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二级减速器课程设计


机械设计课程设计
姓名: 姓名:芦伟 学号: 学号:2009011129 机电系 机械工程及自动化专业 南京航空航天大学金城学院





设计任务书: ............................................................................

.................. 3 第一章 电动机的选择及运动参数的计算 ................................................ 4
1.1 电动机的选择 ............................................................................................ 4 1.2 装置运动及动力参数计算 ..................................... 错误!未定义书签。

第二章 斜齿圆柱齿轮减速器的设计 ........................................................ 6
2.1 高速轴上的大小齿轮传动设计 ................................................................. 6 2.2 低速轴上的大小齿轮传动设计 ............................... 错误!未定义书签。

第三章 轴的设计各轴轴径计算 ..............................错误!未定义书签。 错误!未定义书签。
3.1 轴的选择与结构设计................................................ 错误!未定义书签。 3 .2 中间轴的校核 ........................................................ 错误!未定义书签。

第四章 滚动轴承的选择及计算 .............................................................. 24
4.1 轴承的选择与结构设计 ........................................................................... 24 4.2 深沟球轴承的寿命校核 ......................................................................... 25

第五章 键联接的选择及计算 ................................错误!未定义书签。 错误!未定义书签。
键的选择与结构设计.............................................. 错误!未定义书签。 5.1 键的选择与结构设计 5.2 键的校核 .................................................................. 错误!未定义书签。

第六章 联轴器的选择及计算 .................................................................. 30
6.1 联轴器的选择和校核................................................................................ 30
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第七章 润滑和密封方式的选择 ............................................................ 31
7.1 齿轮润滑 .................................................................................................... 31 7 .2 滚动轴承的润滑 .................................................................................... 32

第八章 箱体及设计的结构设计和选择 ................................................ 33 第九章 减速器的附件 ..............................................错误!未定义书签。 错误!未定义书签。
9.1 窥视孔和视孔盖...................................................... 错误!未定义书签。 9.2 通气器 ...................................................................... 错误!未定义书签。 9.3 轴承盖 ...................................................................... 错误!未定义书签。 9.4 定位销 ...................................................................... 错误!未定义书签。

9.5 油面指示装置 .......................................................... 错误!未定义书签。 9.6 9.7 9.8 放油孔和螺塞 .......................................................... 错误!未定义书签。 起盖螺钉 .................................................................. 错误!未定义书签。 起吊装置 .................................................................. 错误!未定义书签。

结束语 ........................................................................错误!未定义书签。 错误!未定义书签。 参考文献 ....................................................................错误!未定义书签。 错误!未定义书签。

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机械课程设计任务书及传动方案的拟订
一、设计任务书 设计任务书 设计题目:二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器 设计题目:
工作条件及生产条件: 该减速器用于带式运输机的传动装置。工作时有轻微振动,经 常满载,空载启动,单向运转,单班制工作。运输带允许速度差为±5%。减速器小批量 生产,使用期限为 5 年(每年 300 天) 。 第 19 组减速器设计基础数据 卷筒直径 D/mm 运输带速度 v(m/s) 运输带所需转矩 F(N)

300 1.00 2600

二、传动方案的分析与拟定

图 1-1 带式输送机传动方案 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动 力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器,其 结构简单,但齿轮相对轴承位置不对称,因此要求轴有较大的刚度,高速级和低速级都 采用斜齿圆柱齿轮传动。

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一、 电动机的选择
1.1 电动机的选择
1.1.1 电动机类型的选择 电动机的类型根据动力源和工作条件,选用 Y 系列三相异步电动机。 1.1.2 电动机功率的选择 根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为: nw = 60 × 1000V / π D =60000/3.14×300=63.694 r/min 工作机所需要的有效功率为: Pw = FV /1000 =2600/1000=2.6 kW 为了计算电动机的所需功率 Pd ,先要确定从电动机到工作机之间的总效 率 η 。 η 1 为 弹 性 联 轴 器 效 率 为 0.99, 2 为 滚 动 轴 承 传 动 效 率 为 0.99, 设 η

η 3 为 齿 轮 传 动 ( 8 级 ) 的 效 率 为 0.97, η 4 为 滚 筒 的 效 率 为 0.96。 则
传动装置的总效率为:
4 1 η = η12η 2η32η 4 = 0.992 × 0.994 × 0.97 2 × 0.961 = 0.851

电动机所需的功率为:
P = P η = 2.6/0.851= 3.055kW d w 在机械传动中常用同步转速为 1500r/min 和 1000r/min 的两种电动机, 根 据电动机所需功率和同步转速,由[2]P148 表 16-1 查得电动机技术数据及计算 总传动比如表 3-1 所示。 表 1-1 电动机技术数据及计算总传动比
方 案 1 2 型 号 Y112M-4 Y132M1-6 额定功率 (kW) 4.0 4.0 转速 (r/min) 同步 1500 1000 满载 1440 960 质量 N 470 730 参考价格 (元) 230.00 350.00 总传动比 125.65 83.77

对以上两种方案进行相关计算, 选择方案 1 较合适且方案 1 电动机质量最 小,价格便宜。 选用方案 1 电动机型号 Y112M-4,根据[2]P149 表 16-2 查得电动机的主要 参数如表 3-2 所示。 表 1-2 Y112 M-4 电动机主要参数
型 号 中心高 H/mm 轴伸/mm 总长 L/mm

Y112M-4

112 0 0.5 ?

