750kw泥漿泵變速箱設計含3張CAD圖.zip
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任務書
學院 XXX 專業(yè) XXX 班級 XXX
學生姓名 XX 指導教師/職稱 XX
1.畢業(yè)設計題目：750KW變速箱設計
2.畢業(yè)設計起止時間：20XX年10月～20XX年6月
3.畢業(yè)設計所需資料及原始數(shù)據(jù)
原始數(shù)據(jù)：
設計一種750W機械變速箱，要求二級傳動，三檔變速，手動換擋，結構尺寸滿足NBQ-600泥漿泵的安裝和布置要求。
(1) 主要技術指標：
最大輸入功率：750kw
最大輸入扭矩：3980N.m
輸入額定轉速：1800rpm
(2) 減速比：
1檔：3.585 2檔：2.385 3檔;1.778
參考書：
[1]機械設計手冊（第五版） 聞邦椿；機械工業(yè)出版社；2010.01
[2]機械設計基礎綜合課程設計 劉會英；機械工業(yè)出版社；2007.01
[3]機械制圖（第二版） 金大鷹；機械工業(yè)出版社；2006.12
[4]機械設計（修訂版） 陳鐵鳴；哈爾濱工業(yè)大學出版社；2003.084．
4.畢業(yè)設計應完成的主要內容
（1）設計變速箱的總成圖紙和部分關鍵零件圖紙
（2）主要零件的材料選用
（3）軸承的選擇
（4）變速箱的輸出軸、中間軸的齒輪副計算和幾何強度校核
5.任務書下達日期 20XX 年 10 月 21 日 指導教師(簽字)
I
2
750kw變速箱設計開題報告
一、題目來源
本題目來源于生產實踐，且在石油開采過程廣泛應用。
二、研究（設計）目的和意義
變速箱中的減速器是一種由封閉在剛性殼體內的齒輪傳動、蝸桿傳動、齒輪-蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用作原動件與工作機之間的減速傳動裝置 。在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用，在現(xiàn)代機械中應用極為廣泛。眾所周知，中國是石油大國，在我們日常生活中，幾乎是離不開石油，一旦石油出現(xiàn)短缺，中國的經濟發(fā)展必然停滯。因為我們的汽車，動車，航空，大型工業(yè)設備等都有用到石油。那么石油的開采就是關鍵環(huán)節(jié)，石油的開采必須保證連續(xù)作業(yè)，為國家做好動力源工作。石油的開采包括鉆井，固井，抽油機抽油幾個重要過程。其中鉆井和固井是隔一段時間進行一次。如果固井工作做不好，整個開采過程停滯，勢必影響石油生產。這不難想象固井工作是重中之重。固井過程就是把水泥攪拌均勻下到井里起固定作用，如何保證水泥攪拌均勻和在下水泥的時候讓他不在中途固化的時間就需要變速箱來調節(jié)與控制了，而變速箱的輸出軸是整個裝置動力系統(tǒng)的主要組成部分，研究變速箱輸出軸以及變速箱零件配圖，為了進一步改善工藝，進一步精密精準，為國家更好的發(fā)展，做更多的貢獻，這個意義是重大的。
三、閱讀的主要參考文獻
[1] 成大先主編.《機械設計手冊》 [M].北京：機械工業(yè)出版社，1991.
[2] 濮良貴，紀名剛編.《機械設計》[M].北京：高等教育出版社.1995
[3] ]Charles w. Beardsly, Mechanical Engineering, ASME, Regents PublishingCompany, Inc, 1998.
[4] 龔溎義主編.機械設計課程設計指導書[M].北京：高等教育出版社.1996
[5]T. Ramayah and Noraini Ismail, Process Planning ConcurrentEngineering,
4
Concurrent Engineering, 2010.
[6]. 陳精一，蔡國忠主編《電腦輔助工程分析-ANSYS使用指南》[M].北京：中國鐵道出版社，2001
[7] （美）莫維尼（Moaveni,S.）譯者 王崧《有限元分析ANSYS理論與應用》(第二版）[M].北京：電子工業(yè)出版社.2004
[8] 單輝祖,謝傳鋒主編.《工程力學》[M].北京：高等教育出版社.2004
[9] 中國國家標準匯編.機械卷[M]第3分冊.北京:中國標準出版社,1993
[10］劉國慶等編.AutoCAD 2004基礎教程[M]．北京：清華大學出版社，2004
[11] 劉鴻文主編.《材料力學》 [M].北京：高等教育出版社，1991.
[12] 大連理工大學畫教研室編.《機械制圖》[M].北京：高等教育出版社.1993
[13] 史可敏，黎永明主編《精密機構設計》[M].上海：上?？茖W技術出版社.1987
四、國內外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢
縱觀變速箱的全球市場，自動變速器（AT）位于北美市場上，對日本市場和手動變速箱的CVT稱霸歐洲市場。幾年前開始的雙離合變速器（DCT）將在一定程度上改變現(xiàn)有的市場格局。未來幾年，世界輕型齒輪市場的競爭將在AT，CVT和DCT之間激烈競爭。歐洲主要由CSD組成，因為它之前使用過MT;美國很早就去了AT。現(xiàn)在，CVT和DCT在北美不再擁有大市場。近年來，他們依靠歐洲現(xiàn)有的手動變速箱生產設施。和條件下，在箱離合器變速器在系列生產的，它的自動變速和良好的燃油經濟特性（相比于自動變速器4種的傳統(tǒng)速度，燃料消耗將降低由大約10％）允許逐漸占據(jù)手動變速器和自動變速器的原始市場。作為該技術的先驅，大眾汽車已經開始用雙離合變速器取代全球現(xiàn)有的標準自動變速器。同時，產品和雙離合變速器的應用范圍正在逐漸擴大：干式雙離合器速度的框將在歐洲市場上出現(xiàn)在未來幾年中，并與雙離合變速器低于150海里的輸入扭矩也在進行深入研究和開發(fā)。我們將在未來看到歐洲市場上雙離合變速器的快速發(fā)展。在北美，為了追隨美國傳統(tǒng)消費者對自動變速器的偏好，“三巨頭”仍然專注于尋找和改進自動變速器。先進的六速變速器將充分利用現(xiàn)有的四速自動變速箱。設施和基礎以及燃油經濟性也會更好（約5％）。與此同時，雙離合器變速箱也開始吸引“三巨頭”的注意力，他們尋求外部合作以減少他們對競爭對手的積壓。面對不可預測的油價，美國消費者更加關注各種降低油耗的方法，同時注重駕駛舒適性：雙離合技術就是其中之一。我們將在未來看到北美市場，手動變速器繼續(xù)下降，許多自動變速器4個速度逐漸被自動變速器6速以上所取代。日本市場一直是一個相對特殊的市場。小尺寸的國家，密集的城市交通和深入的CVT技術的探索將允許他們保持自己目前的狀態(tài)：市場上的CVT和信息技術并存。由于中國自動變速器起步較晚，基礎較弱。雖然近年來市場每年增長20％，但仍需要大量進口自動變速器。因此，在自動變速器的開發(fā)過程中，選擇具有低開發(fā)成本和低開發(fā)難度的電子控制（自動機械）的機械式自動變速器。機械傳輸，稱為AMT）是企業(yè)的最佳選擇。大多數(shù)變速箱企業(yè)通過引進和吸收國外先進技術取得了顯著成效，并堅持自主創(chuàng)新。在齒輪箱領域，已經開發(fā)了大量獨立產品。同時，結構相對簡單，技術較晚。這只是對國外先進技術的簡單模仿?，F(xiàn)有技術難以超越，轉型的規(guī)律性和經濟性不盡如人意。
