当前位置:首页 >> 初一政史地 >>

jiujiu


带-单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书 F=4800N,V=1.25m/s,D=500mm
悬赏分:0 | 提问时间:2010-5-6 18:06 | 提问者:mhmxuy

谢谢了哦

推荐答案 仅供参考 一、传动方案拟定 第二组第三个数据:设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器 (1) 工作条件:使用年限 10 年,每年按 300 天计算,两班制工作,载荷平稳。 (2) 原始数据:滚筒圆周力 F=1.7KN;带速 V=1.4m/s; 滚筒直径 D=220mm。 运动简图 二、电动机的选择 1、电动机类型和结构型式的选择:按已知的工作要求和 条件,选用 Y 系列三 相异步电动机。 2、确定电动机的功率: (1)传动装置的总效率: η 总=η 带×η2 轴承×η 齿轮×η 联轴器×η 滚筒 =0.96×0.992×0.97×0.99×0.95 =0.86 (2)电机所需的工作功率: Pd=FV/1000η 总 =1700×1.4/1000×0.86 =2.76KW 3、确定电动机转速: 滚筒轴的工作转速: Nw=60×1000V/πD =60×1000×1.4/π×220 =121.5r/min 根据【2】表 2.2 中推荐的合理传动比范围,取 V 带传动比 Iv=2~4,单级圆柱齿 轮传动比范围 Ic=3~5,则合理总传动比 i 的范围为 i=6~20,故电动机转速的可 选范围为 nd=i×nw=(6~20)×121.5=729~2430r/min

符合这一范围的同步转速有 960 r/min 和 1420r/min。由【2】表 8.1 查出有三种 适用的电动机型号、如下表 方案 电动机型号 额定功率 电动机转速(r/min) 传动装置的传动比 KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮 1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63 2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较 两种方案可知:方案 1 因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。方案 2 适中。故选择电动机型号 Y100l2-4。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为 Y100l2-4。 其主要性能:额定功率:3KW,满载转速 1420r/min,额定转矩 2.2。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比:i 总=n 电动/n 筒=1420/121.5=11.68 2、分配各级传动比 (1) 取 i 带=3 (2) ∵i 总=i 齿×i 带 π ∴i 齿=i 总/i 带=11.68/3=3.89 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速(r/min) nI=nm/i 带=1420/3=473.33(r/min) nII=nI/i 齿=473.33/3.89=121.67(r/min) 滚筒 nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min) 2、 计算各轴的功率(KW) PI=Pd×η 带=2.76×0.96=2.64KW PII=PI×η 轴承×η 齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW 3、 计算各轴转矩 Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m TI=9.55p2 入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m TII =9.55p2 入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 (1) 选择普通 V 带截型 由课本[1]P189 表 10-8 得:kA=1.2 P=2.76KW PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW 据 PC=3.3KW 和 n1=473.33r/min 由课本[1]P189 图 10-12 得:选用 A 型 V 带 (2) 确定带轮基准直径,并验算带速 由[1]课本 P190 表 10-9,取 dd1=95mm>dmin=75

dd2=i 带 dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm 由课本[1]P190 表 10-9,取 dd2=280 带速 V:V=πdd1n1/60×1000 =π×95×1420/60×1000 =7.06m/s 在 5~25m/s 范围内,带速合适。 (3) 确定带长和中心距 初定中心距 a0=500mm Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450 =1605.8mm 根据课本[1]表(10-6)选取相近的 Ld=1600mm 确定中心距 a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2 =497mm 验算小带轮包角 (4) α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a =1800-57.30×(280-95)/497 =158.670>1200(适用) (5) 确定带的根数 单根 V 带传递的额定功率.据 dd1 和 n1,查课本图 10-9 得 P1=1.4KW i≠1 时单根 V 带的额定功率增量.据带型及 i 查[1]表 10-2 得 △P1=0.17KW 查[1]表 10-3,得 Kα=0.94;查[1]表 10-4 得 KL=0.99 Z= PC/[(P1+△P1)KαKL] =3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99] =2.26 (取 3 根) (6) 计算轴上压力 由课本[1]表 10-5 查得 q=0.1kg/m,由课本式(10-20)单根 V 带的初拉力: F0=500PC/ZV[(2.5/Kα)-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN 则作用在轴承的压力 FQ FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2) =791.9N 2、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料与热处理:所设计齿轮传动属于闭式传动,通常 齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表 6-8,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材 料为 45 钢,调质,齿面硬度 260HBS;大齿轮材料也为 45 钢,正火处理,硬 度为 215HBS; 精度等级:运输机是一般机器,速度不高,故选 8 级精度。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由 d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下:传动比 i 齿=3.89 取小齿轮齿数 Z1=20。则大齿轮齿数:Z2=iZ1= ×20=77.8 取 z2=78 由课本表 6-12 取 φd=1.1