φ = 28+0.009 × 60 ?0.004

400

4

1.2 装置运动及动力参数计算
1.2.1 传动装置总传动比和分配各级传动比 根 据 电 动 机 的 满 载 转 速 nm 和 滚 筒 转 速 nw 可 算 出 传 动 装 置 总 传 动 比为:
i= nm = 1440/63.964=22.61 nw

双 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 分配到各级传动比为: ① 高 速 级 的 传 动 比 为 : i1 = 1.35i = 1.35 × 22.61 =5.52 ② 低 速 级 的 传 动 比 为 : i2 = i / i1 =22.61/5.52=4.10 1.2.2 传动装置的运动和动力参数计算: a) 各轴的转速计算:

n1 = n m =1440r/min n2 = n1 / i1 =1440/5.52=260.870r/min
n3 = n2 / i2 =260.870/4.10=63.694r/min

n4 = n3 =63.694r/min
b) 各轴的输入功率计算:

P1 = Pd η1 =3.055 × 0.99=3.024kW P2 = P1 η 2 η 3 =3.024 × 0.97 × 0.99=2.904kW
P3 = P2 η 2 η 3 =2.904 × 0.97 × 0.99=2.789kW

P4 = P3 η1 η 2 =2.789 × 0.99 ×0.99=2.733kW
c) 各轴的输入转矩计算:
T d =9550 Pd nm = 9550 × 3.055/1440=20.26N·m

T1 = T d × η1 =20.26×0.99=20.06 N·m
T 2 = T1 × i1 × η 2 × η 2 η 3 =20.06×5.52×0.99×0.97=106.34 N·m

T 3 = T 2 × i2 ×η 2 ×η 3 =106.34×4.10×0.99×0.67=418.69 N·m

T 4 = T 3 ×η1 ×η 2 =418.69×0.99×0.99=410.36N·m

5

由以上数据得各轴运动及动力参数见表 1-3。 1-3 各轴运动及动力参数
轴号 1 2 3 4 转速 n/(r/min) 1400.000 260.870 63.694 63.694 功率 P/kW 3.024 2.904 2.789 2.733 转矩 T/N.mm 20.06 106.34 4.10 418.69 410.36 1.00 传动比 5.52

二、 传动零件的设计计算
斜 齿 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 选 用 标 准 斜 齿 圆 柱 齿 轮 传 动 。标 准结构参数压力角 α n = 20o ,齿顶高系数 han* = 1 ,顶隙系数 cn* = 0.25 。

2.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
选择齿轮材料及热处理方式: 1) 选择齿轮材料及热处理方式: 由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高,载荷不大的中低速 场合。根据设计要求现选软齿面组合: 根据[1]P102 表 8-1 得: 小齿轮选择 45 钢调质,HBS 1 =217~255; 大齿轮选择 45 钢常化,HBS 2 =162~217; 此时两齿轮最小硬度差为 217-162=55;比希望值略小些,可以初步试算。 齿数的选择: 2) 齿数的选择: 现为软齿面齿轮,齿数以比根切齿数较多为宜,初选 z1 =23 z2 = i1 × z 1 =5.52 × 23=126.96 取 大 齿 轮 齿 数 z2 =127 , 则 齿 数 比 ( 即 实 际 传 动 比 ) 为

? = z2 / z1 =127/23=5.5217。 与原要求仅差(5.1328-5.1304)/5.1304=0.05%, 故可
以满足要求。 选择螺旋角β 3) 选择螺旋角β: 按经验 ,8°< β <20°,现初选 β =13° 计算当量齿数,查齿形系数: 4) 计算当量齿数,查齿形系数: z v1 = z 1 /cos 3 β=23/ cos 3 13°=24.8631
6

z v 2 = z 2 /cos 3 β=127/ cos 3 13°=137.30 由[1]P111 表 8-8 线性差值求得:
Υ Fa1 = 2.60 +

( 2.67 ? 2.60 ) × 24.8631 ? 26 = 2.640 ( ) ( 24 ? 26 )
2.18 ? 2.12 × (137.30 ? 200 ) = 2.164 100 ? 200

Υ Fa 2 = 2.12 +

选择齿宽系数: 5) 选择齿宽系数: 由于减速器为展开式双级齿轮传动,所以齿轮相对支承只能为非对称简支 结构,故齿宽系数不宜选得过大,参考[1]表 8-5,选择 ? d 为 0.7~1.0,现选

? d =0.8
6)选择载荷系数: 选择载荷系数: 参考[1]P106 表 8-3, 由齿轮承受中等冲击载荷, 选载荷系数 K 为 1.2~1.6。 取 K=1.3。 7)计算 I 号齿轮轴上的扭矩 TI :

TI = 9.550 × 10 6
计算几何参数: 8) 计算几何参数:

PI = 9550000×3.024/1440=20100 N·mm nI

tan α t =tan α n / cos β =tg20°/ cos13°=0.374

α t =20.5158°= 20o 20 '57"
sin β b = sin β cos α n == sin13°×cos20°=0.213

β b =12.2103°= 12o12 '37"
εα =
1 ? ? 2πcos α t ? =1.68

(z 1 + 2 cos β )2 ? (z 1cos α t )2

+

(z 2 + 2 cos β )2 ? (z 2 cos α t )2 ? (z 1 + z 2 )sin α t ? ?
?

ε β =1/ π ? d z1tg β =1/3.14159 × 0.8 × 23 × tg13°=1.35
按齿面接触疲劳强度设计: 9) 按齿面接触疲劳强度设计: 区域系数:

ZH =

2 co s β b /s in α t co s α

t

= 2.4414

弹性影响系数:

Z E =189.8 MPa

7

寿命系数:

K HN =

6

N0 N
2.4

N 0 = 30 ( HBS )

= 8.778 × 106 940 × 8 × 300 × 5 = 1.3215 × 108 5.1329

N = 60nt h = 60 × Q N > N0 ∴ K HN = 1

齿轮齿面接触疲劳极限:
Q HBS 2 = 190, 查[1]P109表8 ? 7,线性插值得:

σ H lim = 450 +

520 ? 450 × (135 ? 135 ) = 450 210 ? 135

由[1]P109 表 8-6 取安全系数 S H =1.0 许用接触应力:

[σ ] H =
小齿轮分度圆直径:
d1 ≥
3

K H N σ H lim = 450 M Pa SH

2 K T1 u + 1 Z H Z E 2 ( ) = φd ε α u [σ ] H

3

2 × 1 .3 × 2 0 1 0 0 5 .5 2 + 1 2 .4 4 1 4 × 1 8 9 .8 2 ( ) 0 .8 × 1 .6 8 5 .5 2 450

= 3 6 .5 1 3 m m

计算法面模数 m n m n =cos β × d 1 /z 1 =cos13° × 36.513/23=1.53 mm 按齿根弯曲疲劳强度设计: 10) 按齿根弯曲疲劳强度设计: 计算螺旋角系数 Y β ,因 ε β =1.35>1,按 ε β =1 计算得: Y β =1- ε β
HBS1 = 220
β 120

=1-1 ×

13 =0.892 120

计算齿形系数与许用应力之比值:
HBS 2 = 180 185 ? 155 ( 220 ? 120 ) = 188.3MPa 210 ? 120 185 ? 155 = 155 + (180 ? 120 ) = 175MPa 210 ? 120