五、主要研究（設計）內容、關鍵問題及解決思路
（一）設計內容
（1）設計變速箱的總成圖紙和部分關鍵零件圖紙
（2）主要零件的材料選用
（3）軸承的選擇
（4）變速箱的輸出軸、中間軸的齒輪副計算和幾何強度校核
（二）研究方法和解決思路
1、重要參數(shù)的選擇與計算；
2、根據(jù)機械設計進行傳動系統(tǒng)的設計；
3、齒輪彎曲強度與齒面強度的計算與校核
4、齒輪受力分析、載荷系數(shù)、材料、精度等級、疲勞強度等的確定
5、選擇軸材料，根據(jù)按扭轉強度估算軸徑，確定許應力，進行強度校核計算
6、運用AutoCAD繪制齒輪和軸的零件圖和變速箱總成圖
7、用ansys進行強度分析和應力分析
8、在指導老師的幫助下完成
9、最佳方案的確定；
六、完成畢業(yè)設計（論文）所必須具備的工作條件
1、熟悉泥漿泵和變速箱的工作原理和應用
2、對機械原理和機械設計充分理解
3、熟練的運用CAD繪圖軟件和ansys分析軟件
4、指導老師的辛勤幫助
七、預期成果（達到目標）
完成設計，希望得到廣泛應用
八、工作的主要階段、進度與時間安排
1、通過查閱資料以及網上文獻，完成開題報告。
2、確定設計方案，同時進行前期的參數(shù)的計算。
3、與老師交流更正前期設計中出現(xiàn)的錯誤，并對軸、齒輪等零件進行設計。
4、繪制零件圖、總成圖。
5、撰寫論文，完成論文初稿，并與老師討論進行改正。
6、完成畢業(yè)設計，做好答辯的準備。
九、指導老師審查意見
750KW的變速箱設計
[摘 要] 本文介紹的一種750KW的變速箱在泥漿泵的應用，結構尺寸要滿足NBQ-600泥漿泵的安裝和布置要求。變速箱是一種通用的傳動裝置，他能夠將泥漿泵原動機構的輸入參數(shù)轉化為泥漿泵所需要的輸出參數(shù)，因此變速箱的好壞往往決定泥漿泵的性能。所以齒輪與軸設計是非常重要的。本文750KW的變速箱設計主要包括原動機的選擇、變速箱的運動和動力參數(shù)計算、變速箱結構參數(shù)計算、齒輪設計與校核、軸的設計與校核、主要零件選型選材以及變速箱的結構分析設計。泥漿泵是把槽里泥漿向油井輸入，而NBQ-600泥漿泵采用的是活塞泵,活塞泵的原理：在活塞往復運動過程中，當活塞移出時，出口控制閥在其自重和壓降下關閉，輸入控制閥在壓降下打開, 排空泵腔。當活塞向內打開時，泵室中的壓力升高，導致入口逆止門關閉，出口逆止門打開。以將流體推入排氣管。而泥漿泵的載荷系數(shù)，轉速，扭矩都比較大，在石油開采的惡劣環(huán)境當中，我們設計的750KW的變速箱需要滿足石油開采的動力與穩(wěn)定性要求。所以設計750KW的變速箱一定具有傳動效率高，有載荷系數(shù)高，結構緊湊，運轉穩(wěn)定，安裝方便的特點。
[關鍵詞] 泥漿泵；變速箱；齒輪；軸
I
Gearbox Design of 750KW
[Abstract] This paper introduces the application of 750KW gearbox in mud pump. The structure size of NBQ-600 mud pump should meet the requirements of installation and arrangement. Gearbox is a kind of general transmission device, which can convert the input parameters of the original mechanism of mud pump into the output parameters needed by mud pump, so the quality of gearbox often determines the performance of mud pump. Therefore, gear and shaft design is very important. The gearbox design of 750KW in this paper mainly includes the selection of prime mover, the calculation of motion and dynamic parameters of gearbox, the calculation of structural parameters of gearbox, the design and check of gear, the design and check of shaft, and the selection of main parts. Material selection and structural analysis and design of gearbox. The mud pump imports the mud from the tank into the oil well, while the NBQ-600 mud pump adopts the piston pump, which is the principle of the piston pump: during the reciprocating movement of the piston, when the piston is moved out, the outlet control valve closes under its weight and pressure drop. The input control valve opens under the pressure drop. Empty the pump cavity. When the piston opens inward, the pressure in the pump chamber increases, causing the inlet reverse door to close and the outlet reverse door to open. To push the fluid into the exhaust pipe. The load coefficient, rotational speed and torque of mud pump are relatively large. In the harsh environment of oil exploitation, the 750KW designed by us is changed. The gearbox needs to meet the power and stability requirements of oil exploitation. Therefore, the gearbox designed by 750KW must have the characteristics of high transmission efficiency, high load coefficient, compact structure, stable operation and convenient installation.
