9级分级变速主传动系统的设计【N=45~710;Z=9级;公比为1.41;P=4kW;电机转速n=1440含3张CAD图】
9级分级变速主传动系统的设计【N=45710;Z=9级;公比为1.41;P=4kW;电机转速n=1440含5张CAD图】【需要咨询购买全套设计请加QQ1459919609】图纸预览详情如下:
1宁XX 大学课 程 设 计 (论 文 )分级变速主传动系统设计(题目 2)所 在 学 院专 业班 级姓 名学 号指 导 老 师年 月 日2摘 要本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法,根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标,拟定变速系统的变速方案,以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中,为减少齿轮数目,简化结构,缩短轴向尺寸,用齿轮齿数的设计方法是试算,凑算法,计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究,绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词 分级变速;传动系统设计,传动副,结构网,结构式,齿轮模数,传动比4目 录摘 要.2目 录.4第 1 章 绪论.71.1 课程设计的目的 .71.2 课程设计的内容 .71.2.1 理论分析与设计计算 .71.2.2 图样技术设计 .71.2.3 编制技术文件 .71.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 .81.3.1 课程设计题目和主要技术参数 .81.3.2 技术要求 .8第 2 章 运动设计.92.1 运动参数及转速图的确定 .92.1.1 转速范围 .92.1.2 转速数列 .92.1.3 确定结构式 .92.1.4 确定结构网 .92.1.5 绘制转速图和传动系统图 .102.2 确定各变速组此论传动副齿数 .102.3 核算主轴转速误差 .11第 3 章 动力计算.133.1 带传动设计 .133.2 计算转速的计算 .183.3 齿轮模数计算及验算 .193.5 主轴合理跨距的计算 .23第 4 章 主要零部件的选择.244.1 电动机的选择 .2454.2 轴承的选择 .244.3 变速操纵机构的选择 .25第 5 章 校核.255.1 轴的校核 .255.2 轴承寿命校核 .27第 6 章 结构设计及说明.286.1 结构设计的内容、技术要求和方案 .286.2 展开图及其布置 .28结 论.29参考文献.30致 谢.316第 1 章 绪论1.1 课程设计的目的机械系统设计课程设计是在学完本课程后,进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计,使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识,及生产实习等实践技能,达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计,分析比较机械系统中的某些典型机构,进行选择和改进;结合结构设计,进行设计计算并编写技术文件;完成系统主传动设计,达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计,掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法,达到积累设计知识和设计技巧,提高学生设计能力的目的。通过设计,使学生获得机械系统基本设计技能的训练,提高分析和解决工程技术问题的能力,并为进行机械系统设计创造一定的条件。1.2 课程设计的内容机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1 理论分析与设计计算(1)机械系统的方案设计。设计方案的分析,最佳功能原理方案的确定。(2)根据总体设计参数,进行传动系统运动设计和计算。(3)根据设计方案和零部件选择情况,进行有关动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计(1)选择系统中的主要机件。(2)工程技术图样的设计与绘制。1.2.3 编制技术文件(1)对于课程设计内容进行自我经济技术评价。(2)编制设计计算说明书。71.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求1.3.1 课程设计题目和主要技术参数题目 2:分级变速主传动系统设计技术参数:Nmin=45r/min;N max=710r/min;Z=9 级;公比为 1.41;电动机功率 P=4kW;电机转速 n=1440r/min1.3.2 技术要求(1)利用电动机完成换向和制动。(2)各滑移齿轮块采用单独操纵机构。(3)进给传动系统采用单独电动机驱动。8第 2 章 运动设计2.1 运动参数及转速图的确定2.1.1 转速范围Rn= = =15.78minaxN457102.1.2 转速数列转速数列。查机械系统设计表 2-9 标准数列表,首先找到 45r/min、然后每隔5 个数取一个值(1.41=1.06 6) ,得出主轴的转速数列为45r/min、63r/min、90r/min、125r/min、180r/min、 250 r/min,355 r/min,500 r/min, 710 r/min 共 9 级。2.1.3 确定结构式对于 Z=9 可分解为:Z=3 133。2.1.4 确定结构网根据“前多后少” , “先降后升”,前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案Z=3133,易知第二扩大组的变速范围 r= (P2-1)x=1.413=7.858 满足要求,其结构网如图 2-1。9图 2-1 结构网 2.1.5 绘制转速图和传动系统图(1)选择电动机:采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。