σ F lim1 = 155 + σ F lim 2

8

由[1]P106表8 ? 6取安全系数S F = 1.3 K FN = 4 × 106 N N = 60nth = 1.31×108
9

Q N > 4 × 106 ∴ K FN = 1
∴[σ ]F 1 = ∴[σ ]F 1 = K FN σ F lim1 = 144.864 SF K FN σ F lim 2 = 134.615 SF

Y Fa1 /[ σ ] F 1 =2.7002/148.9744=0.018 Y Fa 2 /[ σ ] F 2 =2.1365/137.1795=0.016 由于 Y Fa1 /[ σ ] F 1 较大,用小齿轮的参数 Y Fa1 /[ σ ] F 1 代入公式,计算齿轮 所需的法面模数:
mn ≥3 2 KT 1Y β cos
2

φd z εα
2 1

β Y Fa 1 [σ ]F 1

=3

2 × 1.3 × 20100 × cos 2 13° × 0.018 =1.078 0.8 × 23 2 × 1.68

11) 决定模数 由于设计的是软齿面闭式齿轮传动,其主要失效是齿面疲劳点蚀,若模数过 小,也可能发生轮齿疲劳折断。所以对比两次求出的结果,按接触疲劳强度所需 的模数较大,齿轮易于发生点蚀破坏,即应以 mn≥1.53mm 为准。根据标准模数 表,暂定模数为: m n =2.0mm 初算中心距: 12) 初算中心距: a = mn ( z1 + z2 ) / 2 cos β = 2.0 × (23+127)/2cos13°=154.004mm 标准化后取 a=154mm 修正螺旋角β 13) 修正螺旋角β 按标准中心距修正β:

β = arccos

m n ( z1 + z 2 ) 2.0(23 + 127 ) = arccos = 13.087 ° = 13 ° 5 '13 " 2a 2 × 154

计算端面模数: 14) 计算端面模数:

9

mt =
计算传动的其他尺寸: 15) 计算传动的其他尺寸:

mn 2.0 = = 2.053 mm cos β cos13.087 o

d 1 = m t × z1 = 2.053 × 23 = 47.219 m m
d 2 = m t × z 2 = 2 .0 5 3 × 1 2 7 = 2 6 0 .7 3 1m m
b 2 = φ d × d 1 = 0.8 × 47.219 ≈ 38 m m

b1 = b 2 + 2 ~ 3 = 38 + 2 = 40 m m
计算齿面上的载荷: 16) 计算齿面上的载荷:

Ft =

2T1 2 × 20100 = = 851 N d1 47.219

F r = F t × ta n α t = 8 5 1 × ta n 2 0 .5 1 5 8 o = 318 N
Fa = Ft × tan β = 851 × tan 12.2103 o = 19 8 N
17) 选择精度等级 齿轮的圆周转速:
3.14159 × 47.219 × 1440 = 3.558 m/s 60 × 1000 60 × 1000 对照[1]P107 表 8-4,因运输机为一般通用机械,故选齿轮精度等级为 8 级 是合宜的。 18)齿轮图: 18)齿轮图: v= =

π d1n1

10

低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算 2.2 低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算
选择齿轮材料及热处理方式: 1) 选择齿轮材料及热处理方式: 由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高,载荷不大的中低速 场合。根据设计要求现选软齿面组合: 根据[1]P102 表 8-1 得: 小齿轮选择 45 钢调质,HBS 1 =217~255; 大齿轮选择 45 钢常化,HBS 2 =162~217; 此时两齿轮最小硬度差为 217-162=55;比希望值略小些,可以初步试算。 齿数的选择: 2) 齿数的选择: 现为软齿面齿轮,齿数以比根切齿数较多为宜,初选 z1 =25 z2 = i2 z 1 =4.10 × 25=102.5 取大齿轮齿数 z
2

=103 , 则 齿 数 比 ( 即 实 际 传 动 比 ) 为

? =z 2 /z1=103/25=4.12。与原要求仅差(4.12-4.10)/4.10=0.487%,故可以满足
要求。 选择螺旋角β 3) 选择螺旋角β: 按经验 ,8°< β <20°,现初选

β =12°
计算当量齿数,查齿形系数: 4) 计算当量齿数,查齿形系数: z v1 = z 1 /cos 3 β =25/ cos 3 12°=26.709 z v 2 = z 2 /cos 3 β =103/ cos 3 12°=110.043 由[1]P111 表 8-8 线性差值求得: Υ Fa1 = 2.585 Υ Fa 2 = 2.174 择齿宽系数: 5) 选择齿宽系数: 由于减速器为展开式双级齿轮传动,所以齿轮相对支承只能为非对称简支 结构,故齿宽系数不宜选得过大,参考[1]表 8-5,选择 ? d 为 0.7~1.15,现选

? d =0.8
6)选择载荷系数: 选择载荷系数:
11

参考[1]P106 表 8-3, 由齿轮承受中等冲击载荷, 选载荷系数 K 为 1.2~1.6。 取 K=1.3。 7)计算 II 号齿轮轴上的扭矩 TII:

TII = 9.550 × 10 6
计算几何参数: 8) 计算几何参数:

PII = 106300 N·m n II

tan α t =tan α n / cos β =tan20°/ cos12°=0.372

α t =20.415°= 20o 24 '54"
sin β b = sin β cos α n = sin12°cos20° =0.195

β b =11.27°= 11o16 '12"
εα =
1 ? ? 2πcos α t ?

(z1 + 2cos β )2 ? (z1cos α t )2 + (z 2 + 2cos β )2 ? (z 2cos α t )2 ? (z1 + z 2 )sin α t ? ?
?

