鑄造車間碾砂機的傳聲筒裝置設計

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1、攀枝花學院課程設計（論文） 傳動方案的選擇和電機的選擇 攀枝花學院 學生課程設計（論文） 題 目： 鑄造車間碾砂機的傳聲筒裝置設計 學生姓名： 蔡宇 學 號：200710601003 所在院(系)： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 2007級機械設計制造及其 自動化1班 （電子一班） 指 導 教 師： 翟秀云 職稱： 博士 2009年 1 月 9

2、 日 攀枝花學院教務處制 減速器在國內外的狀況 ： 1.國內的發(fā)展概況 國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。 2.國外發(fā)展概況 國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。當今的減速器是向著大功率、大傳動

3、比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。 課題研究的內容及擬采取的技術、方法 本設計是蝸輪蝸桿減速器的設計。設計主要針對執(zhí)行機構的運動展開。為了達到要求的運動精度和生產(chǎn)率，必須要求傳動系統(tǒng)具有一定的傳動精度并且各傳動元件之間應滿足一定的關系，以實現(xiàn)各零部件的協(xié)調動作。該設計均采用新國標，運用模塊化設計，設計內容包括傳動件的設計，執(zhí)行機構的設計及設備零部件等的設計。 傳動裝置總體設計 ： 1.傳動方案的選擇 （1） （2） 方案分析：對于方案1，因輸入與輸出軸垂直相交且輸

4、出軸在鉛垂方向，則采用立式蝸桿蝸輪減速器（蝸桿側置），又蝸桿蝸輪機構傳動比大，零件數(shù)目少，故結構很緊湊；在蝸桿傳動中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒。它和蝸輪齒是逐漸嚙合及逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒對又較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低，雖然效率較低，但選擇雙頭以上的蝸桿，效率還是可達到0.8以上；對于方案2，采用的是三級減速器，用于輸入軸與輸出軸相交而傳動比較大的傳動，傳對比可達25~75，但是輸出的轉速只有29r/min，由此算出的輸入功率，沒有較為合適的電機可供選擇，而兩級錐齒輪---圓柱齒輪減速器的傳對比8~15，換算過后并不能滿足要求。若再考慮更高級別的減速器，則從尺寸，質量，經(jīng)濟

5、上看，都是不理想的。 所以綜合上述分析，選擇立式蝸桿減速器。 2、電動機的選擇 2.1電動機的類型的選擇 電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機 2.2電動機功率的選擇 工作機所需要的有效功率為： 為了計算電動機所需要的有效功率，先要確定從電動機到工作機之間的總效率，設分別為聯(lián)軸器,渦輪效率,滾動軸承效率的效率： 查得： 則傳動裝置的總效率為： == 28 攀枝花學院課程設計（論文） 蝸桿蝸輪的設計計算 ——聯(lián)軸器，——蝸桿蝸輪，——滾

6、動軸承（一對） 電動機所需的功率為：=4.25/0.74=5.74Kw 選取電動機的額定功率為：7.5Kw 蝸桿渦輪的傳動比i=8~40，則電機的轉速=232~1160 r/min 2.3電動機的選擇 選擇符合上述條件的同步轉速為1000r/min和750r/min兩種。 2.4根據(jù)電動機所需要的功率和同步轉速 電動機型號為Y160M-6和Y160L-8型。 電動機的數(shù)據(jù)及總傳動比 表1-2 方案號 電動機型號 額定功率Kw 同步轉速r/min 滿載轉速r/min 1 Y160M-6 7.5 1000 970 2

7、 Y160L-8 7.5 750 720 由上表1-2可知傳動方案1雖然電動機的轉速價格低，但總傳動比大，為了能合理地分配傳動比，使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案2，即電動機型號為Y160L-8 2.5傳動比的分配 根據(jù)表1-2，蝸桿蝸輪的傳動比，i=24.8 2.6電動機裝置運動和動力參數(shù)的計算 1、各軸的轉速計算 Ⅰ軸 Ⅱ軸 1

8、、 各軸的轉矩計算 Ⅰ軸 Ⅱ軸 2、 各軸的輸入功率計算 Ⅰ軸 Ⅱ軸 根據(jù)設計要求，蝸桿蝸輪必須滿的條件是使用壽命期限為8年（每年工作300天），三班制工作的閉式蝸桿減速器中的普通圓柱蝸桿傳動，以知道輸入功率為P為7.5Kw，蝸桿轉速=720r/min。 3、蝸桿蝸輪的設計計算 3.1選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。 3.2選擇材料 因考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求