(3)转矩 T1 T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm (4)载荷系数 k : 取 k=1.2 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图 6-37 查得: σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa 接触疲劳寿命系数 Zn:按一年 300 个工作日,每天 16h 计算,由公式 N=60njtn 计算 N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109 N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108 查[1]课本图 6-38 中曲线 1,得 ZN1=1 ZN2=1.05 按一般可靠度要求选取安全系数 SHmin=1.0 [σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得: d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =49.04mm 模数:m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取课本[1]P79 标准模数第一数列上的值,m=2.5 (6)校核齿根弯曲疲劳强度 σ bb=2KT1YFS/bmd1 确定有关参数和系数 分度圆直径:d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×78mm=195mm 齿宽:b=φdd1=1.1×50mm=55mm 取 b2=55mm b1=60mm (7)复合齿形因数 YFs 由课本[1]图 6-40 得:YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8)许用弯曲应力[σbb] 根据课本[1]P116: [σbb]= σbblim YN/SFmin 由课本[1]图 6-41 得弯曲疲劳极限 σbblim 应为: σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa 由课本[1]图 6-42 得弯曲疲劳寿命系数 YN:YN1=1 YN2=1 弯曲疲劳的最小安全系数 SFmin :按一般可靠性要求,取 SFmin =1 计算得弯曲疲劳许用应力为 [σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa [σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa 校核计算 σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1] σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2] 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩 a a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm (10)计算齿轮的圆周速度 V

计算圆周速度 V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s 因为 V<6m/s,故取 8 级精度合适. 六、轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为 45 号钢,调质处理。查[2]表 13-1 可知: σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表 13-6 可知:[σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接, 从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为: d≥C 查[2]表 13-5 可得,45 钢取 C=118 则 d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取 d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N 齿轮作用力: 圆周力:Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N 径向力:Fr=Fttan200=2036×tan200=741N 4、轴的结构设计 轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方 式,按比例绘制轴系结构草图。 (1)、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器,查[2]表 9.4 可得联轴器的型号为 HL3 联轴器:35×82 GB5014-85 (2)、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴 承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通 过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位 (3)、确定各段轴的直径 将估算轴 d=35mm 作为外伸端直径 d1 与联轴器相配(如图), 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为 d2=40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处 d3 应 大于 d2,取 d3=4 5mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于 d3,取 d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径 d5 满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右 端轴承型号与左端轴承相同,取 d6=45mm. (4)选择轴承型号.由[1]P270 初选深沟球轴承,代号为 6209,查 手册可得:轴承宽度 B=19,安装尺寸 D=52,故轴环直径 d5=52mm.

Ⅰ段:d1=35mm

(5)确定轴各段直径和长度 长度取 L1=50mm

II 段:d2=40mm 初选用 6209 深沟球轴承,其内径为 45mm, 宽度为 19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。 取套筒长为 20mm, 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度, 并考虑联轴器和箱 体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为 55mm,安装齿轮段长度应比轮毂 宽度小 2mm,故 II 段长: L2=(2+20+19+55)=96mm III 段直径 d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径 d4=50mm 长度与右面的套筒相同,即 L4=20mm Ⅴ段直径 d5=52mm. 长度 L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=96mm (6)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径:已知 d1=195mm ②求转矩:已知 T2=198.58N?m ③求圆周力:Ft 根据课本 P127(6-34)式得 Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N ④求径向力 Fr 根据课本 P127(6-35)式得 Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N ⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=48mm (1)绘制轴受力简图(如图 a) (2)绘制垂直面弯矩图(如图 b) 轴承支反力: FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N 由两边对称,知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m 截面 C 在水平面上弯矩为: MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m (4)绘制合弯矩图(如图 d) MC=(MC12+MC22)1/2=(17.762+48.482)1/2=51.63N?m (5)绘制扭矩图(如图 e) 转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=198.58N?m (6)绘制当量弯矩图(如图 f) 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取 α=0.2,截面 C 处的当量弯矩: Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危险截面 C 的强度 由式(6-3)

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453 =7.14MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。

主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为 45 号钢,调质处理。查[2]表 13-1 可知: σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表 13-6 可知:[σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接, 从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为: d≥C 查[2]表 13-5 可得,45 钢取 C=118 则 d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准,取 d=22mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N 齿轮作用力: 圆周力:Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N 径向力:Fr=Fttan200=2130×tan200=775N 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置 在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴 承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通 过两端轴承盖实现轴向定位, 4 确定轴的各段直径和长度 初选用 6206 深沟球轴承,其内径为 30mm, 宽度为 16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离, 则取套筒长为 20mm,则该段长 36mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为 2mm。