=1.68

ε β =1/ π ? d z1tan β =1/3.14159 × 0.8 × 25 × tan12°=1.35
按齿面接触疲劳强度设计: 9) 按齿面接触疲劳强度设计: 区域系数: 弹性影响系数: K HN =1 许用接触应力: ZH =

2 co s β b /sin α t co s α t =2.449

Z E =189.8 MPa
σ H lim =450.000MPa

S H =1.0

[σ ] H =
小齿轮分度圆直径:

K H N σ H lim = 4 5 0 .0 0 0 M P SH
2 × 1.3 × 106300 4.10 + 1 2.449 × 189.8 2 ( ) 1 × 1.6855 4.10 450.000

d1 ≥

3

2 KTII u + 1 Z H Z E 2 ( ) = φ d ε α u [σ ]H

3

= 64.868 mm
计算法面模数 m n : m n =cos β × d 1 /z 1 =cos12° × 64.868/25=2.53mm 按齿根弯曲疲劳强度设计: 10) 按齿根弯曲疲劳强度设计: 计算螺旋角系数 Y β ,因 ε β =1.35>1,按 ε β =1 计算得:

12

Y β =1- ε β

β 120

=1-1 ×

11 =0.9083 120

计算齿形系数与许用应力之比值: Y Fa1 /[ σ ] F 1 =2.585/144.846=0.0178 Y Fa 2 /[ σ ] F 2 =2.174/134.615=0.016 由于 Y Fa1 /[ σ ] F 1 较大,用大齿轮的参数 Y Fa1 /[ σ ] F 1 代入公式 计算齿轮所需的法面模数:
m
n



3

2 KT 2 Y β cos φ d z 22 ε α

2

β

[σ ]F 1

Y Fa 1

=3

2 × 1.3 × 106300 × cos 2 12° × 0.0178 =1.777 0.8 × 25 2 × 1.68 m n =2.5mm

按接触强度决定模数值, 11) 按接触强度决定模数值,取

初算中心距: 12) 初算中心距: a=m(z1+ z 2 )/2cos β =2.5 × (25+103)/2cos12°=163.599 mm 标准化后取 修正螺旋角β 13) 修正螺旋角β: 按标准中心距修正β: a=164mm

β = arcco s

m n ( z1 + z 2 ) 2 .0 × ( 2 5 + 1 0 3 ) = arcco s = 1 2 .6 8 ° 2a 2 × 164 = 1 2 °4 0 ' 4 8 "

计算端面模数: 14) 计算端面模数:

mt =

mn 2 .5 = = 2 .5 6 2 5 m m cos β c o s 1 2 .6 8 o

计算传动的其他尺寸: 15) 计算传动的其他尺寸:

d 1 = m t × z1 = 2.5625 × 25 = 64.063 m m
d 2 = m t × z 2 = 2 .5 6 2 5 × 1 0 3 = 2 6 3 .9 3 8 m m

b2 = φ d × d 1 = 0.8 × 60.063 ≈ 52 m m

b1 = b 2 + 5
计算齿面上的载荷: 16) 计算齿面上的载荷:

10 = 52 + 6 = 58 m m

13

Ft =

2T II 2 × 106300 = = 3319 N d1 64.063

F r = F t × ta n α t = 3 3 1 9 × ta n 2 0 .4 1 5 o = 1 2 3 5 N
Fa = Ft × tan β = 3319 × tan 12.68o = 747 N

14

齿轮的主要参数
高速级 齿数 z 中心距 a 法面模数 mn 端面模数 mt 螺旋角 β 法面压力角 α n 端面压力角 α t 齿宽 b 齿根高系数标准值 ha n* 齿顶高系数
h * at = ha n* cos β

低速级 127 25 164 2.5 2.563
12°40 ' 48''

23 154 2.0 2.053

103

13°5 '13''

20° ° 20°30 '57 ''

20 ° 20°24 '54 ''

40 1

38

58 1

52

0.9724

0.9810

齿顶系数标准值 c * 当量齿数 z v 分度圆直径 d 齿顶高 ha 齿根高 h f 齿全高 h 齿顶圆直径 d a 齿根圆直径 d f 51.259 42.259 24.863 47.259

0.25 131.30 260.731 2.0 2.5 4.5 264.731 255.731 69.063 57.750 26.709 64.063

0.25 110.043 263.938 2.5 3.125 5.625 268.938 257.688

15

三、 轴的结构设计和计算
轴是组成机械的主要零件,它支撑其他回转件并传递转矩,同时它又通过轴 承和机架连接。所有轴上零件都围绕轴心做回转运动,形成一个以轴为基准的组 合体——轴系部件。

轴的结构设计 3.1 轴的结构设计
3.1.1 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢调质处理。 按扭转强度法估算轴的直径,由[1]P207 表 12—2。 高速轴:取 A 0 =116

d min = A0 3
中间轴:取 A0 =112

3.024 P 1 = 116 3 = 14.855 mm n1 1440

d min = A0 3
低速轴:取 A0 =107

P2 2.904 =112 3 =25.007mm n2 260.87

d min = A0 3

P3 2.789 = 1073 =37.714mm 63.694 n3

3.1.2 确定轴的结构与尺寸 轴的选取及计算 1. 因为Ⅰ轴通过联轴器与电动机的轴径 28mm,查联轴器标准,选联轴器为 弹性柱销联轴器。标准型号 HL2,与联轴器相联的轴径选取为 25mm。 2. 零件的轴向定位需用定位轴间。H>0.07d。为了加工装配方便而设置非定 位轴肩,一般为 2—3mm。 4. 5. 6. 7. 8. 9. Ⅰ—Ⅱ与联轴器相联。 Ⅱ—Ⅲ为扳手位置和端盖。 Ⅲ—Ⅳ为轴承位置。 Ⅳ—Ⅴ为低速齿轮的空间,以不发生干涉为主。 Ⅴ—Ⅵ为齿轮轴。 Ⅵ—Ⅶ为齿轮端面和内壁的空隙和部分内壁距离。
16

10.

Ⅶ—Ⅷ为轴承位置。 轴承的尺寸如图所示



Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ

II 轴的设计 1. 根据前述所算的最小的轴径为 25.88mm。选轴承型号为 GB/T297— 93 2. 7207C 角接触球轴承。

按轴肩规格。设置轴的结构,及定位关系。 Ⅰ—Ⅱ为轴承安装空间,轴承为 GB/T—93 7207C 型号

Ⅱ—Ⅲ为齿轮端面和内壁的空隙和部分内壁距离。 Ⅳ—Ⅴ为齿轮轴。 Ⅴ—Ⅵ为低速齿和高速齿端面距离。 Ⅵ—Ⅶ为低速齿安装处。 Ⅶ—Ⅷ为套筒定位和安放轴承。 轴承的具体尺寸如图所示

17



Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ







III 输出轴的设计 1.根据算的轴径最小值 。选取 d=55mm。 2.轴的结构及定位关系取法步骤同前。 Ⅰ—Ⅱ段为套筒定位和安放轴承。 Ⅱ—Ⅲ段为高速级齿轮和安装空间以不发生干涉为主。 Ⅲ—Ⅳ段为齿轮定位轴间。 Ⅳ—Ⅴ为高速齿轮的空间,以不发生干涉为主。 Ⅴ—Ⅵ为轴承位置。 Ⅵ—Ⅶ段为扳手空间位置和轴承端盖。 Ⅶ—Ⅷ与联轴器相联。 轴承的具体尺寸如图所示

18

















3.3 中 间 轴 的 校 核 : 1) 中 间 轴 的 各 参 数 如 下 :
T 2 =106.34N·m

n2 =260.87r/min

P2 =2.904kW

2) 中 间 轴 上 的 各 力 : 低 速 级 小 齿 轮 : F t 1 =3319N 高 速 级 大 齿 : F t 2 =851N 3) 绘 制 轴 的 计 算 简 图 F r 1 =1235N F a 1 =747N

F r 2 =318N

F a 2 =198N

19

( 1) 计 算 支 反 力

水平面: 对 A 点取力矩:


M R Q

M
A

A

= 0
H2

= F t1 × AC + F t2 × AB + R = 2465 N F = 0 = 1705N

× AD = 0

H2



∴R

H1

20

剪力图:

弯矩图:

21

垂直面:

垂直面: 对A点取力矩:

∑M

A

=0 d1 d + Fr2 × AB + Fa2 × 2 + R × AD 2 2

MA = ?Fr1 × AC+ Fa1 × R v2 = 449N Q∑F = 0 ∴R v1 = 468N

剪力图:

22

弯矩图:

扭矩图:

合弯矩图:

23

校核轴的强度: 由上述可知,危险截面在 C 截面处。 按 第 三 强 度 理 论 求 出 弯 矩 M CA 图 , 由 公 式 M CA = M 2 + (αΤ) M ca = M C + (αΤ) 2 = (141.56) 2 + (0.6 *106.34)
1

2

2

=155.275

轴 为 45 号 钢 , 查 表 可 知 [ σ ?1 ] = 60 Mpa 由公式可得:
σ ca = M ca / W = 32 * 155.275 / 3.14 × 0.044 3 = 18.576 MPa < [ σ ?1 ]

所以中间轴满足强度要求。 四、 滚动轴承的选择及计算 轴 承 是 支 承 轴 的 零 件 ,其 功 用 有 两 个 :支 承 轴 及 轴 上 零 件 ,并 保持轴的旋转精度;减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。 与 滑 动 轴 承 相 比 ,滚 动 轴 承 具 有 启 动 灵 活 、摩 擦 阻 力 小 、效 率 高 、润 滑 简 便 及 易 于 互 换 等 优 点 ,所 以 应 用 广 泛 。它 的 缺 点 是 抗 冲 击能力差,高速时有噪声,工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。 4.1 轴 承 的 选 择 与 结 构 设 计 : 由于转速较高,轴向力又比较小,故选用深沟球轴承。下 面 以 高 速 级 轴 为 例 初 选 轴 承 型 号 为 6207, 具 体 结 构 图 如 下 。

24

4.2 高 速 轴 轴 承 的 校 核 :
C r = 25500 N ,
Ft = 851N C 0 r = 15200 N

Fr = 318 N

Fα = 198 N

Fa/Fr=198/318=0.623> e 查 表 利 用 插 值 法 得 : e=0.204, 则 有
Fr / Fa = 0.623 >e

则 有 X=0.56, 利 用 插 值 法 : Y=2.16

由 公 式 P= f p (X Fr +Y Fa )可 得 P=1.2×( 0.56 × 318+2.16 × 198) =726.912
10 6 ? C ? 10 6 ? 25500 ? 由公式 L = ? ? = ? ? = 499645h' h〉 12000h 60n ? P ? 60 * 1440 ? 726.912 ?
3 3

25

所 以 满 足 要 求 。 即 高 速 级 选 用 6207 型 号 的 轴 承 4.3 中 间 轴 轴 承 的 校 核 : 中 间 轴 选 择 6208: C r = 29500 N ,
C 0 r = 18000 N

R1 = R12v + R12H = 1705 2 + 468 2 = 1768 N
2 2 R2 = R2v + R2 H = 2465 2 + 449 2 = 2506 N

高 速 级 大 齿 轮 : Fr = 318 N 低 速 级 小 齿 轮 : Fr = 1235 N

Fα = 198 N Fα = 1747 N

Fa / C 0 = 549 / 18000 = 0.0305

所 以 利 用 插 值 法 得 e=0.227 Fa/Fr=549/917=0.59>e 所 以 选 用 X=0.56, Y=1.93 由公式得: P= f p (X Fr +Y Fa ) =1.2(0.56 × 917+1.93 × 549)=1887.708N
10 6 ? C ? 10 6 ? 29500 ? = ? ? ? ? = 243708h' h> 12000h 60n ? P ? 60 * 1440 ? 1887.708 ?
3 3

由公式 L =

所 以 满 足 要 求 。 即 中 间 轴 选 用 6208 型 号 的 轴 承

26

4.4 低 速 轴 轴 承 的 校 核 : 初 选 低 速 级 选 用 7209AC 型 号 的 轴 承 正 装
C r = 38500 N ,
C 0 r = 680 N

求 得 : R1 =1768N

R =2506N
2

Fa=Fa 1 -Fa 2 =747-198=549N S 1 =0.68R 1 =0.68×1768=1202.24N S 2 =0.68R 2 =0.68-2506=1704.08N Fa+S 2 =549+1704.48=2253.08> S 1 故 1 被压缩,2 被放松。

求 轴 向 载 荷 : A 1 =Fa+S 2 =2253.08N
27

A 2 =S 2 =1704.08 求 当 量 动 载 荷 P 1 ,P 2 A 1 /R 1 =2253.08/1768=1.27> e A 2 /R 2 =1704.08/2506=0.68=e X 1 =0.41 X 2 =1 Y 1 =0.87 Y 2 =0

P 1 = f p (X 1 R 1 +Y 1 A 1 )=1.2(0.41 × 1768+0.87 × 2253.08)=3222.1N P 2 = f p (X 2 R 2 +Y 2 A 2 ) =1.2(1 × 2506)=3007.2N
10 6 ? C ? 10 6 ? 38500 ? 8 = ? ? ? ? = 4.46 × 10 h' > 12000h 60n ? P ? 60 × 63.694 ? 3222.1 ?
3 3