9、淬火，硬度為45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 3.3按齒面接觸疲勞強度進行設計 將上述計算結果列到表1-3中，以供查用； 表1-3 軸號 轉速r/min 功率P Kw 轉矩 T N.m 電機I 720 7.5 I 720 5.63 74.68 II 29 4.33 1426 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲強度。由式：傳動中心距 1、 確定作用在蝸輪上的轉矩T2 按估取效率0.8，則：

10、攀枝花學院課程設計（論文） 蝸桿蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 T2=1426000N/mm 2、 確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)；由載荷不均勻、有小沖擊選取使用系數(shù)；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)為=1.1。 則： 3、 確定彈性影響的系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=。 4、 確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比值/a=0.35, 由教材《機械設計》圖11.18可查得 5、 確定許用接觸應力[] 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬

11、模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從教材《機械設計》表11-7查得蝸輪的基本許用應力=268MPa。 應力循環(huán)次數(shù) N=60j 壽命系數(shù)為： 則： []= []= 6 計算中心距 即 取中心距a=225mm,查《機械設計手冊》i=23.5，取模數(shù)蝸桿分度圓直徑： 。 這時,查得接觸系數(shù)，因為<,因此計算結果可用。 3.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 1、 蝸桿主要參數(shù) 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 分度圓直徑： 齒頂直徑： 攀

12、枝花學院課程設計（論文） 蝸桿蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 齒根圓直徑： 蝸桿分度圓導程角： 蝸桿軸向齒距： 蝸桿導程: 蝸桿齒寬： 由于變位系數(shù)=-0.375位于-1.0和0.5之間 則 （10.5+）m=（10.5+2）8=100 （11+0.1）m=（11+0.14）8=125.6 取較大者=125.6 又m<10mm，則125.6+25=150.6 取 =180mm 2、蝸輪主要參數(shù) 蝸輪齒數(shù)：，變位系數(shù)： 驗算傳動比，這時傳動比誤差為<5%，在允許范圍內。 蝸輪齒頂高：

13、 蝸輪齒根高： 全齒高： 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 咽喉半徑: 蝸輪分度圓螺旋角： 3.5蝸輪齒根彎曲疲勞強度校核 由經(jīng)驗可知對閉式蝸桿傳動通常只作蝸輪齒根彎曲疲勞強度的校核計算。查得蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算公式為 式中：----蝸輪齒根彎曲應力，單位為MP； ----蝸輪齒形系數(shù)； ----螺旋角影響系數(shù)； ----蝸輪的許用彎曲應力，單位為MP； 當量齒數(shù) 根據(jù) ，查得齒形系數(shù)。 螺旋角影響系數(shù) 攀枝

14、花學院課程設計（論文） 軸承的驗算 許用彎曲應力 查ZCuSn10P1制造蝸輪的基本許用彎曲應力。 壽命系數(shù) 則 校驗結果為 。所以蝸輪齒根彎曲疲 勞強度是滿足要求的。 3.6 驗算效率η 蝸桿工作圖 因為蝸桿的結構單一，幾何參數(shù)為所查資料得，根據(jù)經(jīng)驗可知不需對蝸桿的結構及剛度不做特別設計和驗算。所以以下只列出了蝸桿的詳細參數(shù)。 傳動類型 ZI型蝸桿副 蝸桿頭數(shù) Z 2

15、模數(shù) m 8 導程角 螺旋線方向 右旋 齒形角 精度重等級 蝸桿8f 中心距 a 225 配對蝸輪圖號 軸向齒距累積公差 0.014 軸向齒距極限偏差 0.024 蝸輪齒開公差 0.032 蝸桿軸向齒厚 軸向螺旋剖面 8 蝸輪的工作圖 因為蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造，而蝸輪的直徑較大，所以對蝸輪的結構設計是必要的。 蝸輪的結構如上圖所示，齒圈厚度。在齒圈與輪芯聯(lián)結處，采用齒