[Key words] Mud pump, gearbox, gear, shap
目 錄
中文摘要 I
外文摘要 II
前言 1
1 緒論 2
1.1 國內外變速箱發(fā)展現(xiàn)狀 2
1.2 變速箱設計基本理念 3
2 變速箱中主要參數(shù)與計算 6
2.1 變速箱的主要參數(shù) 6
2.2 各齒輪參數(shù)及強度計算 10
2.3 確定齒輪側隙與齒厚偏差 17
3 軸承選型與鍵連接 22
3.1 軸承的選型 22
3.2 軸承的校核計算 23
3.3 鍵的選型與校核計算 25
4 變速箱的密封與潤滑 27
4.1 變速箱的密封 27
4.2 齒輪的潤滑 27
4.3 軸承的密封 27
5 變速箱的結構設計 28
5.1 箱體的結構尺寸 28
5.2 變速箱的結構形式 28
5.3 主要零件圖 28
5.4 變速箱總成 33
6 總結 34
參考文獻 35
致謝 36
V
前言
前言
隨著中國重工業(yè)的不斷發(fā)展和完善，我們越來越需要設備，然后對精度，功能和技術設備要求越來越高。眾所周知，變速箱隨著工業(yè)的快速發(fā)展，使得交通更加便捷，人們的旅行也越來越頻繁。目前，中國石油需求處于無法滿足的狀態(tài)。作為石油工業(yè)的工人，我們必須對技術的不斷改進，增加石油產量以及盡快滿足交通人員的需求。這是我們的責任，同時也是我們的擔當。然后，變速箱的技術改進是關鍵的一步。研究國外齒輪箱技術，不僅快速開拓國內市場，而且在學習過程中形成了我們的主要技術，分析了競爭對手的齒輪箱，確定了齒輪箱的發(fā)展規(guī)劃。在現(xiàn)有齒輪箱的基礎上，對產品進行了改造和開發(fā)，并詳細計算了各部件的參數(shù)。此外，采用了新的短行程同步器技術，縮短了減速器總成的軸向尺寸，進行了自適應開發(fā)，分析了開關放大器的原理，完成了氣動放大器的設計。同時，作為移動性的要求，也實現(xiàn)了泥漿泵的安裝和放置的目標。在與國外先進企業(yè)進行技術交流的過程中，我們對齒輪箱中的齒輪和同步器進行了大量的優(yōu)化和改進，并分析了影響因素。分析了傳動失效模式并提出了改進措施。為了有效降低生產成本，傳動部件已經過優(yōu)化和通用。為了實現(xiàn)鋁鑄造工藝，已經開發(fā)出圓柱形殼體設計，從而減輕了齒輪箱的重量。已經進行了改進以減少變速箱部件的種類并提高處理方面的生產率。因為泥漿泵必須滿足渦流緩速器，它設計用于安裝泥漿泵的特殊部件，提供特殊的裝配要求，同時保護與變速箱相關的零件（例如油封）。在完成齒輪箱的設計之后，根據(jù)測試程序的要求，通過各種測試來檢查諸如疲勞測試和靜態(tài)扭轉測試的設計內容
第 21 頁 共 （37） 頁
緒論
1 緒論
1.1 國內外變速箱發(fā)展和研究現(xiàn)狀
1.1.1 國內發(fā)展和研究現(xiàn)狀
在中國，由于近期推出自動變速器，基礎薄弱，盡管近年來市場每年增長20％，仍然需要大量自動變速器要進口。因此，自動變速器的開發(fā)中的自動電子變速器（AutomatedMachine）具有低開發(fā)成本和很小的差異化。在開發(fā)中被選中。變速箱（AMT）是目前公司的最佳選擇。大多數(shù)輸電公司在引進，加工和掌握國外先進技術方面取得了優(yōu)異成績。堅持自主創(chuàng)新。在變速器領域，已經開發(fā)了大量獨立產品。同時，結構相對簡單，技術落后。 ARD只是對先進國外技術的簡單模仿，難以超越現(xiàn)有技術，難以節(jié)省舒適性和換檔。變速箱的設計就是其中之一。設計中的重要說明。盡管近年來自動變速器和無級變速器技術迅速發(fā)展，但它仍不占據(jù)市場主導地位。手動變速器具有很大的影響，所以手動變速器已經使用了很長時間。經過反復改進，它成為現(xiàn)在的形式，并且生產技術也得到了發(fā)展。終于長大了。
手動變速器與其他變速器類型相比具有以下優(yōu)點：
1.機械傳動技術已經發(fā)展了幾十年，生產技術更加成熟，長期以來一直處于領先的變速箱市場。該技術的所有方面都已長期在市場中進行了測試，并且該技術通過逐步積累而成熟。
2.手動變速器具有高的齒輪效率，理論上比自動變速器更經濟。
無級變速器（CVT）技術是一種無級變速器技術，它使用傳動帶以及驅動器和可變直徑驅動輪。它可以不斷改變齒輪比，從而滿足大多數(shù)變速箱和發(fā)動機的運行條件。目前國內市場上有幾種型號采用了這種技術。有金屬制成的無級變速器（CVT）的特征。
（1）設計簡單，體積小，細節(jié)小，批量生產后的成本肯定低于現(xiàn)有傳統(tǒng)自動變速器的成本。
（2）它具有廣泛的運行速度比，很容易與發(fā)動機形成理想的配對，從而改善燃燒過程，從而減少燃料消耗和排放。
（3）傳輸效率高，功耗低，經濟性高。
（4）擁有最佳的乘坐舒適性。
comCVT技術也有其缺點，因為傳動帶很容易損壞，重載不能承受。
1.1.2 國外發(fā)展和研究現(xiàn)狀
目前，自動變速器已成為世界潮流。原子傳動比傳統(tǒng)的手動變速器具有顯著的能量優(yōu)勢。保存，控制和協(xié)作。在國際層面，手動變速器和自動變速器的市場份額因地區(qū)而異，市場份額也各不相同。在工業(yè)化國家和地區(qū)，越來越多的自動變速器正在出現(xiàn)。在北美，AT自動變速箱具有不平衡優(yōu)勢，市場份額接近90％。早期開發(fā)的自動變速器由于VIG盒的設計相對成熟，其設計的寬度并不窄?？紤]到市場條件和發(fā)展方面的現(xiàn)代汽車變速器的NT，世界領先的經銷商正積極致力于提高AT性能和開發(fā)變速器CVTS。變量將繼續(xù)。 AUTOMOTI對于CVT在汽車工業(yè)中的實際應用非常重要。然而，由于技術困難和發(fā)展緩慢，它成為其中之一。問題出在全世界。世界上有更多的自動化汽車：手動變速箱，原子變速箱，電子液壓控制系統(tǒng)，金屬折疊機構，自動變速箱。機械控制手動變速箱。雙布驅動器（CVT）的數(shù)量對應于壓力傳遞的兩倍和盤的拉動的錐形拱。 T型但是，這種類型及其金屬帶驅動的能力可以忽略不計。由于內部游離油分子與每個車輪表面之間的連接以及葉輪部分的功率消耗和移動，TT變速換能器在自動變速器流體中具有高速移動。油溫升高，功率損失增加。這可能導致油分子與各個輪子表面之間的摩擦。傳動效率存在缺陷，例如低油耗和復雜的設計。成本高，維護復雜。
1.2 變速箱設計基本理念
1.2.1 變速箱的作用
變速箱有幾個功能：
（1）根據(jù)變化的駕駛條件改變傳動比，增加驅動輪的扭矩和速度范圍，同時保持發(fā)動機在有利條件下運行（高功率和低油耗）。
（2）可以反轉泥漿泵而不改變發(fā)動機的旋轉方向。
（3）當空轉用于中斷動力傳輸時，發(fā)動機可以啟動，空轉并便于換檔或動力輸出。
1.2.2 變速箱的分類
變速箱由變速驅動器和驅動機構組成。如有必要，您可以添加取力器。分類有兩種類型：改變齒輪比后和操縱方式的差異。
（1）通過改變齒輪比：
?速變速箱。它是使用最廣泛的。它使用齒輪并具有多個固定齒輪比。根據(jù)列車的類型，有兩種類型的軸（標準）和軸（行星）。
