周力

b)、确定公式中的各系数

c)、计算

d)、校核计算

由【3】*式8-42可得:N=60njlh

∴N3=60×185×24000=2.7×108次

N4=60×62×24000=8.9×107次

由【3】*图8-69查得

KNH3=1.07,KNH4=1.14

[б]H3=KNH3×[б]H03=1.07×550=588.5N/mm2

[б]H4=KNH4×[б]H04=1.14×450=513N/mm2

由【3】*P250推荐

[б]H==

=551N/mm2

由【3】*图8-65查得:ZH=2.44

ZE=189.8(由【3】*8-14)

Zε=0.8(由【3】*P249)

Zμ=1.15(由【3】*图8-64)

∴Z=2.44×1.15×189.8×0.8

=426.1

d3t≥

=

≈73.8mm

V==

=0.17m/s

根据:==0.263m/s

查[3]*表8-12.得kw=1

查[3]*表8-13.得Kβ=1.15

∴K=1.02×1×1.15=1.173

=71.29mm

Mn==

≈2mm

d3===75.5mm

d4===226.5mm

a===151mm

b=Φdd3=1×75.5=75.5mm

取b=B4=75mm

B3=80mm

据【3】*表8-17查得校核公式为

由【3】*图8-61查得:

由【3】*图8-62查得:

由【3】图8-17查得:

查【3】图8-67,得

由图8-67查得:

故得:

由式得:

=

=

[б]H=

551N/mm2

Z=426.1

d3t=73.8mm

V=0.17m/s

d3/=71.29mm

Mn=2mm

d3=75.5mm

d4=226.5mm

a=151mm

b=75mm

B3=80mm

合格

4)结构设计

A、大齿轮Z4

a、有关尺寸

b、结构图

B.小齿Z3

根据[3]*§8-27推荐(p257)当

n=0.5×2=1mmr=5mm

(见36页图-)

由[3]*§8-27推荐(p257)

当时,可做成实心结构,故将齿轮3做成实心结构,结构图见36

页(图二)

图3-6

图3-7

3.4各轴的设计

3.4.1各轴设计的总体思想

(1)、因减速器传递的功率不大,工作平稳,且无特殊要求,故各轴的材料均采用45#钢,并进行调质处理,以便获得好的综合机械性能。

(2)、在保证强度足够的情况下,应尽量使体积小,同时还应注意机器各部分的协调性。

(3)、各轴的轴向定位长度参照[3]*P616例题及各轴的位置关系和安装要求,同时参考[4]*表3-2,[1]*中有关标准件的尺寸而确定,其长度大小见各轴结构图。

(4)、常用的联轴器中,刚性凸缘联轴器的成本低,传递扭矩大,但不能消除冲击,不能消除由于两轴倾斜或不同心而引起的不良后果,而设明书中要求工作平稳,故不宜选用。弹性圈柱销联轴器,寿命较低,且加工要求高。尼龙柱销联轴器用于起动频繁的高低速起动,制造和维修容易,结构简单,寿命长,能缓冲和减震,且可代替弹性柱销联轴器,故本减速器选用尼龙柱销联轴器。由【1】*表10-1查知:Q/ZB123-73

由【1】*表10-7查得:NSSQ/EB123-73

(5)、各轴的周向定位均采用普通平键,联轴器处采用双键,单键强度不够(见后面键的校核)。

(6)、各轴上轴承均采用向心推力球轴承,因为向心推力球轴承价格便宜,既能承受轴向力,又能承受径向力,且相对圆锥滚子轴承来说尺寸小,故Ⅰ轴选用:0基本游隙组,标准精度级,一对36208,d×D×B=40×80×18;Ⅱ轴选用36308,d×D×B=40×90×23。Ⅲ轴选用36211,d×D×B=55×100×21。各轴承的校核见后轴承校核部分。

(7)、由于低速级齿轮的圆周速度V=0.7m/s<2m/s,根据【4】*P20可知,溅油功用不大,润滑不理想,故应用油脂润滑。由于高速级齿轮转速较高,为了避免沿沿啮合的轮齿挤出的热油流入轴承,第Ⅰ轴(装有小齿轮)的轴承采用了挡油板,第Ⅱ、Ⅲ轴都有一大齿轮浸入油中,为了防止油脂的稀释,采用了油环,由于甩油环不是标准件为生产方便,把甩油环和套筒连成一体成为一个零件,此外各圆角半径均由【1】*表3-9,及【3】*P616例题知。

(8)、各轴设计时的有关参数如下:

级别

齿数

mn

β

αn

h*a

分度圆直径

高速级

Z1=23

Z2=90

2

13°5′

20°

1

d1=47.22

d2=184.78

低速级

Z3=37

Z4=116

2

11°30′

20°

1

d3=75.5

d4=226.5

P1=P2===2964N

P3=P4=P1=2964=1108N

Pa1=Pa2=P1tgβ=2964×tg13°5′=689N

Pr3=Pr4=2629N,Pa3=Pa4=1452N。

3.4.2Ⅰ轴的设计

(1)、选材

(2)、初步确定轴的最小直径

(3)、轴的结构设计和分析

参照【3】*P616例题,根据总体原则选用45#钢。由【3】*查表21-1得:

[б]B=650N/mm2,

б-1=300N/mm2,

-1=155N/mm2。

由【3】*式21-2

dmin≥A0(cm)

查【3】*表21-2,得A0=11,故

dmin≥11=21.4mm

显然,输入轴的最小直径是安装大皮带轮处的轴径,为了使所选直径与皮带轮相适应,即协调性,考虑到电机轴径为32mm,故选取dⅠ-Ⅱ=32mm。(安装大皮带轮处)。

参照P33页结构图,由于dⅠ-Ⅱ=32mm,轴承处可取35mm的内径,但考虑到大带轮较大,为使定位可靠,且不增加套筒,使轴承取Φ40的内径,这样不会使轴径过大,又少一套筒,结构较合理,定位也可靠。

[б]B=

650N/mm2,

б-1=

300N/mm2,

-1=

155N/mm2。

dmin=21.4mm

(4).皮带轮上力的分解

由于电机轴与Ⅰ轴的安装高度不在同一轴线上,故应进行力的分解:

图3-8

其中H是电机轴距地面轴的高度H=132mm,32是大齿轮Z4距箱体底内的高度。

tgθ=

7为箱体底厚度。

a=300mm,为两带轮的中心距。

∴tgθ=≈0.0775

∴θ=4°26′

故Qr=Qcos4°26′=0.9971×1211=1207N

Q′=Qsin4°26′=94N

(5)、求轴上的支反力及弯距

各弯距和支反力:

图3-9

Ma=

=

=32535Nmm

①、垂直力:RBV=

=

=1293N

RDV=RBV+Pr1-Qr=1293+1108-1207=1196N

②、弯距:Mcv=RDVl3=1196×56.5=67574Nmm

③、Ma=32535Nmm,RBV=1293N,RDV=1196N

MCV=67574Nmm

M’CV=Qr(l1+l2)-Ma-RBVl2=1207(94+149)-32535-1293×149

=67640Nmm

MBV=Qrl1=1207×94=113270Nmm。

④、RBH===678N

RDH=Q′+RBH-Pa=94+678-2964=-2200N

MBH=Q′l1=8836Nmm

MCH=RDHl3=2200×56.5=124526Nmm

⑤、==113830Nmm

==141710Nmm

⑥、按照材料力学中第三强度理论:

MCA=

:考虑扭矩和弯矩作用性质差异的系数。

由【3】*P609,=0.59

∴MCC==147606Nmm

MCB==121090Nmm。

(6).初步校核

(7).判断危险剖面

(8).疲劳强度的校核

a、作用于Ⅳ剖面上的弯矩MⅣ

b、Ⅳ上的扭矩

c、作用于Ⅳ剖面上的弯曲应力和剪应力

对C面校核,因为C面弯矩最大

由【3】*表21-3查得

由求得的弯矩值可知C剖面的弯矩最大,但C剖面是齿轮处,齿虽然挖进了齿内,但此轴是很宽裕选择轴径的,C处已满足强度要求故不再校核。Ⅱ剖面处,虽然有较大的突变,但因轴径宽裕,且只受有不大的弯矩作用,故不需校核。对于Ⅳ剖面,轴的突变较大,且同时受有扭矩和弯矩作用,应力集中也较大,故应对Ⅳ剖面作安全系数的验查,即疲劳强度的校核。

抗弯剖面模数:

抗扭剖面模数:

由【3】*表5-4查得

应力集中系数

由【3】*图5-8可得轴的材料的敏感系数:

由【3】*式(5-20),有效应力集中系数

由【3】*图5-9得尺寸系数

由【3】*图5-10得尺寸系数

按精车加工,由【3】*图5-11得:表面质量系数βб=βτ=0.92。轴表面未经强化处理,强化系数

βq=1

由【3】*式(5-25)得

Kб=()

=(

=2.304

Kτ=()

=()×

=1.7723

合格

MⅣ=141523Nmm

βq=1

Kб=2.304

由【3】*§5-2得系数

Φб=0.1~0.2,取Φб=0.1

Φτ=0.05~0.1,取Φτ=0.05

由【3】*(21-6)~(21-8)得:

nб=

=

=5.89

nτ=

=

=31.09

nca==

=5.79

据此,Ⅰ轴设计合格。

(注:Pa也会引起压缩应力,бm本应计入,考虑到Pa很小,很小,故予以忽略,其它轴同理。)

nб=5.89

nτ=31.9

nca=5.79

3.4.3Ⅱ轴的设计

设计内容

计算与说明

结果

⑴选材

⑵初步确定轴的最小直径

⑶轴的结构设计和分析

⑷轴的结构图

选用45#钢,由【3】*查表21-1得

бB=650N/mm2,

б-1=300N/mm2,

-1=155N/mm2

由【3】*(21-2)式dmin≥11×=33.04mm。

显而易见,直径最小处是安装轴承处,考虑到第二轴是中间轴,受力大,为符合轴承系列,故把直径稍定大一些,取dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅳ=40mm。

为使齿轮定位可靠,两齿轮都用一台阶定位,因Z2尺寸较大,需把轴径定的大些,但考虑到Z3直径不大,故选dⅢ-Ⅳ=57。

结构图如下:

бB=650N/mm2,

б-1=300N/mm2,

-1=155N/mm2

dⅠ-Ⅱ=40mm

图3-10

设计内容

计算与说明

结果

⑸各段支承反力和弯矩:

①垂直面:

支反力

弯矩

Ma3==

=53361Nmm

Ma2==

=63657Nmm

RAV=

=2602N

RDV=Rav+Pr2-Pr3

=2602+1108-2629

=1081N

MBV=RAVl1=2602×71.5

=186043Nmm

Ma3=53361Nmm

Ma2==63657Nmm

RAV=2602N

RDV=1081N

MBV=186043Nmm

设计内容

计算与说明

结果

②水平面:

支反力:

弯矩:

合成弯矩:

当量弯矩

⑹初步校核

⑺判断危险截面

a、剖面B抗弯剖面模数与抗扭剖面模数

求K.

按紧配合校核安全系数

MCV=RAVl1-Ma3=553361Nmm

RAH==5503N

RDH=P2+P3-RAH=4537N

MBH=RAHl1=393465Nmm

MCH=267683Nmm

MB=

=435231Nmm

=415234Nmm

MC=

=267283Nmm

=

=275176Nmm

Mca=

:性质差异系数。

由【3】*P609取=0.59

McaB=

=415514Nmm

Mcac=

=

=267722Nmm

由【3】*(21-1)对于剖面B

W=

=

=

=11.5cm3

查[3]*表21-3得

==3613.2N/cm2

[n]=1.8

到此为止,整个轴的校核均安全合理,故轴的设计计算符合要求,Ⅰ.Ⅱ.Ⅲ轴全部合格。

=3735.63N/cm2

安全

=21.26cm3

=3456N/cm2

=1.87

nca=3.32

安全

=2143N/cm2

=1842N/cm2

n=3.99

n=4.73

n=3.05

安全!

3.5轴承的选择及校核

3.5.1几点说明

⑴由轴的设计总体思想可知,本设计中均采用向心推力球轴承36000字型号;

⑵根据校对结果,第一轴与第三轴选用轻窄系列,第二轴由于所受力很大,初步校核中发现轻窄系列已不满足要求,故选用中窄系列,各轴承选用中力求经济、合理;

⑶由于向心推力球轴承受力后将产生一派生力S,为使各轴上齿轮传动平稳,尽量减小齿轮处轴的弯曲变形,故结构设计中均采用面对面安装方式。

3.5.2I轴上轴承的校核

轴承安装的结构示意图:

图3-12

⑴、已知参数:RBV=1293N,RDV=1196N

RBH=640NRDH=2204NNI=720r/min

设计内容

计算与说明

结果

①、径向力R的决定

②、派生力的决定

③、求轴承的计算轴向力

④、求比值

⑤、计算当量载荷

⑥、验算轴承寿命

R1==

=1443N

R2=

=2308N

对于36000型轴承.由[3]*表19-16

得S=0.4R=0.4×2508=1003N

S=0.4R=0.4×1443=577.2N

A=max{S;S+P}

=max{577.2;1003.2+689}

=1692N

A=max{S;S-P}

=max{1003;577-689}

=1003.2N

==1.17

==0.4

==0.071

==0.042

由【3】*表19-14可知:比值0.071在0.07~0.13之间,故e值在0.39~0.43之间,显然和都大于e≈0.391查【3】*表19-14并用插入法:

对于轴承1:

X=0.45

Y=1.40-

=1.395

对于轴承2:

X=0.45

Y=1.53-

=1.52

由表19-15.f=1.0~1.2

考虑到工作机运转平稳,振动很小,故取f=1

P=f(XR+YA)

=1.0(0.451443+1.3951692)

=3009.7N

P=1(0.452508+1.521003)

=2653N

∵P1>P2故只验算P1即可

根据[3]*式(19-3)

Lh=ε

=3

=24539.5h

∵L=24000h

∴Lk>L故合理!

R1=1443N

R2=2308N

S=1003N

S=577N

A=1692N

A=1003.2N

X=0.45

Y=1.395

X=0.45

Y=1.52

P=3009.7N

P=2653N

Lh=24539.5h

安全

3.5.3Ⅱ轴上轴承的校核

⑴已知参数:

已知:Pa=Pa3—Pa2=1071-439=763N

RAV=2602NRDV=1081N

RAH=5503NRDH=4573N

nⅡ=185

⑵结构示意图:轴承:36308(d×D×B=40×90×23)

图3-13

设计内容

计算与说明

结果

⑶径向载荷

⑷求派生力

⑸计算轴向力

⑹求比值

⑺计算当量载荷

⑻验算轴承寿命

R1==

=6087N

R2=

=4664N

由[3]*表19-16,查得

S2=0.4R2=0.4×4664=1865.6N

S1=0.4R1=0.4×6087=2434.8N

A1=max{S1;s2+Pa}

=max{2434.8,1865.6+763}

=2628.6N

A2=max{S2;s1-Pa}

=max{1865.6,2023.7-632}

=1865.6N

由[1]*表6-7.得36308

C0=33400N,C=4140

由比值0.079在0.07~0.13之间,故

e值也在0.39~0.43,显然,和

都在e之内,由[3]*表19-14查得:

X1=X2=0.45

Y1=

=1.379

Y2=1.26+

=1.432

由[3]*表19-15,fp=1.0~1.2

取fp=1

P1=fp×(X1R1+X1A1)

=1×(0.45×6087+1.379×2628.6)

=6364N

P2=fp(X2R2+Y2A2)

=1×(0.45×4664+1.43×1865.6)

=4748N

∵P1>P2,故只需要验算P1即可,由[3]*式(19-3)

Lh=

=24802h

Lh>L=24000

R1=6087N

R2=4664N

S2=1865.6N

S1=2434.8N

A1=2628.6N

A2=1865.6N

e≈0.396

X1=X2=0.45

Y1=1.379

Y2=1.432

P1=6364N

P2=4748N

Lh=24802h

合格!

3.5.4Ⅲ轴轴承校核

已知:Ra=1452N

RAH=4683NRCH4=2392N

RAV=972NRCN4=1657N

N=62r.p.m.

所选轴承为36211型.d×D×B=55×100×21

图3-14

设计内容

计算与说明

结果

⑴径向载荷

⑵求轴承的轴向力

⑶求比值

⑷计算当量载荷

R1==

=2909.9N

R2==

=4782.8N

根据式(19-9)及式(19-10)

A1=max(S1,Sa+Pa4)

其中,S1=0.4R1=0.4×2909.9=1164N

S2=0.4R2=0.4×4782.8

=1913N

∴A1=max{1164,1913+1452}

=3365N

A2=max{S2;S1-Pa1}

=max{1913,1164-1452}

=1913N

由[1]*表7-6查得

C0=34900NC=41900N

由[3]*表19-14

由上计算可知:

比值0.0964在0.07到0.13之间

(对照[3]*表19-14)

e值一定在0.39到0.43之间

e=0.39+

=0.408

∴都大于e

由[3]*表19-14,查得:

X1=0.45

Y1=1.4-

=1.34

X2=0.45

Y2=1.53-

=1.47

由[3]*表17-15fp=1

∴P1=fp(X1R1+Y1A1)=5817.7N

P2=fp(X2R2+Y2A2)=4964N

∵P1>P2故只需要校核P1

Lh=

=100397h

Lh>L=24000h

到此为止,全部轴承校核合格

R1=2909.9N

R2=4782.8N

S1=1164N

S2=1913N

A1=3365N

A2=1913N

X1=0.45

Y1=1.34

X2=0.45

Y2=1.47

P1=5817.7N

P2=4964N

合格

3.6键的选择与校核

3.6.1几点说明

⑴由于平键较为常用,且此减速器中各轴的轴向力不大,故尽可能采用普通平键,A型,以经济合理,便于加工。

⑵第Ⅲ轴上所传递的扭矩大,经初步校核大齿轮Z4处A型键已不能满足要求,故将键加长,为安装起见,采用C型键,并安应注意安装方向,圆头对着齿轮。

⑶第Ⅱ轴上半联轴器处,经初步校核应选用双键,采用常用的A型键。

⑷键槽加工均采用立铣刀。

3.6.2Ⅰ轴上键的选择与校核

⑴在Ⅰ轴上,需用键传递动力的是大皮带轮。

查[1]*表5-2,按dⅠ-Ⅱ=32mm

选用A型平键,平键的剖面尺寸:b×h×L=10×8×50

GB1092-T2

由于大皮带轮轮毂宽为64,为便于键的加工,取键长L=50mm。由[3]*P36推荐,采用。

⑵键的强度校核

根据[3]*式(17-28)式和(17~29)式

P=τ=

其中:T=TⅠ=7000N•cm

d=32mm=3.2cm

b=10mm=1cm

h=80mm=0.8cm

工作长度:l=L-b=40mm=4cm.

故бP==2188N/cm2

==1094N/cm2

由【3】*表(17-6)查得

[б]P=7000~10000N/cm2

[]=8700N/cm2

显然,бP<[б]P<[]

故所选择的键均符合要求。

3.6.3Ⅱ轴上键的选择与校核

第Ⅱ轴上所需键传动的零件是Z2、Z3两齿轮。

设计内容

计算与说明

结果

⑴键的选择

对Z3齿:

对Z2齿:

⑵键的强度校核

选用A型普通平键。

剖面尺寸:b×h×L=14×9×60

剖面尺寸:b×h×L=14×9×40

采用的配合为D/je

(参照【3】*P617例题及【4】*表3-6。

对于齿轮

根据【3】*式(17-28)和(17-29)

=

=

对于

=7931N/cm2

=

=2549N/cm2

合格

合格

3.6.4Ⅲ轴上键的选择与校核

此轴上需要用的键传动是齿轮、半联轴器的周向定位、传动功率和扭矩。

设计内容

计算与说明

结果

⑴选择键

⑵强度的校核

a.半联轴器处:

b、齿轮处键强度校核

对半联轴器:

由【1】*表5-2,按dⅠ-Ⅱ≥50mm,选A型普通平键:b×h×L=

16×10×65GB1096-72

参照【3】*617页例题,及【4】*表3-6采用配合

对齿轮:

由【1】*表5-2

b×h×L=C18×11×65

GB109-76

为了保证传动可靠,齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为

根据【3】(17-28)

≤[]P

即:

=12000N/cm2

P,即一个键传动扭矩不符合要求。

[]P=7000~10000N/cm2,故需选用双键,并在轴上相隔的方向上配置两只A型平键,由【2】*P52知,考虑到制造误差引起载荷在两键上的分布不均匀,故验算挤压强度时只按1.5个键计算。这时

故<[]P=8500N/cm2

<[=8700N/cm2

合格

合格

到此为止,轴上的键全部校核,均安全、合理。

注:,考虑到工作机运转平稳,且功率是按电机功率较为宽裕地求出扭矩的,故取。

第4章减速器的箱体(箱盖)设计4.1箱体(箱盖)的分析

箱体是减速器中较为复杂的一个零件,设计时应力求各零件之间配置恰当,并且满足强度,刚度,寿命,工艺、经济性等要求,以期得到工作性能良好,便于制造,重量轻,成本低廉的机器。

4.2箱体(盖)的材料

由于本课题所设计的减速器为普通型,故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。

为制造方便,箱体设计成直壁形式(见箱体图)

4.3箱体的设计计算(参照【4】*P15)

箱体的结构尺寸见下表:

代号

名称

计算与说明

结果

箱体厚度

箱盖壁厚

δ1=0.02a3+3

=0.02×151+3=6.02mm

箱体加强筋厚

箱盖加强筋厚

b

箱体分箱面凸缘厚

箱盖分箱面凸缘厚

平凸缘底厚

地脚螺栓

轴承螺栓

联接分箱螺栓

(0.5~0.7)~14

轴承盖螺钉

由【3】*§3.3㎜

检查孔螺钉

由【4】*P22

M8×22

环首螺钉

n

地脚螺栓数

20㎜

20

16㎜

16

28㎜

28

5㎜

5

16㎜

16

3㎜/

3/3.2

轴承座孔边至螺栓距

轴承座孔外端面至箱外的距离

Ⅰ轴轴承座孔处

130,110,80,65

见端盖设计部分

Ⅱ轴轴承盖处直径

145,120,90,75

Ⅲ轴轴承处直径

150,125,100,85

箱体的深度

第5章减速器的润滑5.1润滑方式的确定

由于所设计的减速器的双级圆柱齿轮减速器,两个大齿轮的转速均不高(185,62),其ν=0.7,显然小于ν=2,根据[4]*§3-3推荐,减速器的齿轮采用浸油润滑,由于高、低速级的大齿轮(Z2,Z4)的尺寸不同,da2=188.78mm,da4=230.5mm,因而浸油深度就不一样。为了使两齿轮均润滑良好,并考虑到V4很小