16、圈式。齒圈和輪芯采用H7/r6配合，并加裝6個緊定螺釘（或用螺釘擰緊后將頭部鋸掉）平均分布，以增強連接的可靠性。螺釘?shù)闹睆饺∽鳎?.2~1.5）m，m為蝸輪的模數(shù)。螺釘擰入的深度為（0.3~0.4）B,B為蝸輪寬度。為了便于鉆孔，應將螺孔中心線由配合縫向材料較硬的輪芯部分偏移2~3mm。這種結構多用于尺寸不太大或工作溫度變化較小的地方，以免熱脹冷縮影響配合的質量。直徑為25，其厚度mm，則取mm。蝸輪輪轂厚度約為，則取。蝸輪的大體結構設計已完成，詳細的結構尺寸見蝸輪的零件圖。 傳動類型 ZI型蝸桿副 蝸輪端在模數(shù) 8 蝸桿頭數(shù) 2 導程角 螺旋方向 右

17、旋 蝸桿軸向剖面內的齒形角 蝸輪齒數(shù) 47 蝸輪變位系數(shù) -0.375 中心距 225 配對蝸輪圖號 精度等級 蝸輪8cGB10089-1988 蝸輪齒距累積公差 0.125 齒距極限偏差 蝸輪齒厚 4、軸的設計 4.1蝸桿的聯(lián)軸器 4.1.1選彈性套柱銷聯(lián)軸器 4.1.2計算轉矩Tc=kT1=1.995507.5/720=189N.m 4.1.3 ,而電動機的的軸徑為42mm，查標準GB/T4323-1984，為了減小對中偏差的影響，蝸桿的最小直徑也選擇42mm，故聯(lián)軸器可選擇TL

18、6，公稱轉矩=250。滿足要求。該半聯(lián)軸器長度=60mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=82mm。 4.1.4 蝸桿軸的結構設計 （1）、擬定軸上零件的裝備方案：1-2段裝半聯(lián)軸器，2-3段裝軸承端蓋，3-4、7-8則是滾動軸承，4-5、7-8結構過渡，對稱布置，5-6為蝸桿 （2）、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。 a、為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑 =52mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 =60mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2

19、段的長度應比略短一些，現(xiàn)取 =58mm。 b、初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向和軸向的作用，故選取單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù) =52mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30213，其中尺寸為dDT=65mm 120mm 24.5mm，故 = =65mm，而 =40mm，因為還要為擋油圈留些寬度。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30213型軸承的定位軸肩h=5mm，因此， =75mm，因對稱布置，則 = =75mm。 C、取蝸桿寬度。由前面計算>=150.6mm，取=180mm，da1=96mm，d1=80mm d

20、、軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=10mm，故取=40mm。 e、為了使軸承與蝸輪旋轉無干擾，則根據(jù)其相對位置取=50mm （3）、軸上零件的周向定位。半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，選用平鍵為12870mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6. （4）、確定軸上圓角和倒角尺寸，由教材表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角見圖。 4.2對蝸輪軸的設計 4.2.1由前面的計算可知軸的主要

21、參數(shù) 又 于是 4.2.2求作用在蝸輪上的力 已知軸上的蝸輪的分度圓直徑為 則 圓周力 徑向力 軸向力 4.2.3初步定軸的最小直徑 初步估算低速軸的最小直徑，選用45鋼，調質處理。取=110mm，于是得 放大10%，=64.2mm 根據(jù)工作條件選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，該軸的計算轉矩 ,考慮轉矩變化很小和輕微沖擊,故取,,則: 查標準GB/T4342-1984可選取TL10型聯(lián)軸器，公稱轉矩 許用轉速>72r/min 選用軸孔直徑mm，。取直徑為65mm，則可選取聯(lián)軸器軸孔=65mm。

22、該半聯(lián)軸器長度L=142mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=107mm。所以選用TL10型聯(lián)軸器能滿足要求。 4.2.4軸的結構設計 1、擬定軸上的零件的裝配方案 因為軸上零件只有一個蝸輪，則應將蝸輪放在兩軸承的中間，如此軸的受力比較合理。 2、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1—2軸段右端需制出一軸肩，故??；半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1—2段的長度應比 略短一些，現(xiàn)取 。 2)、初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工

23、作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30217，其尺寸為，所以可取。右端滾動軸承采用檔油板進行軸向定位。因此取。 3)、取安裝齒輪處的軸段4—5 的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為105mm ，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=7mm ，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b>1.4h，取。 4)、軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離，故取。 5)、取齒輪距箱體內壁之距a=

24、15mm ，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s ，取 s=4.5mm ，已知滾動軸承寬度 T=30.5mm ，所以 至此，已初步確定軸的各段直徑和長度。 3、軸上零件的周向定位 蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按蝸輪軸的直徑由表6-1查得平鍵截面bh=25mm14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為90mm，同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選取蝸輪輪轂與軸的配合為H7/n6 ；半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6 。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，選軸的直徑尺寸公差為m6 。 4、確定軸上圓角和倒角尺寸

25、 取軸端倒角為 ，各軸肩處的圓角半徑均為2mm。 4.2.5、校核 1）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（參考圖15-26）作出軸的計算簡圖（參考圖15-24）。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于單列圓錐滾子軸承30217，查得=30.3mm。因此，作簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖所示。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的結果列于下 表1-2： 載荷 水平面H 垂直面V 支反 力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 2）、按彎

26、扭合成應力來校核軸的強度 進行校核時，通常只是校核軸上受最大彎矩和 扭矩（即危險截面C）的強度。 此圖為軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖 并取=0.6，軸的抗彎截面系數(shù)取=。 軸的計算應力為 前已選定軸的材料為45號鋼，調質處理，查得。因此， 故此軸的各項要求是安全的。因為此軸不是特別重要的， 所以此軸不需要進行精確校核軸的疲勞強度。至此，軸的設計計算已告結束。 5、軸承的驗算 5.1蝸輪軸承的驗算 查得可知30217圓錐滾子軸承軸承的=178kN

27、 1、求兩軸承受到的徑向載荷和(參考《機械設計》教材例子) 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面（上圖）和水平 面（圖c）兩個平面力系。其中：圖a中的為通過另加轉矩而平移到指向軸線；圖b中的亦應通過另加彎矩而平移到作用于軸線上（上述兩步轉化圖中均未畫出）。由力分析可得： 3881.58 4193.90 攀枝花學院課程設計（論文） 鍵的驗算 查軸承的有關系數(shù)， 。 則軸承的派生力為 =1386.23 =1497.82

28、則軸向當量荷為 1497.82+1867=3364.82N 1497.82N 5.2計算軸承壽命 因為 > 查出徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承1 對軸承2 因軸承運轉中有沖擊載荷，查得~1.2，取。則 4163.29N 因為，所以按軸承1的受力大小驗算（由前面的結果得 h> 故所選軸承可滿足壽命要求。 5.3蝸桿軸承校核 由于蝸桿軸同時承受軸向力和徑向力,于是選用圓錐滾子軸承30213,再此

29、就不對其進行精確校核。 6、鍵的驗算 6.1低速軸即蝸輪軸上的鍵驗算 由前面軸的設計得出的軸上鍵的選擇為蝸輪周向定位的鍵為A型平鍵規(guī)格為，半聯(lián)軸器周向定位為A型平鍵為。 查得平鍵的驗算公式為 攀枝花學院課程設計（論文） 潤滑的選擇和蝸桿傳動的熱平衡計算 鍵、軸材料為鋼，輪轂的材料是鑄鐵，鑄鐵的許用壓力較小。查得鑄鐵許用擠壓力，取其平均值。A型鍵的工作長度=90-25=65，鍵與輪轂槽的接觸高度7。由以上公式可得 可見，A型平鍵不符合要求，于是才用兩個鍵,鍵的標記為：鍵A 25x8

30、0（GB/T1096—1979）。 對于半聯(lián)軸器的A型平鍵盤，鍵、軸和半聯(lián)軸器材料都為鋼，查得鋼的許作擠壓應力，取其平均值。C型鍵的工作長度，鍵與輪轂槽的接觸高度。由以上公式可得 可見，A型平鍵符合要求，鍵的標記為：鍵A （GB/T1096—1979）。 7、潤滑的選擇 7.1潤滑油的選擇和潤滑方式 由前已計算出蝸桿傳動的相對滑動速度，查得潤滑方式用油池潤滑，油的運動粘度為。查得油的牌號為號（GB9503-1986） 8、蝸桿傳動的熱平衡計算 8.1蝸桿傳動的熱平衡計算 蝸桿傳動由于效低，所以工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，如果產(chǎn)生