?無級變速器。齒輪比可以在一定值范圍內通過無限級數(shù)來改變，并且最常見的是電動類型和液壓類型（運動流體的類型）。
?內置變速箱。這是一種由液力變矩器和多級變速器組成的液壓機械變速器，其齒輪比可以在最大值和最小值之間的幾個中斷處連續(xù)變化。 。
（2）通過操作方法拆分：
?強制轉移。這是駕駛員換檔桿的直接控制。
?自動舵機。齒輪比選擇和換檔自動完成?！白詣印币馕吨ㄟ^反映發(fā)動機負載和車輛速度的信號系統(tǒng)控制開關系統(tǒng)的致動器來執(zhí)行機械變速器的每個變速器位置的切換。
?半自動變速箱。有兩種類型：一種是自動控制幾種常用齒輪，由駕駛員直接操縱。另一種是預選，即駕駛員在按下離合器踏板與選擇帶按鈕的檔位或當加速踏板被釋放時，由電磁或液壓裝置切換到開關。
1.2.3 變速箱的設計要求
設計一種750W機械變速箱，要求二級傳動，三檔變速，手動換擋，結構尺寸滿足NBQ-600泥漿泵的安裝和布置要求。泥漿泵是內嚙合輪泵，是采用齒輪內嚙合原理，內外齒輪節(jié)圓緊靠一邊，另一邊被泵蓋上的月牙板隔開。主軸上的主動內齒輪帶動其中外齒輪同向轉動。在進口處齒輪相互分離形成負壓吸入泥漿，齒輪在出口處不斷嵌入嚙合齒輪而將泥漿擠出。根據(jù)變速箱的傳動方式確定變速箱的參數(shù)，從而確定各構件的運動參數(shù)。設計中根據(jù)變速箱的外形、輪距、軸距、NBQ-600泥漿泵重量、滿載重量以及最高轉速等參數(shù)結合該泥漿泵的發(fā)動機型號可以得出發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要參數(shù)，再結合某些泥漿泵的基本參數(shù)選擇適當?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再根據(jù)泥漿泵設計手冊、齒輪設計手冊、機械設計手冊等相關知識，計算出750 KW的變速器參數(shù)并論證設計的合理性。設計中給出了750KW變速器設計方案，經過嚴謹設計過程完成了齒輪設計,并經過校驗和ansys有限元優(yōu)化，證明設計的750KW變速器能夠滿足NBQ-600泥漿泵的安裝和布置。根據(jù)
變速箱的主要參數(shù)與計算
強度、剛度、壽命、振動穩(wěn)定性、可靠性等設計準則進行一系列校核。設計變速箱還需要考慮各種因素，比如失效形式，比如結構工藝性，比如經濟與環(huán)境要求。
圖 1 泥漿泵的示意
2 變速箱的主要參數(shù)與計算
2.1 變速箱的主要參數(shù)
2.1.1 模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒數(shù)的初選
根據(jù)畢業(yè)設計任務書給定的傳動比，制定的傳動方案如下：
圖 2 齒輪傳動圖
（1）選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°，初選螺旋角β=13°初選模數(shù)Mn=8。
（2）參考表10-6選用8級精度。
（3）材料選擇 由表10-1選擇小齒輪20CrMnTi（滲氮），硬度為58HV，大齒輪20CrMnTi（滲氮），硬度為58HV
（4）根據(jù) 三個傳動比，再根據(jù)中心距與模數(shù)的初選，初選齒數(shù)如下
一檔傳動比：
Z1=27 Z2=42 Z7=53 Z8=23
二檔傳動比：
Z1=27 Z2=42 Z5=46 Z6=30
三檔傳動比：
Z1=27 Z2=42 Z3=40 Z5=35
一檔大齒輪的齒數(shù)Z7=53 小齒輪Z8=23 根據(jù)機械設計手冊進行校核計
2.1.2 各參數(shù)的確定
初選模數(shù)Mn=8,根據(jù)機械設計手冊進行校核計算，參考機械設計書，濮良貴，陳國定，吳立言主編，第九版
(1)由式(10-24)試算小齒輪分度圓直徑，即
1)確定公式中的各參數(shù)值
①試選
②計算小齒輪傳遞的扭矩:
③由表10-7選取齒寬系數(shù)
④由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)
⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)。
⑥由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。
⑦由公式可得螺旋角系數(shù)
⑧計算接觸疲勞許用應力
由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為
由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：
由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)
取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得
取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即
2)試算小齒輪分度圓直徑
(2)調整小齒輪分度圓直徑
1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。
①圓周速度
②齒寬
2)計算實際載荷系數(shù)
①由表10-2查得使用系數(shù)
②根據(jù)、8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)
③齒輪的圓周力。
查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)
由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)
由此，得到實際載荷系數(shù)
3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑
4)確定模數(shù)
取
2.2 各齒輪參數(shù)及強度計算
2.2.1 齒輪幾何尺寸計算
（1）計算齒頂高、齒根高和全齒高
ha=m×han*=8mm
hf=m×han*+cn*=10mm
h=ha+hf=m×2han*+cn*=18mm
（2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑
da1=d1+2×ha=187.632+2×8=203.632mm
da2=d2+2×ha=432.368+2×8=448.368mm
（3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑
df1=d1-2×hf=187.632-2×10=167.632mm
df2=d2-2×hf=432.368-2×10=412.368mm
注：han*=1.0，cn*=0.25
2.2.2 齒輪參數(shù)的計算
(1)計算中心距