,约0.7,低速级大齿轮浸油深度可多一些,由[4]*§3-3推荐h≈~分度圆半径(从齿轮向上算起),取h=,取h=33mm,这样Z2也有>10mm的浸油深度,润滑油能带到啮合面上,润滑可靠。

5.2油池中油量的确定

油池中油量的多少,取决于齿轮传递功率的大小,对于单级传动,每传递1KW的功率,需油量约为(0.35~0.7)升,对二级减速器约为2×(0.35~0.7)N升(N为电机功率)。即:(0.7~1.4)×5.5=3.85~7.7升。根据减速器的尺寸:L=488mm,B=167.5mm,h=65mm,

∴L×B×h=5.3×106mm3≈5.5升(L:长,B:宽,h:油高)

故实际油量约5.5升,在3.85~7.7升之内,合理。

5.3轴承润滑

由于浸油零件(Z2,Z4)的圆周速度小,溅油功用不大,且Ⅰ轴速度较高(720),发热也较大,为了减少各轴承之间的磨擦,减少磨损和发热量,考虑到寿命只五年,一般不需拆卸,故采用油脂润滑轴承。

5.4润滑剂的选择

根据[3]*表8-26,齿轮的润滑:由于轴承的润滑是油脂润滑,由[2]*表12-3知:

1对齿轮:选用齿轮油SYB1103-625

冬用HL―20E1002.7~3.2

夏用HL―30E1004.0~4.5

②对轴承:选用钠基润滑脂(GB492―65)

5.5油的密封及防止脂的稀释

由于轴承采用脂润滑,为了防止沿齿合面的齿轮挤出的热油流入轴承,靠小齿轮轴的轴承采用了档油板(第Ⅰ轴上)。

第Ⅱ、Ⅲ轴上部装有大齿轮,而大齿轮是浸在油中的,为了防止箱内的油进入轴承,稀释脂,故采用了甩油环结构。

密封:为了使减速器的分箱面不漏油,应在装配减速器时在分箱上涂密封胶。(接合处加工的光洁度取▽5)

凸缘式轴承端盖的凸缘,检查孔盖板以及油塞,油标等处需装纸封油垫(或皮封油圈),以确保密封性,对于边盖,也应选用毡封油圈密封。

各甩油标的结构图如下:

图5-1

参考文献

【1】《机械零件手册》.天津大学机械零件教研室编.人民教育出版社出社

【2】《机构与机械零件》.上海机器制造学校编.人民教育出版社出社

【3】《机械设计》(上、下册).西北工业大学机械原理及机械零件教研室编.人民教育出版社出社

【4】《机械设计基础》.课程指导书(减速器篇).西北工业大学编.上海机械学院翻印

【5】《机械设计基础》.中国矿业大学出版社出版.费红雪刘刚主编

【6】《机械设计手册》上册.化学工业出版社出版.《机械设计手册》编写组编

【7】程志红主编.机械设计.南京:东南大学出版社,2006

【8】程志红唐大放编著.机械设计课程上机与设计.南京:东南大学出版社,2006

【9】王洪欣编著.机械原理.南京:东南大学出版社,2005

【10】中国矿业大学机械制图教材编写组编.画法几何及机械制图.徐州:中国矿业大学出版社

致谢

总之,通过这次课程设计,把各方面的知识都融会贯通了,比如工艺上的问题,结构上的问题,制图和公差配合的问题,这样把各门学科联系起来了,并且在减速器各传动件的设计中参考了《机械原理》中,ISO新方案的设计原则和方案,使自己的思想紧紧跟上时代的发展。公差的确定中也参照了国际(新、旧)标准,把它们灵活运用于设计之中。

的确,这次毕业设计收效是很大的,但今后一定要注意综合思考问题和解决问题能力的提高,尽可能在工作和学习中少走弯路,但决不能回避困难,遇到困难时要冷静思考,多看参考书,问老师和同学们,力争尽快解决问题,设计中的问题请老师多多指教。

再次感谢老师对我设计的支持和指导。

。

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