31、的熱量不能及時散逸，將因油溫不斷升高而使?jié)櫥♂?，從而增大磨擦損失，甚至發(fā)生膠合。所以，必須根據(jù)單位時間內的發(fā)熱量和同時間內的散熱量平穩(wěn)衡，以保證油溫穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內。 查得以下計算公式。 因為，則必須采取措施，以提高散熱能力。這里采用在蝸桿端加裝風扇以加速成空氣流通。 風扇消耗的功率，為風扇葉輪的圓周速度，單位為m/s 攀枝花學院課程設計（論文） 箱體及附件的結構設計 , ，其中非 為風扇葉輪外徑，單位為mm； 為風扇葉輪轉速，單位為r/min。

32、 查得 其中，、——為風冷及自然冷卻面積，單位為； ——風冷時的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)； 、——分別為油的工作溫度及周圍空氣的溫度，單位為。 由驗算可得，在蝸桿端應加裝一風扇來散熱。滿足要求。 9、箱體及附件的結構設計 9.1箱體的大體結構設計 名稱 符號 蝸桿減速器尺寸（mm） 箱座厚度/壁厚 20/9 箱蓋壁厚 9.3 箱蓋凸緣厚度 17 箱座凸緣厚度 17 箱座底凸緣厚度 15 地腳螺釘直徑 20 地腳螺釘數(shù)目 n

33、 4 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 10 蓋與座聯(lián)結螺栓直徑 12 軸承端蓋螺釘直徑 10，12 、、至外箱壁距離 26 、、至凸緣邊距離 26 軸承旁凸臺半徑 40 外箱壁至軸承座端面距離 35 齒輪頂圓（蝸輪外圓）與內箱壁距離 25 .窺視孔螺栓直徑 D4 8 .窺視孔螺栓直徑數(shù)目 s 4 啟蓋螺栓 D 12 9.2、通氣器的選擇 查得為的通氣器。 D=22 D1=19.6 L=23 l=12

34、 a=2 d1=5 s=17 9.3、油標尺的尺寸設計 選取為的油標 D=26 b=8 h=35 d2=12 a=12 D1=22 d1=4 攀枝花學院課程設計（論文） 參考文獻 結論 本文通過對單級蝸桿減速器的結構形狀進行分析，得出總體方案.按總體方案對各零部件的運動關系進行分析得出單級蝸桿減速器的整體結構尺寸，然后以各個系統(tǒng)為模塊分別進行具體零部件的設計校核計算，

35、得出各零部件的具體尺寸，再重新調整整體結構，整理得出最后的設計圖紙和說明書.此次設計通過對單級蝸桿減速器的設計，使我對成型機械的設計方法、步驟有了較深的認識.熟悉了蝸輪、軸等多種常用零件的設計、校核方法；掌握了如何選用標準件，如何查閱和使用手冊，如何繪制零件圖、裝配圖；以及設計非標準零部件的要點、方法. 這次設計貫穿了所學的專業(yè)知識，綜合運用了各科專業(yè)知識，從中使我學習了很多平時在課本中未學到的或未深入的內容.我相信這次設計對以后的工作學習都會有很大的幫助. 由于自己所學知識有限，而機械設計又是一門非常深奧的學科，設計中肯定存在許多的不足和需要改進的地方，希望老師指出，在以后的學習工作

36、中去完善它們. 致謝 首先，我要特別感謝我的指導老師，她對我畢業(yè)設計給予了很多的指導，花費了很多的心血，使我最后圓滿完成了畢業(yè)設計。她嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度，給我留下了極為深刻的印象，為我今后的工作、生活樹立了良好的榜樣。 其次，我要感謝我的同學，他們給予了我無私的幫助和大力的支持，使我順利的完成了課程設計。 再次感謝關心我，幫助我的老師，同學。 參考文獻 [1]濮良貴，紀名剛等著.機械設計（第七版）.北京：高等教育出版社,2001 [2]王世剛，張秀親，苗淑杰.機械設計實踐.哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，2003 [3]唐照民等著.機械設計.西安：西安交通大學出版社，1995 [4]任金泉等著.機械設計課程設計.西安：西安交通大學出版社，2003 [5]劉鴻文.材料力學.3版.北京：機械工業(yè)出版社,1992 [6]孫桓，陳作模主編.機械原理.6版.北京：高等教育出版社，2001 [7]機械設計手冊編委會.機械設計手冊.新版.北京：機械工業(yè)出版社，2004 [8]林景凡，王世剛，李世恒.互換性與質量控制基礎.北京：中國科學技術出版社，1999 [9]張培金，藺聯(lián)芳等著.機械設計課程設計.上海：上海交通大學出版社，1988