，圓整為
(2)計算小、大齒輪的分度圓直徑
(3)計算齒寬
取B1=195mm B2=190mm
齒根彎曲疲勞強度條件為
1 ）T、Mn和d1同前
齒寬b=b2=190
齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)，當量齒數(shù)為：
小齒輪當量齒數(shù)：
大齒輪當量齒數(shù)：
由圖10-17查得齒形系數(shù)
由圖10-18查得應力修正系數(shù)
①試選
②由式（10-18）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)
上式得：
③由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)
2)圓周速度
3)寬高比
根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)
查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)
由表10-4用插值法查得，結合查圖10-13，得。
則載荷系數(shù)為
2.2.3 齒輪強度計算
由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為
由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得
齒根彎曲疲勞強度校核
齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。
4)齒輪的圓周速度
選用8級精度是合適的
2.2.4 齒輪與零件的選型
齒輪的選型應注意材料本身的機械性能，熱處理性能以及原材料的價格等因素。
變速箱的齒輪采用20GrMnTi等材料，熱處理方式用齒部滲碳淬火，齒面硬度58-60HRC,有效硬化層深1.4-1.6mm，齒心硬度35-40HRC，齒形周邊倒角1×45?，根據(jù)變速箱的結構性能，螺檢M24×80選45鋼。螺母M24選35鋼。墊圈24 選65Mn。視窗口蓋板 選-6/Q235。密封墊 -2/潤滑橡膠。螺檢M8×16 選Q235。墊圈8 選65Mn。鉚釘2.5×6 選 ML3。螺檢M16×80 選45鋼。螺母M16 選35鋼。墊圈16 選65Mn。推桿標牌 選-1.25/LF2。
2.2.5 齒輪參數(shù)及幾何尺寸總結
表 1 齒輪參數(shù)及幾何尺寸
參數(shù)或幾何尺寸
符號
小齒輪
大齒輪
法面模數(shù)
mn
8
8
法面壓力角
αn
20
20
法面齒頂高系數(shù)
ha*
1.0
1.0
法面頂隙系數(shù)
c*
0.25
0.25
螺旋角
β
左旋11°17'27"
右旋11°17'27"
齒數(shù)
z
23
53
齒頂高
ha
8
8
齒根高
hf
10
10
分度圓直徑
d
187.632
432.368
齒頂圓直徑
da
203.632
448.368
齒根圓直徑
df
167.632
412.368
齒寬
B
195
190
中心距
a
310
310
2.3 確定齒輪側隙與齒厚偏差
2.3.1 確定小齒輪側隙和齒厚偏差
用插值法得齒輪最小側隙jbmin=0.308mm。
由式（D.1）求得，齒厚上偏差為
Esns=-jbmin2×cosαn=-0.3082×cos20=-0.16388mm
計算齒輪的分度圓直徑為
d=mn×Zcosβ=8×23cos11.2911=187.632mm
由表D.3查得，徑向跳動公差為
Fr=0.055mm
由表D.7和表D.2查得，切齒徑向進刀公差br為
br=1.26×IT9=1.26×0.052=0.06552mm
由表D.2查得，齒厚公差Tm為
Tsn=Fr2+br2×2×tanαn=0.0552+0.065522×2×tanαn=0.06227mm
故由式D.3求得，齒厚下偏差為
Esni=Esns-Tsn=-0.16388-0.06227=-0.22615mm
實際中，一般用公法線長度極限偏差控制齒厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得
公法線長度上偏差
Ebns=Esns×cosαn=-0.16388×cos20=-0.154mm
公法線長度下偏差
Ebni=Esni×cosαn=-0.22615×cos20=-0.213mm
由表D.10查得，查得K=1.057，Z'=KZ=1.057×23=24.311
按Z'的整數(shù)部分，由表D.9查得Wk=7（跨側齒數(shù)K=3），按Z'的小數(shù)部分，由表D.11查得
△Wn=0.004mm
所以
Wnk=Wnk+△Wn×mn=7+0.004×8=56.032mm
Wnk=56.032-0.213-0.154mm
2.3.2確定大齒輪側隙和齒厚偏差
用插值法得齒輪最小側隙jbmin=0.308mm。
由式（D.1）求得，齒厚上偏差為
Esns=-jbmin2×cosαn=-0.3082×cos20=-0.16388mm
計算齒輪的分度圓直徑為
d=mn×Zcosβ=8×53cos11.2911=432.368mm
由表D.3查得，徑向跳動公差為
Fr=0.073mm
由表D.7和表D.2查得，切齒徑向進刀公差br為
br=1.26×IT9=1.26×0.052=0.06552mm
由表D.2查得，齒厚公差Tm為
Tsn=Fr2+br2×2×tanαn=0.0732+0.065522×2×tanαn=0.0714mm
故由式D.3求得，齒厚下偏差為
Esni=Esns-Tsn=-0.16388-0.0714=-0.23528mm
實際中，一般用公法線長度極限偏差控制齒厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得
公法線長度上偏差
Ebns=Esns×cosαn=-0.16388×cos20=-0.154mm
公法線長度下偏差
Ebni=Esni×cosαn=-0.23528×cos20=-0.221mm
由表D.10查得，查得K=1.057，Z'=KZ=1.057×53=56.021
按Z'的整數(shù)部分，由表D.9查得Wk=16（跨側齒數(shù)K=6），按Z'的小數(shù)部分，由表D.11查得
△Wn=0mm
所以
Wnk=Wnk+△Wn×mn=16+0×8=128mm
Wnk=128-0.221-0.154mm
圖 3 大齒輪圖
軸承選型與鍵連接
圖 4 小齒輪圖
第 39 頁 共（37）頁
變速箱的結構設計
3 軸承選型與健連接
3.1 軸承的選型
3.1.1 高速軸的選型
1.已經確定的運動學和動力學參數(shù)
轉速n=1800r/min；功率P=742.5kW；軸所傳遞的轉矩T=3939375N?mm
2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應力
由表15-1選用45（表面淬火），齒面硬度為40～50HRC，許用彎曲應力為[σ]=60MPa