(2)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径:已知 d2=50mm ②求转矩:已知 T=53.26N?m ③求圆周力 Ft:根据课本 P127(6-34)式得 Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N ④求径向力 Fr 根据课本 P127(6-35)式得 Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=50mm (1)求支反力 FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N (2) 截面 C 在垂直面弯矩为 MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m (3)截面 C 在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m (4)计算合成弯矩 MC=(MC12+MC22)1/2 =(192+52.52)1/2 =55.83N?m (5)计算当量弯矩:根据课本 P235 得 α=0.4 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2 =59.74N?m (6)校核危险截面 C 的强度 由式(10-3) σe=Mec/(0.1d3)=59.74x1000/(0.1×303) =22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够

(7) 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承 根据根据条件,轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209, 查[1]表 14-19 可知:d=55mm,外径 D=85mm,宽度 B=19mm,基本额定动载 荷 C=31.5KN, 基本静载荷 CO=20.5KN, 查[2]表 10.1 可知极限转速 9000r/min (1)已知 nII=121.67(r/min) 两轴承径向反力:FR1=FR2=1083N 根据课本 P265(11-12)得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端,现取 1 端为压紧端 FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N (3)求系数 x、y FA1/FR1=682N/1038N =0.63 FA2/FR2=682N/1038N =0.63 根据课本 P265 表(14-14)得 e=0.68 FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)计算当量载荷 P1、P2 根据课本 P264 表(14-12)取 f P=1.5 根据课本 P264(14-7)式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N (5)轴承寿命计算 ∵P1=P2 故取 P=1624N ∵深沟球轴承 ε=3 根据手册得 6209 型的 Cr=31500N 由课本 P264(14-5)式得 LH=106(ftCr/P)ε/60n =106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h ∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为:6206 查[1]表 14-19 可知:d=30mm,外径 D=62mm,宽度 B=16mm, 基本额定动载荷 C=19.5KN,基本静载荷 CO=111.5KN, 查[2]表 10.1 可知极限转速 13000r/min 根据根据条件,轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h (1)已知 nI=473.33(r/min) 两轴承径向反力:FR1=FR2=1129N 根据课本 P265(11-12)得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端,现取 1 端为压紧端 FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N (3)求系数 x、y FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根据课本 P265 表(14-14)得 e=0.68 FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷 P1、P2 根据课本 P264 表(14-12)取 f P=1.5 根据课本 P264(14-7)式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N (5)轴承寿命计算 ∵P1=P2 故取 P=1693.5N ∵深沟球轴承 ε=3 根据手册得 6206 型的 Cr=19500N 由课本 P264(14-5)式得 LH=106(ftCr/P)ε/60n =106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h ∴预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算 1.根据轴径的尺寸,由[1]中表 12-6 高速轴(主动轴)与 V 带轮联接的键为:键 8×36 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为:键 14×45 GB1096-79 轴与联轴器的键为:键 10×40 GB1096-79 2.键的强度校核 大齿轮与轴上的键 :键 14×45 GB1096-79 b×h=14×9,L=45,则 Ls=L-b=31mm 圆周力:Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N 挤压强度: =56.93<125~150MPa=[σp] 因此挤压强度足够 剪切强度: =36.60<120MPa=[ ] 因此剪切强度足够 键 8×36 GB1096-79 和键 10×40 GB1096-79 根据上面的步骤校核,并且符 合要求。 八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~ 1、减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用 M18×1.5 油面指示器 选用游标尺 M12 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳. 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M18×1.5 根据《机械设计基础课程设计》表 5.3 选择适当型号: 起盖螺钉型号:GB/T5780 M18×30,材料 Q235 高速轴轴承盖上的螺钉:GB5783~86 M8X12,材料 Q235