由公式 L =

所 以 满 足 要 求 。 即 低 速 级 选 用 7209AC 型 号 的 轴 承

五、键联接的选择及计算
键 是 标 准 件 ,通 常 用 于 联 接 轴 和 轴 上 的 零 件 ,起 到 周 向 固 定 的 作 用 并 传 递 转 矩 。有 些 类 型 的 键 还 可 以 实 现 轴 上 零 件 的 轴 向 固 定 或 轴向移动。根据所设计的要求。此次设计所采用的均为平键联接。 5.1 键 选 择 原 则 : 键 的 两 侧 面 是 工 作 面 ,工 作 时 候 ,靠 键 与 键 槽 侧 面 的 挤 压 来 传 递 转 矩 ;键 的 上 表 面 与 轮 毂 槽 底 面 之 间 则 留 有 间 隙 。平 键 联 结 不 能 承 受 轴 向 力 ,因 而 对 轴 上 的 零 件 不 能 起 到 轴 向 固 定 的 作 用 。常 用 的 平 键 有 普 通 平 键 和 导 向 平 键 两 种 。平 键 联 结 具 有 结 构 简 单 ,装 拆 方 便,对中良等优点,因而得到广泛的应用。普通平键用于静联结。 A 型号或 B 型号平键,轴上的键槽用键槽铣刀铣出,键在槽中固定 良好,但当轴工作时,轴上键槽端部的应力集中较大。 5.2 键 的 选 择 与 结 构 设 计 取本设计中间轴段的平键进行说明。 由 于 本 设 计 装 置 ,键 所 承 受 的 应 力 不 是 很 大 ,我 们 选 择 A 型 号
28

圆头普通平键。根据中间轴段的轴径选择 键的具体结构如下图

型 号

( 1) .键 的 校 核 校 核 : σ p = 2T × 10 3 kld 先 根 据 设 计 出 轴 的 直 径 从 标 准 中 查 的 键 的 剖 面 尺 寸 为 :键 宽 b=14mm, 键 高 h=9mm,在 上 面 的 公 式 中 k 为 键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高 度 等 于 0.5h, l 为 键 的 工 作 长 度 : l =L-b 查 表 键 联 结 的 许 用 挤 压 应 力 , 许 用 压 力 ( Mpa)
[σP ] =100~ 120, 取 中 间 值 [σP ] =110。

由 轮 毂 宽 度 并 参 考 键 的 长 度 系 列 , 取 键 长 L=46mm 校 核 σ p = 2T × 10 3 kld = 2T2 × 10 3 0.5 × h × l × 46 = 57.076 < [σ ] p = 110Mp a
轴 键 键槽 宽度 b 公称直径 公称尺寸 键长 d L b×h 键的标记 极限偏差 公称尺寸 b 一般键联接 轴 N9 >22~30 >30~38 8×7 10×8 52 键 C8×52 GB1096-2003 键 C10 × 80 GB1096-2003 8 0 -0.036 榖 JS9 0.018 -0.018 深度 轴 t 4.0 榖 t1 3.3

80

10

0 0.018 5.0 3.3 ? 0.036 ? 0.018
0 0.0215 -0.0215 -0.0215 0.0215 -0.0215 5 3.3 5 3.3 -0.043 -0.043 0 -0.043

>38~44

12×8

键 12×32 32 GB1096-2003 70 键 C12×70 GB1096-2003

12

>38~44

12×8

12

29

六、联轴器的选择及计算
联 轴 器 是 机 械 传 动 常 用 的 部 件 ,它 主 要 用 来 是 联 接 轴 与 轴( 有 时也联接其它回转零件) 以传递运动与转矩。用联轴器连接的两 。 根轴只有在机器停车后用拆卸的方法才能把两轴分离。 6.1 联 轴 器 的 选 择 根 据 工 作 要 求 , 选 用 弹 性 套 柱 销 联 轴 器 , 型 号 为 LT4. 输 出 轴 根 据 工 作 条 件 , 选 择 弹 性 柱 销 联 轴 器 , 型 号 为 HL3. 结构如下图:

联轴器的校核 校 核 公 式 : Τca = Κ A Τ ≤ [Τ] 查 机 械 设 计 手 册 得 [Τ] = 63N ? m , 查 表 11-1 得 K A =1.5 对于Ⅰ轴:
Tca =1.5x20.26=30.39 N ? M < [T], n1 = n m =1440r/min<[n] 故合格。 对于Ⅲ轴:
Tca =1.5× 418.69=627< [T], n4 = n3 =63.694r/min<[n]

故合格。 联轴器的型号具体参数如下

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型 号

公称转矩 Tn N.m

许用转速钢 [n] r/min 5700 5000

轴孔直径 d1、d2、dz

轴孔长度 J型

LT4 HL3

63 630

25,28 40 ,42 ,45, 48

62 112

七、润滑和密封方式的选择
因 为 V2 = 油润滑。 减速器的润滑 减速器的传动零件和轴承必须要有良好的润滑,以降低摩擦, 减少磨损和发热,提高效率。 7.1 齿 轮 润 滑 润滑剂的选择 齿 轮 传 动 所 用 润 滑 油 的 粘 度 根 据 传 动 的 工 作 条 件 、圆 周 速 度 或 滑 动 速 度 、温 度 等 按 来 选 择 。根 据 所 需 的 粘 度 按 选 择 润 滑 油 的 牌 号 润滑方式(油池浸油润滑) 在 减 速 器 中 ,齿 轮 的 润 滑 方 式 根 据 齿 轮 的 圆 周 速 度 V 而 定 。当 V≤ 12m/s 时 ,多 采 用 油 池 润 滑 ,齿 轮 浸 入 油 池 一 定 深 度 ,齿 轮 运 转 时就把油带到啮合区,同时也甩到箱壁上,借以散热。 齿 轮 浸 油 深 度 以 1~ 2 个 齿 高 为 宜 。 当 速 度 高 时 , 浸 油 深 度 约 为 0.7 个 齿 高 , 但 不 得 小 于 10mm。 当 速 度 低 ( 0.5~ 0.8m/s) 时 , 浸 油 深 度 可 达 1/6~ 1/3 的 齿 轮 半 径 , 在 多 级 齿 轮 传 动 中 , 当 高 速 级 大 齿 轮 浸 入 油 池 一 个 齿 高 时 ,低 速 级 大 齿 轮 浸 油 可 能 超 过 了 最 大 深 度 。此 时 ,高 速 级 大 齿 轮 可 采 用 溅 油 轮 来 润 滑 ,利 用 溅 油 轮 将 油 溅入齿轮啮合处进行润滑

πdn2
60×1000

=

π × 260.731× 260.87
60×1000

= 3.55m s > 2 m s , 所 以 选 用

31

7.2 滚 动 轴 承 的 润 滑 润 滑 剂 的 选 择 :减 速 器 中 滚 动 轴 承 可 采 用 润 滑 油 或 润 滑 脂 进 行 润 滑 。若 采 用 润 滑 油 润 滑 ,可 直 接 用 减 速 器 油 池 内 的 润 滑 油 进 行 润 滑。若采用润滑脂润滑,润滑脂的牌号,根据工作条件进行选择。 润 滑 方 式( 润 滑 油 润 滑 )飞 溅 润 滑 :减 速 器 中 当 浸 油 齿 轮 的 圆 周 速 度 V >2~ 3m/s 时 , 即 可 采 用 飞 溅 润 滑 。 飞 溅 的 油 , 一 部 分 直 接 溅 入 轴 承 ,一 部 分 先 溅 到 箱 壁 上 ,然 后 再 顺 着 箱 盖 的 内 壁 流 入 箱 座 的 油 沟 中 ,沿 油 沟 经 轴 承 盖 上 的 缺 口 进 入 轴 承 。输 油 沟 的 结 构 及 其 尺 寸 见 图 。当 V 更 高 时 ,可 不 设 置 油 沟 ,直 接 靠 飞 溅 的 润 滑 油 轴 承 。若 采 用 飞 溅 润 滑 ,则 需 设 计 特 殊 的 导 油 沟 ,使 箱 壁 上 的 油 通 过 导油沟进入轴承,起到润滑的作用。

因此选 a=5mm ,b=6mm.

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八、箱体及设计的结构设计和选择
8.1 减 速 器 箱 体 的 结 构 设 计
箱体是加速器中所有零件的基座,是支承和固定轴系部件、保证传动零件 正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。 箱体一般还兼作润滑油的 油箱。机体结构尺寸,主要根据地脚螺栓的尺寸,再通过地板固定,而地脚螺尺 寸又要根据两齿轮的中心距 a 来确定。由[3]P361 表 15-1 设计减速器的具体结 构尺寸如下表: 减速器铸造箱体的结构尺寸 符 名称 结构尺寸 号 箱座壁厚 δ 10 箱盖壁厚 δ1 8 凸缘的厚度 b,b1,b2 15,12, 25 箱座上的肋厚 m 9 轴承旁凸台的高度和半径 h,R 40, 16 轴承盖的外径 D2 D+( 5-5.5) d3 n 4 小 a1+a2 双级 于 350 直径与数目 df 减速器 df 16 地 n 6 脚螺钉 通孔直径 df 20 沉头座直径 D0 45 C1 22 底座凸缘尺寸 C2 20 轴承旁联 箱 座 、箱 接螺栓 盖联接螺栓 直径 d1=12 d2=8 通孔直径 d' 13.5 10 联 联接螺栓直径 d 12 11 接螺栓 沉头座直径 D 26 22 c1min 18 13 凸缘尺寸 c2min 16 11 定位销直径 d 6 轴承盖螺钉直径 d3 6 视孔盖螺钉直径 d4 6 箱体外壁至轴承座端面的距 L1 42 离 大齿轮顶圆与箱体内壁的距 Δ1 14 离 齿轮端面与箱体内壁的距离 Δ2 12
33

9 减 速 度器 的附件
为 了 保 证 减 速 器 正 常 工 作 和 具 备 完 善 的 性 能 ,如 检 查 传 动 件 的 啮 合 情 况 、注 油 、排 油 、通 气 和 便 于 安 装 、吊 运 等 。减 速 器 箱 体 上 常 设 置 某 些 必 要 的 装 置 和 零 件 ,这 些 装 置 和 零 件 及 箱 体 上 相 应 的 局 部结构统称为附件。 9.1 窥 视 孔 和 视 孔 盖 窥 视 孔 用 于 检 查 传 动 件 的 啮 合 情 况 和 润 滑 情 况 等 ,并 可 由 该 孔 向 箱 内 注 入 润 滑 油 ,平 时 由 视 孔 盖 用 螺 钉 封 住 。为 防 止 污 物 进 入 箱 内及润滑油渗漏,盖板底部垫有纸质封油垫片。 9.2 通 气 器 减 速 器 工 作 时 ,箱 体 内 的 温 度 和 气 压 都 很 高 ,通 气 器 能 使 热 膨 胀 气 体 及 时 排 出 ,保 证 箱 体 内 、外 气 压 平 衡 ,以 免 润 滑 油 沿 箱 体 接 合面、轴伸处及其它缝隙渗漏出来。结构图如下。

34

9.3 轴 承 盖 轴 承 盖 用 于 固 定 轴 承 外 圈 及 调 整 轴 承 间 隙 ,承 受 轴 向 力 。轴 承 盖 有 凸 缘 式 和 嵌 入 式 两 种 。凸 缘 式 端 盖 调 整 轴 承 间 隙 比 较 方 便 ,封 闭 性 能 好 ,用 螺 钉 固 定 在 箱 体 上 ,用 得 较 多 。嵌 入 式 端 盖 结 构 简 单 , 不 需 用 螺 钉 ,依 靠 凸 起 部 分 嵌 入 轴 承 座 相 应 的 槽 中 ,但 调 整 轴 承 间 隙 比 较 麻 烦 ,需 打 开 箱 盖 。根 据 轴 是 否 穿 过 端 盖 ,轴 承 盖 又 分 为 透 盖 和 闷 盖 两 种 。透 盖 中 央 有 孔 ,轴 的 外 伸 端 穿 过 此 孔 伸 出 箱 体 ,穿 过处需有密封装置。闷盖中央无孔,用在轴的非外伸端。