(2)绘制转速图:10转速图(3)画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数,画主传动系统图如图 2-3:1-2 轴最小中心距:A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz 100-120,中型机床 Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮 Zmin 18-2011图 2-3 主传动系统图(7)齿轮齿数的确定。据设计要求 Zmin1820,由表 4.1,根据各变速组公比,可得各传动比和齿轮齿数,各齿轮齿数如表 2-2。表 2-2 齿轮齿数基本组 第一扩大组传动比1:41 1:2 1:2.78 2:1 1:1.41 1:4代号 Z1Z Z2Z Z3Z Z4Z Z5Z Z6Z 齿数 30 42 24 48 19 53 66 33 41 58 20 792.3 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差,一般不应超过10( -1),即10( -1)n标 准 转 速标 准 转 速实 际 转 速 12对 Nmax=710r/min,实际转速 Nmax=1440 =697.96r/min 28095436则有=1.64.171096.因此满足要求。同理,根据计算得出其他各组的数据如下表:因此满足要求。各级转速误差n 710 500 350 250 180 125 90 63 45n 697. 507 357.5 253.5 183.4 126.75 91.7 71.35 45.63误差 1.6 1.4 2.1 1.4 2.1 1.4 2.1 0.49 1.4所有计算结果都小于 4.1,因此不需要修改齿数。13第 3 章 动力计算3.1 带传动设计输出功率 P=4kW,转速 n1=1440r/min,n2=500r/min3.1.1 计算设计功率 Pd edAdPK表 4 工作情况系数 AK原动机类 类一天工作时间 /h工作机 101016 1601016 16载荷平稳液体搅拌机;离心式水泵;通风机和鼓风机() ;离心式压缩机;7.5kW轻型运输机1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3载荷变动小带式运输机(运送砂石、谷物) ,通风机( ) ;发电机;旋7.5k转式水泵;金属切削机床;剪床;压力机;印刷机;振动筛1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4载荷变动较大螺旋式运输机;斗式上料机;往复式水泵和压缩机;锻锤;磨粉机;锯木机和木工机械;纺织机械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6载荷变动很大破碎机(旋转式、颚式等) ;球磨机;棒磨机;起重机;挖掘机;橡胶辊压机1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.814根据 V 带的载荷平稳,两班工作制(16 小时) ,查机械设计P 296表 4,取 KA1.1。即 1.4.kWdAedPK3.2 选择带型普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计P297 图1311 选取。根据算出的 Pd4.4kW 及小带轮转速 n11440r/min ,查图得:d d=80100 可知应选取 A 型 V 带。3.3 确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P 298表 137 查得,小带轮基准直径为 80100mm则取 dd1= 95mm ddmin.=75 mm(d d1根据 P295表 13-4 查得)表 3 V 带带轮最小基准直径 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 50021 240=.8,=95.873.5dd所 以 15由机械设计P 295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ,得 =280mm2d 误差验算传动比: ( 为弹性滑动率)2180=3.()95(12%)di误 误差 符合要求13.0%4.5i误 带速 1142v=7.3/606dnms满足 5m/s300mm,所以宜选用 E 型轮辐式带轮。总之,小带轮选 H 型孔板式结构,大带轮选择 E 型轮辐式结构。带轮的材料:选用灰铸铁,HT200。3.7 确定带的张紧装置选用结构简单,调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.8 计算压轴力由机械设计P 303表 1312 查得,A 型带的初拉力 F0131.55N,上面已得到=158.67o,z=4,则1a 1a158.672sin=43.sinN=34.22ooFz对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高,以减17少带的磨损。转速高时要进行动平衡,对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板(轮辐)和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘,轮缘是带轮的工作部分,用以安装传动带,制有梯形轮槽。由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40,为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小,故规定普通 V 带轮槽角 为 32、34 、36、38(按带的型号及带轮直径确定),轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂,是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅(腹板),用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通 V 带轮的轮槽尺寸(摘自 GB/T13575.1-92) 槽型 项目 符号 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 对应的基准直径 d d - 80 118 190 315 475 600 轮 槽 角 极限偏差 1 0.5 V 带轮按腹板(轮辐)结构的不同分为以下几种型式: 18(1) 实心带轮:用于尺寸较小的带轮(d d(2.5 3)d 时),如图 7 -6a。 (2) 腹板带轮:用于中小尺寸的带轮(d d 300mm 时),如图 7-6b。 (3) 孔板带轮:用于尺寸较大的带轮(d dd) 100 mm 时),如图 7 -6c 。 (4) 椭圆轮辐带轮:用于尺寸大的带轮(d d 500mm 时),如图 7-6d。(a) (b) (c) (d)图 7-6 带轮结构类型根据设计结果,可以得出结论:小带轮选择实心带轮,如图(a),大带轮选择腹板带轮如图(b)3.2 计算转速的计算(1)主轴的计算转速 nj,由公式 n =n 得,主轴的计算转速jmi)13/(znj=90r/min。(2)确定各传动轴的计算转速。轴共有 3 级转速:160 r/min、224r/min、315 r/min。若经传动副 Z / Z 传动主轴,则只有 315r/min 传递全功率;若经传动副 Z / Z6 5传动主轴,全部传递全功率,其中 160r/min 是传递全功率的最低转速, 故其计算转5速 n j=160 r/min; 轴有 1 级转速,且都传递全功率,所以其计算转速 n j=450 r/min。各计算转速入表。各轴计算转速(3) 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z 装在主轴上并具有 40、56、80r/min 共 3 级6轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 450 160 8019转速,其中只有 80r/min 传递全功率,故 Z j=80 r/min。6齿轮 Z 装在轴上,有 160-315 r/min 共 4 级转速,但经齿轮副 Z / Z 传动主轴,6 6则只有 315r/min 传递全功率,故 Z j=315r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速,6如表齿轮副计算转速序号Z1Z2Z3Z 4Z5Z6n j450 450 450 315 160 3153.3 齿轮模数计算及验算(1)模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数,选取负荷最重的小齿轮,按简化的接触疲劳强度公式进行计算,即 mj=16338 可得各组的模数321)(jjmnuzP式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数(mm) ;驱动电动机功率(kW) ;dN被计算齿轮的计算转速(r/min) ;jn大齿轮齿数与小齿轮齿数之比,外啮合取“+” ,内啮合取“-” ;u小齿轮的齿数(齿) ;1z齿宽系数, (B 为齿宽,m 为模数) , ;m410m材料的许用接触应力( ) 。j MPa得:基本组的模数 mj=3.5 第一扩大组的模数 mj=3.5(2)基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3齿数 30 42 24 48 19 5320分度圆直径 105 147 84 168 66.5 185.5齿顶圆直径 108.5 150.5 87.5 171.5 70 189齿根圆直径 100.6 142.6 79.6 163.6 62.12 181.1齿宽 24.5 24.5 24.5 24.5 24.5 24.5按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr,调质处理,硬度 241HB256HB,平均取260HB,大齿轮用 45 钢,调质处理,硬度 229HB256HB ,平均取 240HB。计算如下: 齿面接触疲劳强度计算:接触应力验算公式为jfsj MPauBnNKzm)()1(02832弯曲应力验算公式为:wswPaBYnz)(109235式中 N-传递的额定功率(kW) ,这里取 N 为电动机功率,N=3kW;-计算转速(r/min). =450(r/min) ;jnjm-初算的齿轮模数(mm), m=3.5(mm);B-齿宽(mm);B=24.5(mm);z-小齿轮齿数;z=19;u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.79;-寿命系数;sK=sTKnNq-工作期限系数;T21mTCnK016T-齿轮工作期限,这里取 T=15000h.;-齿轮的最低转速( r/min), =450(r/min)1n1n-基准循环次数,接触载荷取 = ,弯曲载荷取 =0C0C70C612m-疲劳曲线指数,接触载荷取 m=3;弯曲载荷取 m=6;-转速变化系数 ,取 =0.60nKnK-功率利用系数 ,取 =0.78NN-材料强化系数, =0.60q q-工作状况系数,取 =1.13K3K-动载荷系数, 取 =12 2-齿向载荷分布系数, =1 1 1Y-齿形系数, Y=0.386;-许用接触应力(MPa),取 =650 Mpa;jj-许用弯曲应力(MPa) ,取 =275 Mpa;w w根据上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa jj=78 Mpaww(3)扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z4 Z4 Z5 Z5 Z6 Z6齿数 66 33 41 58 20 7922分度圆直径 231 115.5 143.5 203 70 276.5齿顶圆直径 234.5 119 147 206.5 73.5 250齿根圆直径 226.6 111.12 139.12 198.6 65.6 272.12齿宽 25 25 25 25 25 25按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr,调质处理,硬度 241HB256HB,平均取 260HB,大齿轮用 45 钢,调质处理,硬度 229HB256HB ,平均取 240HB。同理根据基本组的计算,可得 =0.62, =0.77, =0.60, =1.1,nKNqK3=1, =1,m=3.5, =355;21jn可求得:=619 Mpa jj=135Mpa ww传动轴直径按扭转刚度用下式计算:d=1.64 (mm)4Tn或 d=91 (mm)4njN式中 d-传动轴直径(mm)Tn-该轴传递的额定扭矩(N*mm) T=9550000 ;JnNN-该轴传递的功率(KW)-该轴的计算转速jn-该轴每米长度的允许扭转角, =0.5 。01各轴最小轴径如表233.5 主轴合理跨距的计算由于电动机功率 P=4KW,根据 【1】表 3.20,前轴径应为 6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的 d2=( 0.70.9)d 1,取 d2=60mm。根据设计方案,前轴承为NN3016K 型,后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=120mm,主轴孔径为 30mm。轴承刚度,主轴最大输出转矩 T=9550 =9550 =318.3N.mnP45假设该机床为车床的最大加工直径为 300mm。床身上最常用的最大加工直径,即经济加工直径约为最大回转直径的 50%,这里取 60%,即 180mm,故半径为 0.09m;切削力(沿 y 轴) Fc= =4716N09.318背向力(沿 x 轴) Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F= =5272.65N2pC此力作用于工件上,主轴端受力为 F=5272.65N。先假设 l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分别为RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根据 文献【1】式 3.7 得:Kr=3.39 得前支承的刚度:K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ;K B= 785.57 N/ ; = =2.15mmBAK57.6主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm,故惯性矩为I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2查【1】图 3-38 得 =2.0,与原假设接近,所以最佳跨距 =1202.0=240mml0 0l轴 号 轴 轴最小轴径 mm 35 4024合理跨距为(0.75-1.5) ,取合理跨距 l=360mm。0l根据结构的需要,主轴的实际跨距大于合理跨距,因此需要采取措施增加主轴的刚度,增大轴径:前轴径 D=100mm,后轴径 d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承,后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第 4 章 主要零部件的选择 4.1 电动机的选择转速n144r/min,功率P4kW选择 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。由文献【3】附录 2 得:电动机型号为 Y112M-4,额定功率 4KW。由附录 3 得:安装尺寸 A=190mm,AB=245mm,HD=265mm。4.2 轴承的选择I轴:与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴:对称布置深沟球轴承6009III轴:后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.3 变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。25第 5 章 校核5.1 轴的校核(a) 主轴的前端部挠度 0.250.1sy(b) 主轴在前轴承处的倾角 rad容 许 值 轴 承(c) 在安装齿轮处的倾角 .容 许 值 齿65170850236851095D1.07 879il mL 平 均 总E 取为 ,52.MPa44 407(1)(1)35690()668dI434910.9253.922zpF Ndn主 计件 ( ),.57()yzN0.17()xzFN由于小齿轮的传动力大,这里以小齿轮来进行计算 4429102953.852)QPFmzn主计主 主 (将其分解为垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyF可得 2105(),647()zyFN801352)3ZMl NmA件25764(yyl件131025)xxFdA件主轴载荷图如下所示:26由上图可知如下数据:a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算(在垂直平面), ,1()6QZFabclyEI2()3ZFcylEI3(23)6zMcylEI230.17sz, ,()QZabIl齿 1 (2)6ZlcI齿 2 (3)ZlcI齿 35.9齿 齿 齿 2齿 3, ,()6QZFlEI轴 承 1 zFlEI轴 承 23ZMlI轴 承5.10轴 承 轴 承 轴 承 2轴 承 3计算(在水平面), ,1()6QyFabclEI2()3yFclEI3()(23)6yxclEI230.17sy27, ,()3QyFabEIl齿 1 (23)6yFlcEI齿 2()(3yxMlcEI齿 351.80齿 齿 齿 2齿 3, ,()6QylI轴 承 1 ylI轴 承 2()3yxlI轴 承5.轴 承 轴 承 轴 承 2轴 承 3合成: 20.18.sszyy2501齿 齿 齿 .3.轴 承 轴 承 Z轴 承 Y5.2 轴承寿命校核由 轴最小轴径可取轴承为 7008C 角接触球轴承,=3;P=XF r+YFaX=1,Y=0。对轴受力分析得:前支承的径向力 Fr=2642.32N。由轴承寿命的计算公式:预期的使用寿命 L10h=15000hL10h= = = hL 10hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524=15000h轴承寿命满足要求。28第 6 章 结构设计及说明6.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件(传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等) 、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置,用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制,一 0 般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外,着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求,刚度和抗震性的要求,传动效率要求,主轴前轴承处温度和温升的控制,结构工艺性,操作方便、安全、可靠原则,遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点,由于结构复杂,设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是:1 布置传动件及选择结构方案。2 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况,以便及时改正。3 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置,以确定各轴的受力点和受力方向,为轴和轴承的验算提供必要的数据。6.2 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序,假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I 轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案,一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束,齿根圆的直径必须大于离合器的外径,负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上,左边部分接通,得到一级反向转动,右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案,通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上,以免制动扭矩太大,是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要,关系到变速箱的轴向尺寸,减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。29结 论分级变速主传动系统设计的结构及部分计算,到这里基本结束了,由于笔者水平有限,加之时间仓促,仅对分级变速主传动系统主要部分进行设计和校核,定有许多地方处理不够妥当,有些部分甚至可能存在错误,望老师多提宝贵意见。经过这次课程设计,使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解,并且对设计工作有了更深入的认识。在设计过程中,得到 XX 老师的精心指导和帮助,在此表示衷心的感谢。30参考文献【1】候珍秀.机械系统设计.哈尔滨工业大学出版社,修订版;【2】 、于惠力 主编 机械设计 科学出版社 第一版【3】 、戴 曙 主编 金属切削机床设计 机械工业出版社【4】 、戴 曙 主编 金属切削机床 机械工业出版社 第一版【4】 、赵九江 主编 材料力学 哈尔滨工业大学出版社 第一版【6】 、郑文经 主编 机械原理 高等教育出版社 第七版【7】 、于惠力 主编 机械设计课程设计 科学出版社 31致 谢在设计成过程中,感谢很多人的帮助和指点,首先我要感谢我的母校的辛勤培育,感谢院系各位老师四年来的谆谆教诲,感谢他们默默的栽培我。本次设计是在我的导师 XX 教授的亲切关怀和悉心指导下完成的。他严肃的科学态度,严谨的治学精神,精益求精的工作作风,深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成,老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持,在此,谨向教师表示衷心的感谢和崇高的敬意!。此外,在毕业设计过程中,也得到了其他老师和同学的帮助,设计任务一直在很好的氛围中进行,在这里,也向他们表示真诚的感谢!再次向设计中所有提供过帮助的人表示感谢!
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9级分级变速主传动系统的设计【N=45~710;Z=9级;公比为1.41;P=4kW;电机转速n=1440含5张CAD图】
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