一级圆柱斜齿轮减速器课程设计
一级圆柱斜齿轮减速器
目 录
1机械设计基础课程设计设计任务书---------------------------------------------------- 3 2课程设计报告内容------------------------------------------------------------------------------- 4
3电动机的选择,传动系统的运动和动力参数计算------------------------------ 5 4传动零件的设计计算---------------------------------------------------------------------------- 6 5轴的设计计算--------------------------------------------------------------------------------------- 8 6键联接的选择--------------------------------------------------------------------------------------- 12 7滚动轴承的选择和计算------------------------------------------------------------------------ 12 8联轴器的选择--------------------------------------------------------------------------------------- 12 9箱体的设计------------------------------------------------------------------------------------------- 13 10润滑方法和密封装置,润滑油牌号的选择及装油量计算------------------ 14 12设计小结--------------------------------------------------------------------------------------------- 14 13参考文献--------------------------------------------------------------------------------------------- 14
机械设计基础课程设计设计任务书
1、课程设计目的:
1)综合运用机械设计及其它有关先修课程,如机械制图、测量与公差配合、金属材料与热处理、工程力学等的理论和生产实际知识进行机械设计训练,使理论和实际结合起来,使这些知识得到进一步巩固、加深和拓展;
2)学习和掌握机械设计的一般步骤和方法,培养设计能力和解决实际实际问题的能力; 3)进行基本技能的训练,对计算、制图、运用设计资料(如手册、图册、技术标准、规范等)以及进行经验估算等机械设计方面的基本技能得到一次综合训练,提高技能水平。
2.课程设计题目描述和要求:
设计题目: 完成带式运输机传动装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速器的设计。 已知数据: 运输带拉力: F=7000N 运输带速度: V=1.05m/s 卷筒直径: D=270mm
注 意: 连续单向运转,工作平稳无过载
3.运动简图:
4.设计工作量:
设计说明书 1 份; 减速器装配图 1 张; 减速器零件图 2 张。
指导老师:xxx
开始日期:2006-1-1 完成日期:2006-1-20
课程设计报告内容
1)传动方案的分析、拟订:
根据设计的要求,分析制定合理的传动方案:
方案:电机->带传动->单级圆柱斜齿轮减速器->工作机(圆筒)
2)电动机的选择(类型、具体型号),传动比分配; 原始条件和数据:
输送带工作拉力F=7000N,输送带速度V=1.05m/s,滚筒直径D=270mm,输送带滚筒的传动效率(输送机工作效率)ηw=0.97
a) 确定电动机的类型
按工作要求和条件选用最常用的 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 b) 确定电动机功率 工作机所需功率Pw(KW)按下式计算:
代入数据得: Pw=7.82kw
c)电动机的输出功率: Pο=
Pw
η
其中η为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率,包括V带传动、一对齿轮传动、两对滚动轴承及联轴器的效率,η值计算如下:η=ηbηgηrηc
由表查得V带传动效率ηb=0.95,一对齿轮传动效率ηg=0.97,一对滚动球轴承效率ηr=0.99,联轴器效率值ηc=0.98计算得: η=0.95×0.97×0.992 ×0.98=0.885 所以 Pο=
Pw
η
=
7.820.885
=8.84kw
根据Pο 选取电动机的额定功率Pm使出Pm=(1~1.3), Pο=8.84~11.487kw , 得电动机的额定功率为: Pm=11kw
(3)选择电动机的转速
先计算工作装置主轴的转速,也就是滚筒的转速: nw=
60Vw
πD
=74.31r/min
确定传动比的范围,取V带传动比ib=2~4 ,单级圆柱齿轮传动比ig=3~5, 则总传动比i 的范围为 ::
i=(23)~(4×5)=6~20
电动机的转速范围应为: n’ =i×nw=(6~20)×74.31=445.9~1486.2
在这个范围内的电动机的同步转速有两种,综合考虑电动机和传动装置的情况再确定最后的转速,为降低电动机的重量和成本,可选择同步转速位
根据同步转速查表确定电动机的型号为 Y-160L-6,其满载转速Nm =970r/min 此外,电动机的中心高,外形尺寸、轴伸尺寸等均可查表得出.