通过对轴及轴承盖的设计得出数据,设计轴承盖: 内 径 为 35 的 轴承 d 3 =6
d 5 =70 D0 = D + 2.5d 3 =87 D2 = D0 + 2.5d 3 =102 D5 = D0 ? 3d 3 = 69 d 0 =7 d 3 =6 d 5 =78 D0 = D + 2.5d 3 =95 D2 = D0 + 2.5d 3 =110 D5 = D0 ? 3d 3 = 77

内 径 为 40 的 轴 承
d 0 =7

内 径 为 45 的 轴承 d 3 =6
d 5 =83 D0 = D + 2.5d 3 =100 D2 = D0 + 2.5d 3 =115 D5 = D0 ? 3d 3 = 82 d 0 =7

D4 =D-(10-15)=62

D4 =D-(10-15)=70

D4 =D-(10-15)=75

b=5 h=5 e=(1~ 1.2) d 3 =6 9.4 定 位 销

b=5 h=5 e=(1~ 1.2) d 3 =6

b=5 h=5 e=(1~ 1.2) d 3 =6

为 了 保 证 箱 体 轴 承 座 孔 的 镗 削 和 装 配 精 度 ,并 保 证 减 速 器 每 次 装 拆 后 轴 承 座 的 上 下 半 孔 始 终 保 持 加 工 时 候 的 位 置 精 度 ,箱 盖 与 箱 座 需 用 两 个 圆 锥 销 定 位 。定 位 削 孔 是 在 减 速 器 箱 盖 与 箱 座 用 螺 栓 联 接紧固后,镗削轴承座孔之前加工的。
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9.5 油 面 指 示 装 置 为 指 示 减 速 器 内 油 面 的 高 度 是 否 符 合 要 求 ,以 便 保 持 箱 内 正 常 的油量,在减速器箱体上设置油面指示装置,其结构形式

9.6 放 油 孔 和 螺 塞 放 油 孔 应 设 置 在 箱 座 内 底 面 最 低 处 ,能 将 污 油 放 尽 。在 油 孔 附 近 应 做 成 凹 坑 ,以 便 为 了 更 换 减 速 器 箱 体 内 的 污 油 聚 集 而 排 尽 。平 时 ,排 油 孔 用 油 塞 堵 住 ,并 用 封 油 圈 以 加 强 密 封 。螺 塞 直 径 可 按 减 速 器 箱 座 壁 厚 2 或 2.5 倍 选 取 。

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9.7 起 盖 螺 钉 减 速 器 在 安 装 时 ,为 了 加 强 密 封 效 果 ,防 止 润 滑 油 从 箱 体 剖 分 面 处 渗 漏 ,通 常 在 剖 分 面 上 涂 以 水 玻 璃 或 密 封 胶 ,因 而 在 拆 卸 时 往 往 因 粘 接 较 紧 而 不 易 分 开 。为 了 便 于 开 启 箱 盖 ,设 置 起 盖 螺 钉 ,只 要拧动此螺钉,就可顶起箱盖。

9.8 起 吊 装 置 起 吊 装 置 有 吊 环 螺 钉 、吊 耳 、吊 钩 等 ,供 搬 运 减 速 器 之 用 。吊 环 螺 钉( 或 吊 耳 )设 在 箱 盖 上 ,通 常 用 于 吊 运 箱 盖 ,也 用 于 吊 运 轻 型减速器;吊钩铸在箱座两端的凸缘下面,用于吊运整台减速器。

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设计小结
三周的课程设计已经结束了,虽然课程设计把我弄的身心俱惫,但却在此 过程中学会综合全面的看待问题,学会如何与同学更好的合作,并且享受着成功 时的快乐与失败时的苦闷。我为能够从事机械类专业的学习而感到自豪。 随着时代的发展,机械设计越来越表现出其特有的作用,通过此次机械设 计,使我对机械零件设计步骤和设计思想,得到了充分掌握,真正地把所学到的 知识初步地运用到了实践之中,收益很大,同时,也发现了许多知识掌握不足。 在这段时间里我们通过彼此之间的相互合作,交流学习,掌握了许多新知 识,尤其对机械原理和机械设计有了系统的掌握。但由于时间有限,学习心得不 够深刻,还不能对所学的知识达到熟练的运用,这就需要在今后不断的学习和提 高。 初次接触课程设计,有一种全新的感觉,和以前接触的是完全不同的境界。 一切都从零开始,翻阅资料,购书学习,然后试着设计、计算、校核、绘图,并 且不断的修改,反复试验。每一部分、每一个步骤都让我们感到受益非浅。有时 因一个小小的错误,看起来并不影响美观的图纸,但经过反复思考,才发现这样 一个不起眼的小错误就会造成意想不到的后果,这让我知道了千里之堤,毁于蚁 穴的道理;有时还会出现别的不合理的地方。每当遇到这些情况,我们都耐心的 思考、调试,直到最后成功。完成后我们都有一种打胜仗的感觉。 虽然,我们如期完成了课程设计,但应当承认,我们设计的全面性还不够, 考虑问题的周密性也不强,所设计的最后结果还没有达到最优效果。这其中有多 方面原因, 这包括对所学的知识不够熟练,也包括我们对实践中的机械零件的 不够了解。 课程设计让我们有机会把理论和实践相结合,学会了用理论去指导实践, 同时也只有通过实践检验才知道理论正确与否。 同时在这次毕业设计中我们深刻 体会到机械设计发展的速度之快,在社会各领域 的地位也越来越高。因此在这 方面我们应不断学习,不断更新知识,不断充实自己,这样才能适应信息时代的 发展。 实践是检验真理的唯一标准。通过实践才能发先自身的不足,并加以改进, 才能使自身得以更好的发展。最后感谢指导教师的细心指导。

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参考文献
【1】 濮良贵, 陈庚梅主编.机械设计教程, 第二版.西安: 西北工业大学出版社, 2003 年 2 月 【2】 唐增宝,常建娥主编.机械设计课程设计,第 3 版.武汉:华中科技大学出 版社,2006 年 4 月 【3】龚溎义主编. 机械设计课程设计指导书,第二版.北京:高等教育出版社 2007 年 12 月 【4】刘鸿文主编.简明材料力学.北京:高等教育出版社,2005 年 7 月 【5】大连理工大学工程画教研室编.胡宜鸣,孟淑华主编.机械制图,第五版. 北京:高等教育出版社,2003 年 8 月 【6】毛平淮主编.互换性与测量技术基础.北京:机械工业出版社,2006 年 7 月

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