帶式輸送機傳送裝置設計【二級圓柱齒輪減速器設計】【F=2.5KN v=1.1m-s D=400mm】

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=0.94×0.9603×0.9603×0.9801×0.9504=0.8074; 工作機所需要電動機功率 Pr==3.14kW; 由文獻[1]表3-2所列Y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)中 可以確定，滿足Pm≥Pr條件的電動機額定功率Pm應該取 為4.0 kW。 2) 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速 ≈22.132 r/min; 由文獻[1] 表3-2初選同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min和1000 r/min的電動機，對應于額定功率Pm為4.0kw的電動機 型號應分別取為Y112M-4型和Y132M1-6型。把Y112M-4 型和Y132M1-6型電動機有關技術(shù)數(shù)據(jù)及相應算得的總傳 動比列于下表： 方案的比較 方案 電動機型號 額定功率 （kW） 同步轉(zhuǎn)速 （r/min） 滿載轉(zhuǎn)速 （r/min） 總傳 動比 I Y112M-4 4.0 1500 1440 65.07 II Y132M-6 4.0 1000 960 43.38 3) 電動機型號的選擇 對兩級圓柱齒輪傳動來說，方案I選用的電動機轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、 價格低，總傳動比為65.07，這對兩級減速傳動來說不算大，故方案 I較合理。 選用Y系列三相異步電動機，型號為Y112M-4，其主要性能數(shù)據(jù)如下： 電動機額定功率 Pm=4.0 kW 電動機滿載轉(zhuǎn)速 nm=1440 r/min 電動機中心高 H=112 mm 電動機軸伸直徑 D=28 mm 電動機軸伸長度 E=60 mm 4. 傳動比的分配 帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比 i===65.07； 由傳動系統(tǒng)方案知 i12=1； 按表3-1查取V帶傳動的傳動比 iv=i23=2-4則V帶傳動比取為 i23=3.5； 由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比 i∑=i34i45==18.591； 為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料 相同，齒面硬度HBS≤350，齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接 近相等的條件，取高速級傳動比： i34==4.916 低速級傳動比 i23= ==3.782 傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為： i12=1； i23=3.5； i34=4.916； i45=3.782； 5. 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算如下： 1軸（電動機軸） n1= nm =1440 r/min； P1=Pr=3.134 kw； T1=9550=9550×=20.785N·m； 3軸（減速器高速軸） n3===411.429 r/min； P3=P1η13 =3.134×0.94=2.946 kw； T3=9550 =68.382 N·m； 4軸（減速器中間軸） n4===83.692 r/min； P4=P3η34 =2.946×0.9603=2.829 kw； T4=9550 =322.814 N·m； 5軸（減速箱低速軸） n5===22.132 r/min； P5=P4η45 =2.829×0.9603=2.717 kw； T5= 9550=1172.39 N·m； 6軸（輸送機滾筒軸） n6==22.132 r/min； P6=P5η56 =0.9801X2.717=2.663 kw； T6=9550=1149.090 N·m； 將上述計算結(jié)果和傳動比效率匯總?cè)绫恚? 軸 號 電動機 兩級圓柱齒輪減速器 工作機 1軸 3軸 4軸 5軸 6軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) 1440 411.429 83.692 22.132 22.132 功率P(kW) 3.134 2.946 2.829 2.717 2.663 轉(zhuǎn)矩T(N·m) 20.785 68.382 322.814 1172.89 1149.090 聯(lián)接件傳動件 V帶 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動比i 3.5 4.916 3.782 1 傳動效率η 0.94 0.9603 0.9603 0.9801 1) 低速級圓柱齒輪設計 （此處的下標1表示為小齒輪，2為大齒輪） ① 選擇齒輪材料及熱處理方式 小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，； 大齒輪選用45號鋼，正火處理，； ② 確定許用接觸應力和 MPa 取疲勞極限應力 根據(jù)接觸應力變化次數(shù) 按文獻[3]取接觸強度計算壽命系數(shù)=1，=1； 因1對齒輪均為軟尺面，故取工作硬化系數(shù)=1； 一般計算中取潤滑系數(shù)=1; 按文獻[3]，當失效概率低于1/100時，取接觸強度最 小安全系數(shù)。 將以上數(shù)值代入許用接觸應力計算公式 得 ③ 按齒面接觸強度條件計算中心距a 大齒輪轉(zhuǎn)矩 N·m 理論傳動比 齒寬系數(shù) 初取載荷系數(shù) 彈性系數(shù) 初取節(jié)點區(qū)域系數(shù) 初取重合度系數(shù) 將以上數(shù)據(jù)帶入公式 按表取 ④ 確定主要參數(shù)和計算主要尺寸 模數(shù)： 齒數(shù)： 經(jīng)元整后取 理論傳動比 實際傳動比 ： 傳動比誤差： （在允許誤差范圍內(nèi)） 分度圓直徑： 齒寬： 取 取 ⑤ 確定載荷系數(shù)K 使用系數(shù),按表6-5，=1.0； 動載系數(shù)，齒輪圓周速度 齒輪精度，參考表6-6取為8級精度， 按圖6-20，動載荷系數(shù)，齒向載荷分布系數(shù) ， 端面重合度 =[1.88-3.2（+）] =[1.88-3.2×（+）]=1.74 當總重合度 時，則齒間載荷分配系數(shù) =1.24，最后求得在和系數(shù) ⑥ 驗算齒面接觸疲勞強度 按文獻[3],算得重合度系數(shù) = 由于，故設計偏于安全。 ⑦ 確定許用彎曲應力 MPa 按文獻[3]，取彎曲疲勞極限應力 根據(jù)彎曲應力變化總次數(shù) 取彎曲強度計算系數(shù) 當時，尺寸系數(shù), 按標準中有關規(guī)定，取試驗齒輪的應力修正系數(shù)。 按文獻[3]，當失效概率低于1/100時，取彎曲強度最小 安全系數(shù)。 代入公式 得 ⑧ 驗算齒輪彎曲強度 根據(jù)齒數(shù)：。 按文獻[3]，取齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)分別為 按文獻[3]算的重合度系數(shù) 將以上數(shù)值代入應力計算公式 因為，故齒輪彎曲強度滿足要求， 設計偏于安全。 ⑨ 主要設計計算結(jié)果 中心距 a=170mm 法面模數(shù) mn=2.5mm 齒數(shù) =29 =107 分度圓直徑 72.5mm =267.5mm 齒頂圓直徑 =77.54mm =272.5mm 齒根圓直徑 =66.25mm =261.25mm 齒寬 =65mm =60mm 齒輪精度等級 8級 材料及熱處理 小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=229～286，油潤滑； 大齒輪選用45號鋼，正火，HRS2=200～230 ，油潤滑； 6.減速器傳動零件的設計計算 （數(shù)據(jù)圖表來源自文獻[2]） 2) 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 ① 選擇齒輪材料及熱處理方式 小齒輪1選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HBS1=229～286； 大齒輪2選用45號鋼，正火處理，HRS2=169～217 ； ② 確定許用接觸應力和 MPa 取疲勞極限應力 根據(jù)接觸應力變化次數(shù) 按文獻[3]取接觸強度計算壽命系數(shù)=1，=1； 因1對齒輪均為軟尺面，故取工作硬化系數(shù)=1； 一般計算中取潤滑系數(shù)=1; 按文獻[3]，當失效概率低于1/100時，取接觸強度最 小安全系數(shù)。 將以上數(shù)值代入許用接觸應力計算公式 得 ③ 按齒面接觸強度條件計算中心距a 初取螺旋角β=10°， 大齒輪轉(zhuǎn)矩 N·m 理論傳動比 齒寬系數(shù) 初取載荷系數(shù) 彈性系數(shù) 初取節(jié)點區(qū)域系數(shù) 初取重合度系數(shù) 初取螺旋角系數(shù) 將以上數(shù)據(jù)帶入公式 按表取 ④ 確定主要參數(shù)和計算主要尺寸 中心距，按表4—2， 低速級 模數(shù)： 齒數(shù)： 初設 理論傳動比 經(jīng)元整后取 實際傳動比 ： 傳動比誤差： （在允許誤差范圍內(nèi)） 螺旋角： 在范圍內(nèi)，取小齒輪右旋，大齒輪左旋 分度圓直徑： 齒寬： 取 取 ⑤ 確定載荷系數(shù)K 使用系數(shù),按表6-5，=1.0； 動載系數(shù)，齒輪圓周速度 齒輪精度，參考表6-6取為7級精度， 按圖6-20，，齒向載荷分布系數(shù)， 端面重合度 =[1.88-3.2（+）]cosβ =[1.88-3.2×（+）]cos12.95°=1.596 縱向重合度 = =1.284 總重合度 =+=2.88， 則齒間載荷分配系數(shù)=1.24 最后求得在和系數(shù) ⑥ 驗算齒面接觸疲勞強度 節(jié)點區(qū)域系數(shù)，按圖6-30，=2.47 重合度系數(shù) ==0.791 螺旋角系數(shù) ==0.987 由于，故設計偏于安全。 ⑦ 確定許用彎曲應力 MPa 按文獻[3]，取彎曲疲勞極限應力 根據(jù)彎曲應力變化總次數(shù) 取彎曲強度計算系數(shù) 當時，尺寸系數(shù), 按標準中有關規(guī)定，取試驗齒輪的應力修正系數(shù)。 按文獻[3]，當失效概率低于1/100時，取彎曲強度最小 安全系數(shù)。 代入公式 得 ⑧ 驗算齒輪彎曲強度 根據(jù)當量齒數(shù)： 按文獻[3]，取齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)分別為 按文獻[3]算的重合度系數(shù) 按文獻[3]，當縱向重合度時， 螺旋角系數(shù)。 將以上數(shù)值代入應力計算公式 因為，故齒輪彎曲強度滿足要求， 設計偏于安全。 ⑨ 主要設計計算結(jié)果 中心距 a=118mm 法面模數(shù) mn=2.5mm 螺旋角 β=12.95° (小齒輪左旋、大齒輪右旋) 齒數(shù) =16 =76 分度圓直徑 =41.044mm =194.959mm 齒頂圓直徑 =46.044mm =199.959mm 齒根圓直徑 =35.544mm =187.459mm 齒寬 =50mm =45mm 齒輪精度等級 7級 材料及熱處理 小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)，HBS1=226～286，油潤滑； 大齒輪選用45號鋼，正火，HRS2=169～217，油潤滑； 6. 減速器軸及軸上零件的設計 1) 軸的布置 軸的布置參照圖 已知數(shù)據(jù) 考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸s=10 mm。 考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸k=10 mm. 為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，計入尺寸c=5 mm。 初取軸承寬度分別為n1=20 mm，n2=22 mm，n3=22 mm。 3根軸的支承跨距分別為： =175 mm； =177 mm； =177 mm； 2) 軸的設計 ① 高速軸（1軸）的設計 軸上小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。選擇軸的材 料及熱處理 45號鋼，調(diào)質(zhì)。 軸的受力分析軸的受力簡圖如圖（a）所示。 圖中 =175mm； =50mm； =125mm； a) 計算齒輪的嚙合力 b) 求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖 軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如（b）所示。 N·mm 軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如圖（d）所示 c) 求垂直面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖 軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（c）所示。 N·mm N·mm 軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如圖（e）所示。 d) 求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖 軸向力，故得擬用深溝球軸承，并采用兩 端固定組合方式，故軸向力作用在軸承A上。 N·mm N·mm 傳動力矩 =24419.95 N·mm e）軸的初步設計 由文獻[2]表15-1和15-3查表得： ，取折算系數(shù)≈0.6 由式 所以 20.18mm, f）軸的結(jié)構(gòu)設計 按經(jīng)驗公式，減速器輸入端的軸端直徑 初步確定軸的最小直徑，由式（15-2）估算， 查表得，所選電動機軸直徑 輸入軸端選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 [Tn]=125N.mm,[n]=4600r/min； 輸入軸端直徑選用de=32mm； 安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻[1]的表 5-2確定 所以高速軸的結(jié)構(gòu)設計如下: ② 中間軸（2軸）的設計 選擇軸的材料及熱處理 45號鋼，調(diào)質(zhì) a) 軸的受力分析 軸的受力簡圖如圖（a）所示。 (a) （a）軸的受力簡圖；（b）軸在水平面內(nèi)的受力分析； （c）軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖； (b) (c) 圖中 =177mm； ； ； ； 計算齒輪的嚙合力 軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如（b）所示。 92327.34 N·mm 136741 N·mm 軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（c）所示。 10195.41 N·mm = -15635.07N·mm 26908.83 N·mm 求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖 = 1821.34 N = 2382.30 N 軸向力，故得擬用深溝球軸承，并采用兩 端固定組合方式，故軸向力作用在軸承B上。 92888.56 N·mm 93461.82 N·mm N·mm =112329.53 N·mm b) 軸的初步設計 由文獻[2]表15-1和15-3查表得： 45號鋼調(diào)制處理， 取折算系數(shù)≈0.6 由式 所以 26.99 mm 29.77 mm 在軸C、D段開有二個鍵槽， 直徑增大4%，28.07 mm，30.96 mm 軸的結(jié)構(gòu)設計 安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻[1]的表5-2 確定 按經(jīng)驗公式，減速器高速級從動軸的危險截面直徑D (0.3～0.35)a=(0.3～0.35)×118=35.4～41.3 mm。 取減速器中間軸的危險截面的直徑 =40 mm；減速 器中間軸的結(jié)構(gòu)圖。 ③ 低速軸（3軸）的設計 選擇軸的材料及熱處理 45號鋼，調(diào)質(zhì) （a）軸的受力簡圖；（b）軸在水平面內(nèi)的受力分析； （c）軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖； (b) (c) (a) a) 軸的受力分析 b) 軸的受力簡圖如圖（a）所示。 圖中 =177 mm； ； ； c) 計算齒輪的嚙合力 求水平面內(nèi)的支承反力， 軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如（b）所示。 N N 116240.21 N·mm 求垂直面內(nèi)的支承反力， 軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（c）所示。 N N 42298.58 N·mm 求支承反力，合成彎矩，轉(zhuǎn)矩 = 980.93 N = 2114.55 N 123697.03 N·mm 396969 N·mm d) 軸的初步設計 由文獻[2]表15-1和15-3查表得： 取折算系數(shù)≈0.6 由式 所以 35.76 mm 在軸C段開有1個鍵槽，直徑增大4%，37.19 mm e) 軸的結(jié)構(gòu)設計 按經(jīng)驗公式，減速器低速級從動軸的危險截面直徑 =(0.3～0.35)a=(0.3～0.35)×170=51～59.5 mm。 安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻[1]的表5-2 確定 取減速器中間軸的危險截面的直徑= 56 mm； 減速器低速軸的結(jié)構(gòu)圖: 7. 減速器滾動軸承的選擇 1) 高速軸（1軸）上滾動軸承的選擇 因為支撐跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式， 軸承類型選擇深溝球軸承，軸承的預期壽命為 h。 由前計算結(jié)果所知， 軸承所受徑向力 N 軸向力 N 基本額定動載荷 KN， 基本額定靜載荷 KN 軸承工作轉(zhuǎn)速 r/min 初選滾動軸承 6206 GB∕T276－94 (參見附錄E-2) e =0.21 X=0.56 Y =2.09, 徑向當量動載荷 因為< 所以選深溝球軸承6206 GB∕T276－94 滿足要求。 相關數(shù)據(jù)如下： D=72 mm B=19 mm mm 2) 中間軸（2軸）上滾動軸承的選擇 選擇深溝球軸承，軸承的預期壽命為 h。 由前計算結(jié)果所知， 軸承所受徑向力 N 軸向力 N 工作轉(zhuǎn)速 r/min 初選軸承 6307 GB∕T276－94 (參見附錄E-2) 基本額定動載荷33.2 KN 基本額定靜載荷19.2 KN e =0.205 X=1 Y =2 徑向當量動載荷 因為< 所以選深溝球軸承6307 GB∕T276－94滿足要求。 相關數(shù)據(jù)如下： D=80 mm B=21 mm mm 3) 低速軸（3軸）上滾動軸承的選擇 選擇深溝球軸承，軸承的預期壽命為 h。 由前計算結(jié)果所知， 軸承所受徑向力 N 工作轉(zhuǎn)速 r/min 初選軸承 6239 GB∕T276－94 (參見附錄E-2) 基本額定動載荷31.5 KN 徑向當量動載荷 因為< 所以選深溝球軸承6239 GB∕T276－94滿足要求。 相關數(shù)據(jù)如下： D=85 mm B=19 mm mm 8. 鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇 1) 高速軸（1軸） 由前面的計算結(jié)果知：工作轉(zhuǎn)矩T=24.42 N·m， 工作轉(zhuǎn)速 r/min 選擇工作情況系數(shù) K=1.75 計算轉(zhuǎn)矩 N·m 選TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器。 按附錄F，選用TL4聯(lián)軸器， 型號為: GB4323—84 許用轉(zhuǎn)矩[T]=63 N·m,許用轉(zhuǎn)速[n]=5700 r/min. 因<[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿足要求。 選A型普通平鍵： 初選鍵：b=8 mm，h=7 mm，L=34 mm，l=26 mm 參考文獻[5]表4-3-18，[σ]=110MPa，[τ]=90MPa 由表4-3-16， < [σ] MPa < [τ] MPa 鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。 2) 中間軸（2軸）上鍵聯(lián)接的選擇 由前面的計算結(jié)果知： 工作轉(zhuǎn)矩T=112.33 N·m 選A型普通平鍵。 高速極大齒輪連接鍵： 初?。篵=12 mm，h=8 mm，L=32 mm，l=20 mm 鍵 12×32 GB1096—79 參考文獻[5]表4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa 由表4-3-16， < [σ] MPa < [τ] MPa 鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。 低速級小齒輪： 初?。篵=12 mm，h=8 mm，L=56 mm，l=44 mm 鍵 12×80 GB1096—79 參考文獻[5]表4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa 由表4-3-16， < [σ] MPa < [τ] MPa 鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。 3) 低速軸（3軸）上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇 由前面的計算結(jié)果知： 工作轉(zhuǎn)矩 T = 396.96N·m 齒輪連接處選A型普通平鍵： 初取：b=16 mm，h=10 mm，L=50 mm，l=34 mm 鍵 16×50 GB1076—79 參考文獻[5]表4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa 由表4-3-16， < [σ] MPa < [τ] MPa 鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。 聯(lián)軸器設計，由前面的計算結(jié)果知： 選擇工作情況系數(shù) K=1.75 計算轉(zhuǎn)矩 N·m 選HL型彈性套柱銷聯(lián)軸器。 按文獻[6]中表17-9，選用HL4聯(lián)軸器， 型號為: GB4323—84。 許用轉(zhuǎn)矩[T]=1250 N·m ,許用轉(zhuǎn)速[n]=4000 r/min. 因<[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿足要求。 聯(lián)軸器處選A型普通平鍵 初取：b=10 mm，h=8 mm，L=74 mm，l=64 mm 鍵 10×74 GB1076—79 參考文獻[5]表4-3-18，[σ]=110 MPa，[τ]=90 MPa 由表4-3-16， < [σ] MPa < [τ] MPa 鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。 9. 減速器箱體及附件的設計 箱體有關尺寸： 箱體壁厚： 箱蓋壁厚： 箱座凸緣厚度： 箱蓋凸緣厚度： 箱座底凸緣厚度： 箱座上的肋厚： 箱蓋上的肋厚： 地腳螺栓直徑： 　　　　 地腳螺栓數(shù)目： 螺栓通孔直徑： 螺栓沉頭座直徑： 地腳凸緣尺寸： 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑： 螺栓通孔直徑： 螺栓沉頭座直徑： 剖分面凸緣尺寸： 上下箱聯(lián)結(jié)螺栓直徑： 螺栓通孔直徑： 螺栓沉頭座直徑： 剖分面凸緣尺寸： 定位銷直徑： 軸承旁凸臺半徑： 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 箱體外壁至軸承座端面距離 剖分面至底面高度： 軸承蓋： 1軸： 2軸： 3軸： 10. 潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇 齒輪采用脂潤滑,工業(yè)閉式齒輪油，GB 5903-95，粘度 牌號：L-CKB150，運動粘度135～165 mm/s(40℃)，傾點-8 ℃,粘度指數(shù)大于90軸承采用脂潤滑,通用鉀基潤滑脂，GB 7324-94，代號1號，滴點大于170℃，工作錐入度31～34 mm（25℃，150g）密封用氈圈密封。 11. 設計小結(jié) 在此次的機械課程設計中，通過對減速器的設計，我有了很多的收獲。 首先，通過這一次的課程設計，我進一步鞏固和加深了所學的機械設計基本理論、基本概念和基本知識，培養(yǎng)了自己分析和解決與本課程有關的具體機械所涉及的實際問題的能力。對減速器的所有組件都有了更加深刻的理解，為后續(xù)課程的學習奠定了堅實的基礎。而且，這次課程設計過程中，我與同班同學們的激烈討論讓我認識深刻地感受到了“眾人拾材火焰高”。 其次，通過這次課程設計，對減速器各傳動機構(gòu)以及機構(gòu)選型、運動方案的確定以及齒輪傳動進行運動分析有了初步詳細精確話的了解，這都將為我以后參加工作實踐有很大的幫助。我覺得非常有成就感，培養(yǎng)了我對機械課程設計很深的學習興趣。這次課程設計我投入了不少時間和精力，我覺得這是完全值得的。我獨立思考的能力得到了進一步的加強，與此同時，又增強了我對積極求解的理解。在我的設計過程中，我采用了邊設計邊查閱資料的形式，因為很多原理知識 我都不懂，只有不斷地翻閱資料，這樣，我才能更加了解減速器的構(gòu)成及其減速原理等等知識。在這次的減速器設計中，我顯得很是幼稚不成熟，但是我從光是學習書本上的理論走上實際的設計，并自己動手做出了自己的東西，我已經(jīng)有了一個很好的起點，我在這過程中漸漸明白了我學的那些專業(yè)知識有什么用，我要干什么，就像學步的娃娃，終于可以一點一點的走起來，雖然我現(xiàn)在走得不平穩(wěn)，會摔倒，但是，我走出了這最難的一步，我相信我在以后的設計路上我會走得更加踏實平穩(wěn)。 另外，我想提出自己的幾點建議。希望學院里面能多給學生一些這樣的自己動手的機會，以提高學生的課程設計能力。培養(yǎng)學生的思考能力，這樣有利于我們學院的學生的實踐素質(zhì)的提高，增加學院的就業(yè)率，同時也能增加學院在學校里面對影響力。 在最后，我要衷心感謝老師這個學期以來的悉心教導與鼓勵。這次課程設計制作過程中老師始終在我們身邊指引我們方向，讓我們學會怎樣解決問題，但是并沒有動手幫我們解決任何麻煩，我知道老師想教我的是遇到問題，怎樣試著去解決，而不是幫我把問題解決掉，謝謝老師的良苦用心。相信我們每個人在這次課程設計中都學到很多，能到在出校門之后，遇到問題知道怎樣去尋找解決之道，并從中學到了非常多的知識，收獲的不僅僅是書面的東西，更多的是生活中實踐的問題。再一次衷心感謝老師！ 13. 參考文獻 [1] 任金泉主編. 機械設計課程設計. 西安：西安交通大學出版社，2003 [2] 陳國定主編. 機械設計基礎. 北京：機械工業(yè)出版社，2005 [3] 機械設計手冊編委會編.機械設計手冊·減速箱和變速器. 北京：機械工業(yè)出版社2007 [4] 成大先主編. 機械設計手冊·軸承. 北京：化學工業(yè)出版社，2004 [5] 成大先主編. 機械設計手冊·聯(lián)接與緊固. 北京：化學工業(yè)出版社，2004 [6] 成大先主編. 機械設計手冊·軸及其連接. 北京：化學工業(yè)出版社，2004 [7] 成大先主編. 機械設計手冊·機械傳動. 北京：化學工業(yè)出版社，2004 [8] 胡家秀編，機械工業(yè)出版社， 《簡明機械零件設計實用手冊》，1999.10 Pw=2.53 kW Pr=3.14 kW Pm=4.0 kW Y112M-4 Pm=4.0 kW =1440 r/min i=65.07 i12=1 i23=3.5 i34=4.916 i45=3.782 n1=1440 r/min P1=3.134 Kw T1=20.785 N·m n3=411.429 r/min P3=2.946 kw T3=68.382 N·m n4=83.692 r/min P4=2.829 kw T4=322.814 N·m n5=22.132 r/min P5=2.717 kw T5=1172.39 N·m n6=22.132 r/min P6=2.663 kw T6=1149.090 N·m 小齒輪： 45鋼調(diào)質(zhì) 大齒輪： 45鋼正火 K=1.667 6206 GB∕T276－94 6307 GB∕T276－94 6208 GB∕T276－94 6329 GB∕T276－94