2.计算总传动比并分配各级传动比 (1)计算总传动比nm
i=
NnNm
=13.1
(2)分配各级传动比
为使带传动的尺寸不至过大,可取ib=3 ,则齿轮的传动比
ig=
iib
=4.4
计算传动装置的运动和动力参数(各轴的转速;各轴的功率;各轴的转距):
电动机轴:
P0=Pd=11kw ; n0=nm=970r/min ; T0=9550P0/n0=9550*11/970=108.3N·M
高速轴: P1=P0η
01=P0η1=11kw*0.97=10.67kw
n1=n0/i01=970/3=323.3r/min
T1=9550P1/n1=9550*10.67/323.3=315.18N.M
低速轴: P2=P1η
12=P1η2η3=10.67*0.99*0.97=10.25kw
n2=n1/ig=323.3/4.4=73.48r/min
T2=9550P2/n2=9550*10.25/73.48=1332.16NM
滚筒轴: P3=P2η
23=P2η1η3=10.25*0.97*0.97=9.64KW
n3=n2/i23=73.48/1=73..48r/min
T3=9550P3/n3=9550*9.64/73.48=1253NM
最后,将所计算的结果填入下表:
传动零件的设计计算
V型带传动的设计:
1) 确定设计功率P 根据工作情况,工况系数K=1.2,故:
Pd=KAP=1.2X11kW=13.2kW
2)选取V带带型 根据Pd、、 n1、选定B型. 3)计算传动比: i=3
4)确定带轮基准d1 d2 根据带型取主动轮基准直径dd1=140mm
取ε=0.02,则从动轮基准直径dd2=idd1(1-ε)=3×140(1-0.02)mm≈411.6mm,
取 dd2=400mm
实际传动比 i=从动轮实际转速n2==转速误差Δn2=5)验算带速v
v=
πdd1n160⨯1000
n1i
dd2dd1(1-τ)
=
400140(1-0.02)
≈2.92
=
9702.92
r/mm≈332.2r/mm
330-332.2
330
≈-0.0067=-0.67%,在允许范围内.
=7.11m/s
6)确定普通V带的基准长度Ldo和传动中心距a 根据0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2),初步确定
a0=600mm.
带所需的基准长度:
Ld0≈2a0+ (dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4 a0≈2076.4mm
选取Ld=2000mm.
计算实际中心距: a≈a0+
Ld-Ld0
2
=〔600+
2000-2076.4
2
〕mm=562mm
amin=a-0.015Ld =(562-0.015×2000)mm=532mm
amax=a + 0.03Ld=(562+0.03×2000)mm=622mm
7)验算小带轮包角a1 : 经计算主动轮上的包角合适.
8)计算普通V带的根数z根据 dd1=140mm 和n1=970r/min ,用内插法得单根B型V带的基本功率P1=2.11kW;根据n1=970r/min 和i=3,用内插法得B 型V 带额定功率的增量ΔP1=0.297kW;根据a=153.5° , 内插法得包角修正系数Ka=0.927;根据Ld=2000mm,得带长修正系数KL=0.98,则
z=Pd/[( P1+ΔP1) KaKL=11/[(2.11+0.297)×0.927×0.98≈5根 9)计算单根V带的预紧度F0 查表得q=0.17kg/m,则
F0=500〔
2.5Ka
2.50.927
115x7.11
-1〕+qv2=[500〔 -1〕+0.17×7.112]N≈223.6N
10)计算压轴力FQ: FQ = 2 F0zsin =2 × 223.4 × 5sin N≈2273.8N
11)带轮结构设计 带轮使用的是标准件,材料为铸铁HT150的椭圆轮式,小轮的直径是140mm,大轮的直径是400mm。
齿轮的设计
1)选择材料及精度等级.考虑普通减速器,无特殊要求,故采用软传动.选大、小齿轮材料均为45钢,小齿轮调质处理,硬度为260HBS;大齿轮正火处理,硬逼为230HBS,取齿轮传动精度等级为8级. 2)确定计算准则.该齿轮传动为软齿轮面的闭式传动,先按齿面接触疲劳强度设计,然后按齿根弯曲疲劳强度校核.
3)按齿面接触疲劳强度设计.
a≥47.6ζa(u+1)
A修正系数 ζa=1 B载荷系数 K=1.2 C小轮传递的转矩T1
D齿宽系数 ψa=0.4 E许用接应力[σH]
KT1
ψdu[σH]
2
T1=9550⨯P
n
=9550⨯10.67
323.3
=315182.5N⋅mm
[σH]=0.9σHlim
查得σHlim1=600MPa; σHlim2=560 MPa。则许用接应力为: [σH]1=0.9σHlim1 =0.9×600MPa =540MPa [σH]2=0.9σHlim2 =0.9×560MPa =504 MPa 取较小值[σH]2 代入
1)按齿面接触疲劳强度设计 A. 求中心距a.
数取 a≥47.6ζa(u+1)
KT1
ψdu[σH]
2
对斜齿轮传动,载荷系K=1.2则 a≥246mm; 圆整为a=250mm
B..确定法向模数mn和齿数z1,z2以及螺旋角β .初取mn=(0.01~0.02)a=(0.01~0.02)×250mm=2.5~5mm.取mn=2.5mm、3mm、4mm、5mm
以上三种方案均能满足要求,但综合考虑,方案2的模数和齿数都比较合适,故选用方案 ,
z1=30, z2=133 , mn=3mm , β=12.04°
C,计算传动主要尺寸
分度圆直径 d1= mn Z1 /cosβ=92mm : d2= mn Z2 /cosβ=408mm 中心距 a= mn (Z1 + Z2)/2cosβ=mm=250mm 齿宽 b =ψaa=100mm
故取 b1=105mm , b2=100mm D,计算圆周速度v
V=πn1 d1 /(60×1000) =1.56m/s 选齿轮传动精度为8级. 2)校核齿根弯曲疲劳强度. σF= YFS≤[σF]1
33
因
zv1= Z1 /cosβ=32 ; Zv2= Z2 /cosβ= 142.25 查表得YFS1=4.21 ; YFS2=3.98,则
σF1= 1.9K T1 YFS2/(b m2n Z1) =44.36MPa
σ
F2=σF1 YFS2/ YFS1=41.94MPa
故齿根弯曲疲劳强度足够.
轴的设计计算
由前面的计算可知:电动机功率P=11KW,转速n=970r/min,V带传动比i带=3.各级持;齿
1)根据工作条件选择轴材料并确定所需要最小直径
由机械设计手册,选取轴的材料为45钢,调质处理,抗拉强度:σb=650 MPa; 许用弯曲应力:[σ-1]=60MPa;弯曲疲劳极限:σ-1=270 MPa; 确定轴上零件的装配方案: 2)计算齿轮受力
转矩: T2圆周力: Ft
=9.55⨯10
6
Pn2
=9.55⨯10⨯
6
10.67323.3
=315182.5Nmm
=
2T2d2
=
2⨯315182.5
394
=1599.9N
径向力: Fr轴向力: Fa
=Ft
tanαncosβ
=1599.9⨯
tan20cos12
o
oo
=595.3N
=Fttanβ=1599.9⨯tan12
=340N
根据轴上零件的安装和固定要求初步确定,设有7个轴段 3)估计轴的最小直径,选用联轴器型号。取A=110,得:
d≥Ap2n2
=dmin=APn
=AP2n2
=110⨯10.67323.3
=35.28mm
输出轴的最小直径dmin显然是安装联轴器处轴的直径(参见图)。考虑轴上有一键槽,将轴径增大3%,即dmin=35.28(1+0.03)=36.3mm。取dmin=38mm
为使dmin。与联轴器孔径相适应,需同时选联轴器型号。为补偿轴的可能位移,选择弹性柱销联轴器,其计算转矩Tca=KA·T2,查表,考虑工作转矩变化很小,故取Ka=1.3,则Tca =KA·T2:=1.3x315.18N·m=409737.25N·mm
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件,查标准GB/T5014—85,选用HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为650N·mm,半联轴器的孔径为50mm,半联轴器的长度为82mm,与轴配合的毂孔长度为64mm。 4)轴的结构设计
a.拟定轴上零件的装配方案。本题的装配方案,已在前面分析比较,如图所示的装配方案,轴的结构简图如图所示。
b.根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。具体步骤如下:
联轴器处轴段①的直径d1和长度L1:由所选联轴器毂孔直径可知d1=38;为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,L1应比联轴器毂孔长度略短,故取L1=60mm。
左端轴承端盖处轴段②的直径d2和长度L2:因联轴器右端用轴肩定位,按dl=38mm,轴肩高度h=(0.07~0.1) d1=2.66~3.8mm,取h=3.5mm,则d2=(38+2x 3.5)mm=45mm。故l2=40mm。 轴承处轴段3及轴段7的直径d3、d7和长度l3、l7:因轴承同时承受径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子轴承,为便于轴承从左端装拆,轴承内径d3应稍大于d2,,并符合滚动轴承标准内径,故取d3=50mm,初定轴承型号为30210.两端轴承相同,故取d7=50mm。l3=48mm。右端l7=T=22mm。
齿轮处轴段④和轴段⑥考虑齿轮装入,轴承处平台直径d3,并取标准直径(GB2822—81),故取直径d4和长度l4:d4=d6=55mm, l4=l6=20mm
轴环处轴段⑤的直径d5和长度l5:考虑齿轮从左端装入,齿轮孔径应稍大于轴承处直径d3,并取标准直径(GB2822—81),故d5=105mm。根据轴段长度比齿轮轮毂宽度小2mm,而齿轮宽b=80mm,故确定l4=(105一2)mm=103mm。
c.轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向固定均采用A型普通平键联接。齿轮处按d4=71mm,采用键20x70GB/T1096—79,截面尺寸bxh=20x12,为保证齿轮与轴配合有良好的对中性,选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6;轴器处按d=50,采用键14x70GB/T1096—79,截面尺寸bxh=14x 9,半联轴器与轴的配合为H7/k6。
滚动轴承与轴的周向固定是借过渡配合来保证的,此处滚动轴承内圈与轴的配合采用基孔制,轴的直径尺寸公差为m6。
d.确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表各轴肩处的圆角半径如图所示取轴端倒角为2x45° 5)求轴上载荷 a.定跨距。在确定轴承支点位置时,应从轴承标准中查取a值,对于30313型圆锥滚子轴承,查得d=29mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=[(62+38—29)十(40十10+99+36—29)]mm=(71+156)mm=227mm
b.作轴的计算简图并求轴的支反力。根据轴的结构简图,作出轴的计算简图水平面的支反力垂直面的支反力
求支座反力: R
HA
=RHB=
Ft2
=
1599.92
=800N
水平面支反力: RVB垂直面支反力: RVA
c 作弯矩图及转矩图 水平面弯矩图如图所示
Fa⨯=Fr⨯=
LL-Fr⨯L+Fa⨯L
d2
=70Nd2
=777N
MH=RBHxL2=800x40N·mm=32000 N·mm
垂直面弯矩图如图所示
MV1=RBVxL2=70x40 N·mm=2800 N·mm ;MV2=RDVXl3=525x71 N·mm=37275 N·mm
合成弯矩图如图所示
M1=
M
2
M+M
2H
+M
2V1
= 32122.3 N·mm ;
=M
2H2V2
= 49126.6 N·mm
转矩图如图所示 T=222514 N·mm 当量弯矩图如图所示
Me1=
M1+(αT)
2
2
=32124 N·mm ; Me2=M2=49126.6 N·mm
5)按弯扭合成应力校核轴的强度。由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面C处当量弯矩最大,是轴的危险截面。进行校核时,通常只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度,则 σe=Me1/W =591853/0.1x713MPa≈16.54MPa 前面已查得[σ-1]=55MPa。因此dc
低速轴的结构设计:
1)根据工作条件选择轴材料并确定所需要最小直径
低速轴上的功率: P3=P1 ηr ηg = 10.25KW 确定轴上零件的装配方案: 2)计算齿轮受力
转矩: T2=9.55⨯10圆周力: F
t=
2T2d2
=
6
Pn2
=9.55⨯10⨯
6
10.2573
=1340924Nmm
302700408
=1483N
径向力: Fr轴向力: Fa
=Ft
tanαncosβ
=1483⨯
tan20cos12
oo
=550.4N
=Fttanβ=1599.9⨯tan12
o
=315.2N
根据轴上零件的安装和固定要求初步确定,设有6个轴段 3)估计轴的最小直径,选用联轴器型号。取A=110,得:
dmin=APn
=A3
P1n1
=110⨯10.2573.48
=57mm
输出轴的最小直径dmin显然是安装联轴器处轴的直径。考虑轴上有一键槽,将轴径增大3%,即dmin=57×(1+0.03)=58.78mm。取dmin=59mm
为使dmin。与联轴器孔径相适应,需同时选联轴器型号。为补偿轴的可能位移,选择弹性柱销联轴器,其计算转矩Tca=KA·T2,查表,考虑工作转矩变化很小,故取Ka=1.3,则Tca =KA·T2:=1.3x1340924N·m=145151.72N·mm
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件,查标准GB/T5014—85,选用HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为650N·mm,半联轴器的孔径为50mm,半联轴器的长度为112mm,与轴配合的毂孔长度为80mm。
4)轴的结构设计
a.拟定轴上零件的装配方案。本题的装配方案,已在前面分析比较,如图所示的装配方案,轴的结构简图如图所示。
b.根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。具体步骤如下:
联轴器处轴段①的直径d1和长度L1:由所选联轴器毂孔直径可知d1=60;为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,L1应比联轴器毂孔长度略短,故取L1=80mm。
左端轴承端盖处轴段②的直径d2和长度L2:因联轴器右端用轴肩定位,按dl=60mm,轴肩高度h=(0.07~0.1) d1=4.2~6mm,取h=6mm,则d2=(60+2x 6)mm=72mm。故l2=96mm。 轴承处轴段3及轴段6的直径d3、d7和长度l3、l7:因轴承同时承受径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子轴承,为便于轴承从左端装拆,轴承内径d3应稍大于d2,,并符合滚动轴承标准内径,故取d3=77mm,初定轴承型号为30215.两端轴承相同,故取d6=77mm。l3=40mm。右端l6=T=78mm。
齿轮处轴段④的直径d4和长度l4:d4 =111,取l4=25mm。
轴环处轴段⑤的直径 和长度l5:考虑齿轮从左端装入,齿轮孔径应稍大于轴承处直径d3,并取标准直径(GB2822—81),故取d4=111mm。根据轴段长度比齿轮轮毂宽度小2mm,而齿轮宽b=105mm,故确定l4=(111一2)mm=109mm。
c.轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向固定均采用A型普通平键联接。齿轮处按d5=109mm,采用键20x70GB/T1096—79,截面尺寸bxh=28x16,为保证齿轮与轴配合有良好的对中性,选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6;轴器处按d=50,采用键14x70GB/T1096—79,截面尺寸bxh=28x16,半联轴器与轴的配合为H7/k6。
滚动轴承与轴的周向固定是借过渡配合来保证的,此处滚动轴承内圈与轴的配合采用基孔制,轴的直径尺寸公差为m6。
d.确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表各轴肩处的圆角半径如图所示取轴端倒角为2x45° 5)求轴上载荷
a.定跨距。在确定轴承支点位置时,应从轴承标准中查取a值,对于30313型圆锥滚子轴承,查得d=29mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=[(62+38—29)十(40十10+99+36—29)]mm=(71+156)mm=227mm
b.作轴的计算简图并求轴的支反力。根据轴的结构简图,作出轴的计算简图水平面的支反力垂直面的支反力
水平面支反力: RHA
=RHB=
LFt2
=
14832
d2
=741.5N
垂直面支反力: RVB
c 作弯矩图及转矩图 水平面弯矩图如图所示
Fa⨯=
-Fr⨯L
=516N ;R=F-R=480 DVrBV
MH=RBHxL2 =71184 N·mm 垂直面弯矩图如图所示
MV1=RBVxL2=49536 N·mm ; MV2=RDVXl3=19200 N·mm
合成弯矩图如图所示
M1=
M
2
H
2V1
+M
=86723.6 N·mm ; M
2
=M
2H
+M
2V2
=73727.9 N·mm
T=1340924 N·mm
Me1=
M2+(αT)
2
2
=674503N·mm ; Me2=M2=73727.9 N·mm
合成弯矩图如图所,示转矩图如图所示,当量弯矩图如图所示: 5)按弯扭合成应力校核轴的强度。由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面C处当量弯矩最大,是轴的危险截面。进行校核时,通常只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度,则
σe=Me1/W =591853/0.1x713MPa≈16.54MPa 前面已查得[σ
-1
]=55MPa。因此dc
-1
],故安全。
键联接的选择和校核
大健:b=28mm,h=16mm,L=30mm : 高速轴的连接键:b=12mm,h=8mm,L=20mm 低速轴的连接键:b=18mm,h=11mm,L=25mm 强度满足要求 滚动轴承的选择和计算
低速轴:试选30215轴承,轴颈直径d=40mm,转速n=73.48r/min,径向载荷Fr=1770N,Fa=720N,预期使用寿命L’10h=6000h.由手册查得Cr=43500N,C0r=25300N,则: Fa/C0r=720/25300=0.028 Fa/Fr=720/1770=0.407.
由表按Fa/C0r=0.028,取e=0.21。由于Fa/Fr>e,则X=0.56,Y=2.08。所以当量动载荷 Pr=XFr+YFa=0.56×1770+2.08×720=2490N.
由表取温度系数和载荷系数分别为fr=1,fd=1.2,则:Cr’=fdP/ft(60nL10’h/1000000)¼=30300N. 低速轴d5,d2处用30215型轴承,d=50mm,
高速轴:试选30210轴承,轴颈直径d=35mm,转速n=323.3r/min,径向载荷Fr=1870N,Fa=820N, 预期使用寿命L’10h=6000h.由手册查得Cr=45300N,C0r=27500N,则: Fa/C0r=820/27500=0.029 Fa/Fr=820/1870=0.438.
由表按Fa/C0r=0.029,取e=0.21。由于Fa/Fr>e,则X=0.56,Y=2.08。 所以当量动载荷 Pr=XFr+YFa=0.56×1870+2.08×820=2752N.
由表取温度系数和载荷系数分别为fr=1,fd=1.3,则:Cr’=fdP/ft(60nL10’h/1000000)¼=30500N. 高速轴d2,d5处用30210型轴承,d=75mm,
类型:圆锥滚子轴承
低速轴d5,d2处用30313型轴承,d=50mm,D=90mm, B=20mm 高速轴d2,d5处用30210型轴承,d=75mm,D=130mm,B=22mm
联轴器的选择和校核
装联轴器选YL7的凸缘联轴器(GB/T 583—1986)
箱体的设计
润滑方法和密封装置,润滑油牌号的选择及装油量计算
齿轮转动的润滑使用浸油润滑,滚动轴承的润滑使用喷油润滑,润滑剂的选择为润滑油,减速器的密封 使用O形橡胶圈密封,轴承室内侧内的密封,使用封油环,箱盖与箱座接合面的密封,涂密封胶密封
设计小结。
本学期的课程设计告一段落了,短短两周的时间很可能是我走向社会,走向工作的一个缩影,遇到难题,积极求证,分析
问题,解决问题…一系列的过程不仅让我体会到了面对问题无从下手的尴尬,也让我体味到问题迎刃而解的喜悦.
在过去的学习中,我并没有真正了解设计过程具体是怎么进行的,也没有意识到细节环节对整个设计的重要性。比如,在电动机的选择上,由于选择不够谨慎,导致选择了错误的电机,后来用了整晚的时间来重新计算和更改数据;在轴的设计上,因为轴的强度不合格和键选择不合理,我对其中的两根轴进行了两次改动,花了大量时间;在绘制标准件时,一开始没有查阅相关资料,导致后来花了很多时间进行修改;装配图和零件图上,中心线、阴影线以及尺寸的标注也出了不少问题。
我用的是AutoCAD画的图,与此同时还使用了今学期学得Pro/E作三维得设计。理论上计算机画图要比手工画图简单,但这不是绝对的。比如,由于不是一次成形,计算机画图需进行比例调整,
对所画的图在图纸中的位置需进行不停的更改,因此也会花掉不少时间。但对于计算机操作比较熟练的人来说这并不是什么问题。
经过这么长时间使用AutoCAD和Pro/E,我对CAD也有了进一步的了解,对CAD的功能都能熟练掌握,对辅助功能也能很好的运用。但是要想真正的掌握CAD的全部功能,还需要大量的练习才行。这次的课程设计给了我又一次认识自我的机会,让我学会了从更多角度分析解决问题,设计的过程中也积攒了一些相关的项目经验,我想对我以后的实际操作肯定会有很大帮助的.
参考文献
《机械设计综合课程设计》
机械工业出版社2003年6月第1版第1次印刷
《机械设计基础》
北京理工大学出版社2004年2月第1版第1次印刷
《机械设计手册》
化学工业出版社2004年1月第1版第1次印刷 《计算机绘制工程图AUTOCAD2000应用教程与实例》
华南理工大学出版社2003年3月第1版第1次印刷 《AUTOCAD机械零件绘制》
人民邮电出版社2004年6月第1版第1次印刷