3.按扭轉強度概略計算軸的最小直徑
由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=50。
d≥A0×3Pn=50×3742.51800=37.22mm
由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%
dmin=1+0.05×37.22=39.08mm
查表可知標準軸孔直徑為40mm故取dmin=40
3.1.2 低速軸承的選型
1.已經確定的運動學和動力學參數(shù)
轉速n=782.61r/min；功率P=720.37kW；軸所傳遞的轉矩T=8790500.38N?mm
2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應力
由表15-1選用45（調質），硬度為240HBS，許用彎曲應力為[σ]=60MPa
3.按扭轉強度概略計算軸的最小直徑
由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=60。
d≥A0×3Pn=60×3720.37782.61=58.37mm
3.2 軸承的校核計算
3.2.1 高速軸承的校核計算
表 2 高速軸的參數(shù)
軸承型號
內徑d(mm)
外徑D(mm)
寬度B(mm)
基本額定動載荷(kN)
7210AC
50
90
20
40.8
根據(jù)前面的計算，選用圓錐圓滾子軸承，內徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm
軸承基本額定動載荷Cr=40.8kN，額定靜載荷C0r=30.5kN，軸承采用正裝。
要求壽命為Lh=48000h。
當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa
由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：
Fr1=FNH12+FNV12=20995.222+11461.092=23919.78N
Fr2=FNH22+FNV22=20995.222+4123.832=21396.38N
Fd1=0.68×Fr1=0.68×23919.78=16265.45N
Fd2=0.68×Fr2=0.68×21396.38=14549.54N
由前面計算可知軸向力Fae=8384N
Fae+Fd2=22933.54N>Fd1=16265.45N
由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。
Fa1=Fae+Fd2=8384+14549.54=22933.54N
Fa2=Fd2=14549.54N
Fa1Fr1=0.96
Fa2Fr2=0.68
查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1
Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.41×23919.78+0.87×22933.54=29759.29N
Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×21396.38+0×14549.54=21396.38N
取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式
Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=50015h>48000h
由此可知該軸承的工作壽命足夠。
3.2.2 低速軸承的校核計算
表 3 低速軸的參數(shù)
軸承型號
內徑d(mm)
外徑D(mm)
寬度B(mm)
基本額定動載荷(kN)
7214AC
70
125
24
69.2
根據(jù)前面的計算，選用圓錐圓滾子軸承，內徑d=70mm，外徑D=125mm，寬度B=24mm
軸承基本額定動載荷Cr=69.2kN，額定靜載荷C0r=57.5kN，軸承采用正裝。
要求壽命為Lh=48000h。
當Fa/Fr≤0.68時，Pr=Fr；當Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa
由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：
Fr1=FNH12+FNV12=20331.062+16116.252=25943.89N
Fr2=FNH22+FNV22=20331.062+-1024.352=20356.85N
Fd1=0.68×Fr1=0.68×25943.89=17641.85N
Fd2=0.68×Fr2=0.68×20356.85=13842.66N
由前面計算可知軸向力Fae=8119N
Fae+Fd2=21961.66N>Fd1=17641.85N
由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。
Fa1=Fae+Fd2=8119+13842.66=21961.66N
Fa2=Fd2=13842.66N
Fa1Fr1=0.85
Fa2Fr2=0.68
查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1
Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.41×25943.89+0.87×21961.66=29743.64N
Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×20356.85+0×13842.66=20356.85N
取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式
Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=50015h>48000h
由此可知該軸承的工作壽命足夠。
3.3 鍵的選型與校核計算
3.3.1 高速軸與小齒輪鍵連接校核
選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,鍵長180mm。
鍵的工作長度 l=L-b=164mm
小齒輪材料為20Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。
鍵連接工作面的擠壓應力
σp=4×Th×l×d=103MPa<σp=120MPa
σp=4×Th×l×d=103MPa<σp=120MPa
3.3.2 低速軸與大齒輪鍵連接校核
選用A型鍵，查表得b×h=20mm×12mm（GB/T 1096-2003）,鍵長140mm。
鍵的工作長度 l=L-b=120mm
大齒輪材料為20Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。
鍵連接工作面的擠壓應力
σp=4×Th×l×d=103MPa<σp=120MPa
4 變速箱的密封與潤滑
4.1 變速箱的密封
為了防止?jié)櫥瑒┰跉んw內泄漏和外部雜質滲入殼體內部，殼體部件，如蓋子和殼
體，以及外軸，輸入軸和軸承蓋的出口 需要不同類型的密封裝置。 對于沒有相對運動的密封表面，密封劑，耐油橡膠密封件等通常用于旋轉部件，例如過度延伸的軸密封件，根據(jù)運動速度和密封要求，要不同的密封件和結構。 在該設計中，使用接觸密封，因為密封界面的相對速度低。 輸入軸和軸承蓋之間的V <3 m / s，輸出軸和軸承蓋之間的V <3 m / s。 所以使用半羊毛氈油環(huán)。要不同的密封件和結構。 在該設計中，使用接觸密封，因為密封界面的相對速度低。輸入軸和軸承蓋之間的V <3 m / s，輸出軸和軸承蓋之間的V <3 m / s。 所以使用半羊毛氈油環(huán)。
4.2 齒輪的潤滑
在閉合的通用齒輪系中，潤滑過程由齒輪系的齒輪速度確定。由于大而慢的齒輪的圓周速度v≤12m/ s，大齒輪的齒輪齒浸入油箱中以潤滑油。當齒輪被驅動時，潤滑油被施加到齒輪的齒的表面，并且油也被吸入到箱壁中以散熱。浸入油中的齒輪的深度通常不超過一個齒高，但通常不應小于10毫米。為了防止灰塵沉積在當齒輪旋轉時，齒面磨損時油箱的地面上，在大齒輪的頂和油箱之間的距離至少為30毫米，齒的頂部和底部之間的距離水箱是30毫米。由于慢速大齒輪的齒高h = 22.5mm≤10mm，因此油的浸入深度為10 mm。然后是油的深度H = 30 + 10 = 40毫米根據(jù)齒輪箱的圓周速度，檢查是否加載了工業(yè)齒輪油（GB 5903-2011），潤滑等級320，建議粘度266 cSt。
4.3 軸承的潤滑
滾動軸承潤滑劑可以是潤滑劑，潤滑油或固體潤滑劑。 潤滑方法的選擇可以通過齒輪箱的圓周速度來判斷。 由于V波> 2 m / s，因此選擇油。
5 變速箱的結構設計
5.1 變速箱的結構尺寸
箱體是變速箱所有部件的基礎，也是存儲和固定軸部件的重要部件，以確保齒輪箱部件的正確對齊并承受齒輪箱上的負載。 該罐通常還用作潤滑油的燃料箱。 機體結構的尺寸主要取決于地腳螺栓的尺寸，并且腳螺釘?shù)某叽缛Q于兩個齒輪的軸向距離a。 變速箱設計的具體結構尺寸如下
表 4 變速箱的結構尺寸
箱座壁厚
δ
0.025a+1≥8
10mm
箱蓋壁厚
δ1
0.02a+1≥8
10mm
箱蓋凸緣厚度
b1
1.5δ1
15mm
箱座凸緣厚度
b
1.5δ
15mm
箱座底凸緣厚度
b2
2.5δ
25mm
地腳螺栓的直徑
df
0.047a+8
M24
地腳螺栓的數(shù)目
n
6
軸承旁連接螺栓直徑
d1
0.75df
M20
蓋與座連接螺栓直徑
d2
(0.5～0.6)df
M16
軸承端蓋螺釘直徑
d3
(0.4～0.5)df
M8
視孔蓋螺釘直徑
d4
(0.3～0.4)df
M6
定位銷直徑
d
(0.7～0.8)d2
16mm
df、d1、d2至外箱壁距離
C1
查表
34mm、26mm、22mm
df、d1、d2至凸緣邊緣距離
C2
查表
28mm、24mm、20mm
軸承旁凸臺半徑
R1
C2
24mm
凸臺高度
h
根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準
61mm
外箱壁至軸承座端面距離
l1
C1+C2+(5～10)
55mm
大齒輪頂圓與內箱壁距離
△1
>1.2δ
14mm
齒輪端面與內箱壁距離
△2
>δ
12.5mm
箱蓋、箱座肋厚
m1、m
m1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ
10mm、10mm
高速軸承端蓋外徑
D1
D+(5～5.5)d3；D--軸承外徑
130mm
低速軸承端蓋外徑
D2
D+(5～5.5)d3；D--軸承外徑
165mm
5.2 變速箱的結構形式
5.2.1 齒輪傳動結構
變速箱的齒輪有直齒圓柱輪和斜齒圓柱輪。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪具有穩(wěn)定操作和低噪音水平的優(yōu)點。缺點是制造過程的復雜性和操作中的軸向力。變速器中的所有常嚙合齒輪都是斜齒輪，但這增加了正常嚙合的齒輪數(shù)量并增加了齒輪的慣性矩。正齒輪僅用于低檔和后檔。傳遞裝置可以與軸制成一體或與軸分離，然后通過齒輪收張、緊座或滑動軸承其中的一個連接到軸。齒輪很小并且與軸分開，并且內徑到根部的厚度影響齒輪箱的強度。所需尺寸b必須大于或等于齒輪齒的危險部分的厚度。為了在將齒輪放置在軸上后確保齒輪的穩(wěn)定性，齒輪的寬度C必須根據(jù)設計分辨率盡可能大，以滿足至少尺寸要求：C =（1.2~1.4）d其中：d2是楔形的內徑。變速箱的傳動：輸入軸功率 - 中間軸齒輪 - 輸出軸齒輪 - 輸出功率。
5.2.2 換檔形式
換檔機構有三種類型的正齒輪，一個套筒和一個同步器。當泥漿泵運轉時，齒輪具有不同的角速度，因此通過圓柱齒輪的軸向運動使齒輪的位移在齒輪齒的端部處產生沖擊，并有噪音。齒輪驅動機構的功能是確保齒輪或正時齒輪移動預定距離以獲得所需的齒輪位置，并且齒輪，離合器或兩個齒輪的同步不能同時啟動。變速器的操作在很大程度上取決于工作機構，由于控制機構較差，并且難以懸掛或不能提升，因此通常難以構造。此外，切換占驅動程序工作量的很大一部分。因此，一個重要的問題是如何使控制機制簡單和自動化。單擊帶有換檔撥叉的同步器或連接換檔輪轂進行切換。
5.2.3 操作機構
組合式變速箱具有左右部件的組合。在這種情況下，驅動軸連接到左半部分（即，在內齒輪上加工的驅動軸的右端），另一半連接齒輪（內輪組件的內腔）和輸出軸的導向楔，使得它通過致動器移動它是軸向導向的，以實現(xiàn)加法器的分離和連接。并且軸具有通孔，該孔具有連接到中間彈簧的兩個球;集成齒輪具有兩個凹槽，每個凹槽位于傳動軸中，以便在球中的球開口和斷開狀態(tài)被阻擋時便于抓握。組合齒輪不會引起軸向滑動，離合器不平滑。變速桿的驅動機構位于不同的位置，可分為直接控制遙控類型。
驅動機構的設計首先確定切換位置。切換位置主要通過方便的角位移從圖8的視點確定。為此，請注意以下三點：
（1）按順序排列;
（2）將公共文件放在中間位置，將剩余文件放在兩邊;
（3）為避免錯誤的反向，相反的情況通常位于最外角，工作班次，有時由行組成。但往往局限于結構轉移方案，而不是該方案最方便的方案。
5.3 主要零件圖
5.3.1 拔叉機
圖 5 拔叉機
5.3.2 上箱體
圖 6 上箱體
5.3.3 下箱體
圖 7 下箱體
5.3.4 輸出軸
圖 8 輸出軸
5.3.5 輸入軸
圖 9 輸入軸
5.3.6 中間軸
圖 10 中間軸
5.4 變速箱總成
5.4.1 變速箱總成圖
圖 11 變速箱總成圖
5.4.2 變速箱結構作
變速箱由輸入軸、輸出軸、中間軸、上箱體、下箱體、拔插機構、四對齒輪、螺栓、螺母、滑動塊等主要零件組成，變速箱的工作原理，就是通過撥動變速桿，切換中間軸上的主動齒輪，通過大小不同的齒輪組合與動力輸出軸結合，從而改變驅動輪的轉矩和轉速。進一步到這個750KW的變速箱，它換檔的過程如下:它是電機直驅，在輸入軸、中間軸、輸出軸中有一對固定齒輪，換檔時是給輸入軸一個動力，中間軸四對齒輪固定，進行一檔減速時，滑動塊卡住輸出軸一檔齒輪，輸出軸二檔三檔的齒輪分開，固定齒輪與中間軸一檔固定齒輪嚙合，進行一檔減速；進行二檔減速時，滑動塊卡住輸出軸二檔齒輪，輸出軸的一檔三檔齒輪分開，撥叉機構由中間軸一檔齒輪切換到中間軸二檔齒輪，固定齒輪與中間軸二檔固定齒輪嚙合，進行二檔減速；進行三檔減速時，滑動塊卡住輸出軸三檔齒輪，輸出軸一檔二檔齒輪分開，拔插機構由中間軸二檔齒輪切換到中間軸三檔齒輪，固定齒輪與中間軸三檔齒輪嚙合，進行三檔減速。最后滑動塊都松開，輸出軸一檔二檔三檔齒輪都分開，拔插機構由中間軸三檔齒輪切換到中間軸一檔齒輪，進行循環(huán)減速
6 總結
該設計基于設計任務書，設計了750KW變速箱。首先確定了工作計劃，設計了電機直接驅動，齒輪傳動，軸和箱體等主要部件。每個尺寸的零件都根據(jù)設計要求嚴格設計，采用合理的布局，使結構更加緊湊。通過750KW變速箱的設計，我對機械設計的方法和步驟有了更深入的了解。熟悉各種常用部件的設計和校準方法，如齒輪，鍵和軸;掌握了如何選擇標準零件，如何查閱和使用手冊，如何繪制零件圖紙和裝配圖紙;以及設計非標準零件的要點和方法。它進一步鞏固了之前學到的專業(yè)知識,讓我學以致用，學有所用。
大學四年來，我學習了機械制圖，理論力學，材料力學，機械原理，機械設計，互換性與測量基礎，金屬材料與成型，數(shù)控編程，機電一體化，通過本次畢業(yè)設計，我發(fā)現(xiàn)了理論基礎以往研究的課程不是很扎實，與現(xiàn)實沒有真正的聯(lián)系。我設計的數(shù)據(jù)和實踐之間存在很大差距，有些不符合機械設計指南的要求，知識的寬度不夠廣，學到的知識也不會被整合。通過這次畢業(yè)設計，我發(fā)現(xiàn)機械設計的線條需要豐富的經驗和扎實的理論知識。本設計過程中的大量內容都在參考書中。許多數(shù)據(jù)選擇都基于書中的數(shù)據(jù)。我設計的數(shù)據(jù)仍然有很多錯誤，我不知道為什么這是不合理的。許多設計的關鍵點是XX的指導下完成的。毫無疑問，我的設計內容仍存在
總結
許多不足。畢竟，這次設計是我第一次將我學到的知識與實踐聯(lián)系起來。有許多不合理的設計是不可避免的。通過這次設計，我學到了一些設計步驟和指南。我們不能違反這些準則，否則我們的設計就會出錯。這種設計也培養(yǎng)了一些好習慣。例如，應該為草稿準備，并且設計內容應該逐步明確地寫在稿件紙上。從事機械工作需要嚴謹?shù)娘L格。我一直記得在設計過程中這一點。設計過程中有很多數(shù)據(jù)是錯誤的或不合理的，但不是很嚴重。這次我沒有像以前那樣忽略這些小細節(jié)。在設計過程中，我還學會一些應用軟件，如cad、word、ansys等，使用起來不是很熟練，機械手冊也不熟練。我將把這次設計學到的知識在未來的工作中進一步加強。
總之，這種設計培養(yǎng)了我全面運用機械設計理論知識和運用實際生產知識解決實際工程問題的能力。在設計過程中，我也培養(yǎng)了我的設計意識，并希望我在未來的工作中更加努力。
變速箱的結構設計
參考文獻
[1] 成大先主編.《機械設計手冊》 [M].北京：機械工業(yè)出版社，1991.
[2] 濮良貴，紀名剛編.《機械設計》[M].北京：高等教育出版社.1995
[3] Charles w. Beardsly, Mechanical Engineering, ASME, Regents PublishingCompany, Inc, 1998.
[4 ]龔溎義主編.機械設計課程設計指導書[M].北京：高等教育出版社.1996
[5 ]T. Ramayah and Noraini Ismail,[J]. Process Planning ConcurrentEngineering, Concurrent Engineering, 2010.
[6].陳精一，蔡國忠主編《電腦輔助工程分析-ANSYS使用指南》[M].北京：中國鐵道出版社，2001
[7]. （美）莫維尼（Moaveni,S.）譯者 王崧《有限元分析ANSYS理論與應用》(第二版）[M].北京：電子工業(yè)出版社.2004
[8] 單輝祖,謝傳鋒主編.《工程力學》[M].北京：高等教育出版社.2004
[9] 中國國家標準匯編.機械卷[M]第3分冊.北京:中國標準出版社,1993
[10 劉國慶等編.AutoCAD 2004基礎教程[M]．北京：清華大學出版社，2004
[11] 劉鴻文主編.《材料力學》 [M].北京：高等教育出版社，1991.
[12] 大連理工大學畫教研室編.《機械制圖》[M].北京：高等教育出版社.1993
[13] 史可敏，黎永明主編《精密機構設計》[M].上海：上?？茖W技術出版社.1987
致謝
致謝
在畢業(yè)論文的前夕，我必須說這是一個艱難而充實的過程。
論文的寫作歷時三個月，從選題到收集和編寫材料，開篇報告，編寫第一個項目到重復修改，了解最終項目，氣氛也是在此期間很復雜。如今，隨著論文被完成，我內心的所有不良情緒都消失了，很有有成就感。
論文的寫作持續(xù)了幾個月，這不是我自己工作的結果，但它的實現(xiàn)與教師，同學和寢室成員的熱情幫助是分不開的。
首先，我要感謝XX老師和李老師的明智建議。本文在寫作過程中遇到了很多困難，老師不辭辛苦、不怕麻煩一個又一個為我解答，使我在迷茫中找到方向而豁然開朗。在整個畢業(yè)設計過程中，老師嚴謹?shù)膶W習風格和深厚的知識讓我真正欽佩，而平易近人的孫老師和李老師也讓我感到非常親切。在孫老師的指導下，我的論文水平不僅在不斷提高，而且在最高質量水平上發(fā)展。這也讓我看到了老師的那種有條不紊，盡職盡責的態(tài)度，這是我學習的好榜樣。
其次，我還要感謝學校為我提供了良好的學習環(huán)境和豐富的學習資源，這使我能夠輕松收集文件。同時，我要感謝所有老師，在過去四年里，你們教我知識，培養(yǎng)人格。在面臨困難的時候如何面對和解決。我今天已經做到了。我還要感謝和我在一起四年的學生。感謝你們的幫助和支持。不論是以前一起學習還是這次論文，我們都是在一起討論，這種氛圍讓我感到珍惜。
然后我要感謝我的室友，我的論文能完成都是用他們的計算機、影響他們的作息時間、幫我?guī)э?。謝謝你們?yōu)槲姨峁┍憷麃頌槲覄?chuàng)造一個學習與寫作環(huán)境。
最后，我要感謝自己在學術生涯的最后四年，感謝自己抓住學習的尾巴，學習更多的專業(yè)知識來武裝自己的精神。在撰寫論文的過程中，遇到困難，不要輕易放棄，無所畏懼地前進，克服困難。這讓我獨立地意識到了一件“大事”，我為自己感到驕傲。我希望在我未來的工作和生活中，我能夠利用我在學校獲得的知識來改善我和改變我的家庭生活，以及我在老師和同學中學到的精神，努力工作，陽光生活。
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