低速轴轴承盖上的螺钉:GB5783~86 M8×20,材料 Q235 螺栓:GB5782~86 M14×100,材料 Q235 箱体的主要尺寸: : (1)箱座壁厚 z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取 z=8 (2)箱盖壁厚 z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45 取 z1=8 (3)箱盖凸缘厚度 b1=1.5z1=1.5×8=12 (4)箱座凸缘厚度 b=1.5z=1.5×8=12 (5)箱座底凸缘厚度 b2=2.5z=2.5×8=20 (6)地脚螺钉直径 df =0.036a+12= 0.036×122.5+12=16.41(取 18) (7)地脚螺钉数目 n=4 (因为 a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径 d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取 14) 18=9.9 (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× (取 10) (10)连接螺栓 d2 的间距 L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直 d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取 8) (12)检查孔盖螺钉 d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取 6) (13)定位销直径 d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8 (14)df.d1.d2 至外箱壁距离 C1 (15) Df.d2 (16)凸台高度:根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操 作为准。 (17)外箱壁至轴承座端面的距离 C1+C2+(5~10) (18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离:>9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离:=12 mm (20)箱盖,箱座肋厚:m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径∶D+(5~5.5)d3 D~轴承外径 (22)轴承旁连接螺栓距离:尽可能靠近,以 Md1 和 Md3 互不干涉为准,一般取 S=D2.

九、润滑与密封 1.齿轮的润滑 采用浸油润滑,由于为单级圆柱齿轮减速器,速度 ν<12m/s,当 m<20 时,浸 油深度 h 约为 1 个齿高,但不小于 10mm,所以浸油高度约为 36mm。

2.滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 3.润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用 GB443-89 全损耗系统用油 L-AN15 润滑油。 4.密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密 封圈型号按所装配轴的直径确定为 GB894.1-86-25 轴承盖结构尺寸按用其定位 的轴承的外径决定。

十、设计小结 课程设计体会 课程设计都需要刻苦耐劳, 努力钻研的精神。 对于每一个事物都会有第一次的吧, 而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重,挫折不断到一步一步克服,可 能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关;最后出成果的瞬间是喜 悦、是轻松、是舒了口气! 课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固,许多计算方法、公 式都忘光了,要不断的翻资料、看书,和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦,有 时还会有放弃的念头,但始终坚持下来,完成了设计,而且学到了,应该是补回 了许多以前没学好的知识,同时巩固了这些知识,提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录 [1]《机械设计基础课程设计》,高等教育出版社,陈立德主编,2004 年 7 月第 2 版; [2] 《机械设计基础》,机械工业出版社 胡家秀主编 2007 年 7 月第 1 版


相关文章:
香港久久有限公司简介
香港久久有限公司简介 - 香港久久有限公司简介 公司背景 香港久久有限公司(下文简称香港久久)是久久生态圈的核心金融品牌。久久生 态圈起源于马来西亚,创始人为...
正宗久久鸭配方
正宗久久鸭配方 - 正宗久久鸭配方 请务必不 把市场上的鸭脖与本站提供的相比,本站引进的配方多次试验, 请务必不要把市场上的鸭脖与本站提供的相比,本站引进的...
久久系列会计核算软件简易操作流程
久久系列会计核算软件 简易操作流程及主要功能介绍编写目的:我们将本会计软件的简易操作流程和主要功能介绍列举如下, 编写目的:我们将本会计软件的简易...
长长久久的祝福短信
2.14 情人节祝福短信:愿你我爱情长长久久 爱你一万年-夸张,爱你五千年-无望,爱你一千年-荒唐,爱你一百年-太长,接连爱你 70 年-只要我身体健康,这是我最...
香港久久开户疑问详细解说
香港久久开户疑问详细解说 - 香港久久开户问答 1、开立账户是否需要收费,有没有最低入金金额要求? 香港久久提供免费快速开户服务,最低入金金额为 100 美元。 2、...
手腕扭伤久久不愈
手腕扭伤久久不愈 - 手腕扭伤久久不愈?三角纤维软骨损伤 超声波治疗于三角纤维软骨复合体(图一) 肌能系贴扎可以承托腕关节(图二) 手腕关节稳定性训练(图三) ...
香港久久入金疑问详细解说
香港久久入金疑问详细解说 - 香港久久入金疑问详细解说 1、怎样申请入金? 在香港久久官方网站登录,进入用户中心,即可申请入金,入金业务工作日内 24 小时 自助...
那件事让我久久不能忘怀
那件事让我久久不能忘怀 - 那件事让我久久不能忘怀 在我六年的小学时光中,总有一件事环绕在我的心头,有 时做梦都会梦见,这件事让我明白了什么是宽容,下面...
九月九久久怀念毛泽东
九月九久久怀念毛泽东 - 九月九,久久怀念毛泽东 1976 年 9 月 9 日,是中国历史上最不幸的一天。中华人民共和国 的缔造者,毛泽东主席永远地离开了我们,离开了他...
香港久久异常交易详细解说
香港久久异常交易详细解说 - 香港久久异常交易详细解说 网络延迟、网络故障、计算机故障、报价误差或报价系统漏洞,均有可能造成交易平台上的 报价无法准确地反映实时...
更多相关标签: