帶式輸送機(jī)傳動裝置課程設(shè)計

PAGE1.傳動裝置的總體方案設(shè)計1.1傳動裝置的運(yùn)動簡圖及方案分析1.1.1運(yùn)動簡圖表1—1原始數(shù)據(jù)學(xué)號03題號輸送帶工作拉力6.5輸送帶工作速度()0.85滾筒直徑3501.1.2方案分析該工作機(jī)有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機(jī)部為Y系列三相交流異步電動機(jī)?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。1.2電動機(jī)的選擇1.2.1電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式電動機(jī)選擇Y系列三相交流異步電動機(jī)，電動機(jī)的結(jié)構(gòu)形式為封閉式。1.2.2確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速由于電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速愈高，價格愈貴，所以選取的電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速不會太低。在一般械中，用的最多的是同步轉(zhuǎn)速為1500或1000的電動機(jī)。這里1500的電動機(jī)。1.2.3確定電動機(jī)的功率和型號1.計算工作機(jī)所需輸入功率由原始數(shù)據(jù)表中的數(shù)據(jù)得2.計算電動機(jī)所需的功率式中，為傳動裝置的總效率式子中分別為傳動裝置中每對運(yùn)動副或傳動副的效率。帶傳動效率一對軸承效率齒輪傳動效率聯(lián)軸器傳動效率滾筒的效率總效率取查[2]表9—39得選擇Y132M—4型電動機(jī)電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)如下：額定功率：滿載轉(zhuǎn)速:額定轉(zhuǎn)矩：最大轉(zhuǎn)矩：運(yùn)輸帶轉(zhuǎn)速1.3計算總傳動比和分配各級傳動比1.3.1確定總傳動比電動機(jī)滿載速率，工作機(jī)所需轉(zhuǎn)速總傳動比為各級傳動比的連乘積，即1.3.2分配各級傳動比總傳動比初選帶輪的傳動比，減速器傳動比取高速級齒輪傳動比為低速級齒輪傳動比的1.3倍，所以求的高速級傳動比=4，低速級齒輪傳動比=3.11.4計算傳動裝置的運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)1.4.1計算各軸的轉(zhuǎn)速傳動裝置從電動機(jī)到工作機(jī)有三個軸，依次為=1\*ROMANI,=2\*ROMANII,=3\*ROMANIII軸。1.4.2計算各軸的輸入功率1.4.3計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩傳動裝置參數(shù)見表1—2表1—2傳動裝置的運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速（r/min）輸入功率(kW)輸入轉(zhuǎn)矩(N·m)=1\*ROMANI5766.25103.62=1\*ROMANI=1\*ROMANI1446.06401.90=1\*ROMANI=1\*ROMANI=1\*ROMANI46.55.88127.612.傳動零部件的設(shè)計計算2.1帶傳動2.1.1確定計算功率并選擇V帶的帶型1.確定計算工率由[1]表8—7查的工作情況系數(shù)，故2.選擇V帶的帶型根據(jù)，由[1]圖8—11選用A型。2.1.2確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速1.初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由[1]表8—6和表8—8，取小帶輪的基。2.驗(yàn)算帶速。按[1]式（8—13）驗(yàn)算帶的速度因?yàn)?，故帶速合適。3.計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。由[1]式（8—15a）,計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑根據(jù)[1]表8—8，圓整為。2.1.3確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度1.根據(jù)[1]式（8—20）初定中心距為。2.由[1]式（8—22）計算所需基準(zhǔn)長度由[1]表8—2選帶輪基準(zhǔn)長度。3.按[1]式（8—23）計算實(shí)際中心距。中心距的變化范圍為。2.1.4驗(yàn)算帶輪包角2.1.5計算帶的根數(shù)1.計算單根V帶的額定功率由和，查[1]表8—4a得根據(jù)，和A型帶查[1]表8—4b得查的[1]表8—5得，表8—2得，于是2.計算V帶的根數(shù)Z取6根2.1.6確定帶的初拉力和壓軸力由表[1]表8—3得A型帶單位長度質(zhì)量，所以應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力壓軸力最小值2.1.7帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.帶輪材料的確定大小帶輪材料都選用HT2002.帶輪結(jié)構(gòu)形式小帶輪選用實(shí)心式，大帶輪選用孔板式（6孔）具體尺寸參照[1]表8—10圖8—14確定。大帶輪結(jié)構(gòu)簡圖如圖2—1圖2—12.2齒輪傳動（一）高速級齒輪傳動2.2.1選擇精度等級，材料及齒數(shù)1.運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故選用7級精度。2.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)2.2.2齒輪強(qiáng)度設(shè)計1.選取螺旋角初選螺旋角β=14°2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按[1]式（10—21）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得3）由[1]表10—7選取齒寬系數(shù)4）由[1]表10—6差得材料的彈性影響系數(shù)。5）由[1]圖10—21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6）由式[1]10—13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7）由[1]圖10—19取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力9）由[1]圖選取區(qū)域系數(shù)10）由[1]圖10—26查的，則11）許用接觸應(yīng)力（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得2）計算圓周速度3）計算齒寬b及模數(shù)4）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由[1]圖10—8查的動載系數(shù)；由表10—4查的；由表10—13查得；由表10—3差得。故載荷系數(shù)6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由[1]式（10—10a）得7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計由[1]式（10—17）（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）計算縱向重合度，從[1]圖10—28查的螺旋角影響系數(shù)3）計算當(dāng)量齒數(shù)4）查齒形系數(shù)由[1]表10—5查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由[1]表10—5查得；6）由[1]圖10—20c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限7）由[1]圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，8）計算彎曲許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式[1](10—12)得9）計算大小齒輪的大齒輪數(shù)值大。（2）設(shè)計計算由接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)。取以滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。為同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑計算齒數(shù)。取，則2.2.3幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距圓整為140mm。2.按圓整后的中心距修螺旋角因β值改變不大故參數(shù)不必修正。3.計算大小齒輪分度圓直徑4.計算齒輪寬度圓整后取2.2.4齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（中間軸大齒輪）因齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺寸按[1]圖10—39薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計。大齒輪結(jié)構(gòu)簡圖2—2圖2—2（二）低速級齒輪傳動2.2.5選擇精度等級，材料及齒數(shù)1.運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故選用7級精度。2.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)2.2.6齒輪強(qiáng)度設(shè)計1.選取螺旋角初選螺旋角β=12°2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按[1]式（10—21）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得3）由[1]表10—7選取齒寬系數(shù)4）由[1]表10—6差得材料的彈性影響系數(shù)。5）由[1]圖10—21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6）由式[1]10—13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7）由[1]圖10—19取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力9）由[1]圖選取區(qū)域系數(shù)10）由端面重合度近似公式算得11）許用接觸應(yīng)力（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得2）計算圓周速度3）計算齒寬b及模數(shù)4）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由[1]圖10—8查的動載系數(shù)；由表10—4查的；由表10—13查得；由表10—3差得。故載荷系數(shù)6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由[1]式（10—10a）得7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計由[1]式（10—17）（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）計算縱向重合度，從[1]圖10—28查的螺旋角影響系數(shù)3）計算當(dāng)量齒數(shù)4）查齒形系數(shù)由[1]表10—5查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由[1]表10—5查得；6）由[1]圖10—20c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限7）由[1]圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，8）計算彎曲許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式[1](10—12)得9）計算大小齒輪的大齒輪數(shù)值大。（2）設(shè)計計算由接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)。取以滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。為同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑計算齒數(shù)。取，則取整2.2.7幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距圓整為173mm。2.按圓整后的中心距修螺旋角因β值改變不大故參數(shù)不必修正。3.計算大小齒輪分度圓直徑4.計算齒輪寬度圓整后取2.2.8四個齒輪的參數(shù)列表如表2—1表2—1齒輪模數(shù)齒數(shù)Z壓力角螺旋角分度圓直徑齒頂圓直徑齒底圓直徑高速級小齒輪22720°15.3°566051高速級大齒輪210820°15.3°224228219低速級小齒輪2.53320°12.7°84.5889.5878.33低速級大齒輪2.510220°12.7°261.42266.42255.17續(xù)表2—1齒輪旋向齒寬B輪轂L材質(zhì)熱處理結(jié)構(gòu)形式硬度高速級小齒輪右616140Cr調(diào)質(zhì)實(shí)體式280HBS高速級大齒輪左566545鋼調(diào)質(zhì)腹板式240HBS低速級小齒輪左909040Cr調(diào)質(zhì)實(shí)體式280HBS低速級大齒輪右859245鋼調(diào)質(zhì)腹板式240HBS2.3軸系部件設(shè)計第軸設(shè)計2.3.1初算第=3\*ROMANIII軸的最小軸徑1.輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩由前面算得：，，2.求作用在齒輪上的力低速級大齒輪的分度圓直徑3.初步確定軸的最小直徑先按[1]式（15—2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表[1]表15—3，取,于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處直徑，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。查[1]表14—1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取。則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩。查GB/T5014——1985，選用HL5彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為.半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。2.3.2第=3\*ROMANIII軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.各段軸直徑的確定如表2—2位置直徑（mm）理由60由前面算得半聯(lián)軸器的孔徑70為滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，軸段需制出一個軸肩，，故取。75根據(jù)選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30315其尺寸為。故。87左端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位由[2]上差得30315型軸承的定位軸肩高度，因此取。89齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處直徑，齒輪處直徑見段理由。77取安裝齒輪處的軸段直徑。75見段理由。表2—22.各軸段長度的確定如表2—3位置長度（mm）理由105為保證軸承擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故段長度應(yīng)比略短些，取。50軸承端蓋總長度為20mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間距離,故取。40為聯(lián)軸器長度，故9712軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度，取88已知齒輪輪轂寬度為92mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，次軸段略短于輪轂寬度，故取68取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為，第=2\*ROMANII軸上大齒輪距第=3\*ROMANIII軸上大齒輪?？紤]到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取。滾動軸承寬度。第=2\*ROMANII軸上大齒輪輪轂長。則表2—33.第=3\*ROMANIII軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖2—3圖2—3第（=2\*ROMANII）軸設(shè)計2.3.3初算第（=2\*ROMANII）軸的最小直徑1.第（=2\*ROMANII）軸上輸入功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩由前面算得，，2.分別計算大小齒輪上的力已知第（=2\*ROMANII）軸上大齒輪分度圓直小齒輪上分度圓直徑為3.初步確定軸的最小直徑根據(jù)最小直徑查[2]GB/T297—1994選取30309。軸承的規(guī)格為2.3.4.第（=2\*ROMANII）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.確定軸的各段直徑如表2—4位置直徑（mm）理由45根據(jù)軸承的尺寸50根據(jù)取小齒輪安裝處直徑。58小齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度，取故，則軸環(huán)處直徑。50取大齒輪安裝處直徑。45理由同段。表2—42.確定軸的各段長度為了使套筒可靠地壓緊齒輪，分別使段和段長度略短于齒輪輪轂寬4mm。軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度。軸環(huán)處長度取其它軸的尺寸，根據(jù)第=3\*ROMANIII軸算出的尺寸進(jìn)行確定。2.3.5第（=2\*ROMANII）軸的強(qiáng)度校核1.軸的載荷分析圖2—4圖2—42.大小齒輪截面處的力及力矩數(shù)據(jù)由上軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖可以看出大小齒輪中心線截面處是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的兩個截面處的，，的值列于下表2—5載荷水平面垂直面支反力彎矩總彎矩扭矩表2—53.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即（小齒輪）中心線截面的強(qiáng)度。根據(jù)[1]式（15—5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表[1]15—1查得。因此，。故安全。4.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度從軸的受載情況來看及來看，大小齒輪中心線截面處受力最大。雖然兩截面處應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大而且這里軸徑也最大，故兩中心截面不必校核。截面=2\*ROMANII，=3\*ROMANIII，=4\*ROMANIV，=5\*ROMANV處應(yīng)力集中的影響接近，但截面=3\*ROMANIII，=4\*ROMANIV處軸徑也很大比=2\*ROMANII，=5\*ROMANV處軸徑大。所以校核=2\*ROMANII，=5\*ROMANV截面就行了。由于截面=2\*ROMANII處受力大些，所以只需校核=2\*ROMANII左右截面即可。1）截面=2\*ROMANII左側(cè)截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[1]表15—1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按[1]附表3—2查取。因，，經(jīng)插值可查得又由[1]附圖3—1可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)按[1]式（附表3—4）為由[1]附圖3—2尺寸系數(shù)，又由附圖3—3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由[1]附圖3—4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，及，按[1]式（3—2）及式（3—12a）得綜合系數(shù)為由[1]§3—1及§3—2得碳的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)值，按[1]式（15—6）~（15—8）則得故可知其安全。2）截面=2\*ROMANII右側(cè)抗彎截面系數(shù)按[1]表15—4中的公式計算彎矩及彎曲應(yīng)力為扭矩及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為過盈配合處的，由[1]附表3—8用插值法求出，并取于是得軸按磨削加工由[1]附圖3—4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)所以軸在截面右側(cè)安全系數(shù)為故該軸在截面=2\*ROMANII右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴(yán)重應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強(qiáng)度校核。第（=1\*ROMANI）軸設(shè)計2.3.6初算第（=1\*ROMANI）軸的最小直徑1.先按[1]式（15—2）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)[1]表15—3，取。根據(jù)最小直徑選取30307軸承，尺寸為2.3.7第（=1\*ROMANI）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸（=1\*ROMANI）端蓋的總寬度及外端蓋距帶輪的距離，取軸承外壁距帶輪表面距離為50mm。即=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段長度為50mm。再根據(jù)軸（=3\*ROMANIII），（=2\*ROMANII）數(shù)據(jù)，及確定的箱體內(nèi)壁距離和帶輪輪轂的長即可將整個軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定。軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖2—5圖2—52.3.8軸系零部件的選擇根據(jù)前面軸的設(shè)計內(nèi)容可以確定各個軸上的零部件?，F(xiàn)將各軸系零件列表如表2—6軸承（GB/T297—1994）鍵（GB/T1096—2021）聯(lián)軸器（GB/T5014—1985）軸=1\*ROMANI30307（帶輪）(小齒輪)軸=2\*ROMANII30309(小齒輪)(大齒輪）軸=3\*ROMANIII30315(聯(lián)軸器）(大齒輪)HL5表2—63.減速器裝配圖的設(shè)計3.1箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定3.1.1鑄造箱體的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器，主要尺寸如表3—1名稱符號齒輪減速器箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣壁厚12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地角螺栓直徑18地角螺栓數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑14連接螺栓的間距150軸承端蓋螺釘直徑8視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑8至外箱壁距離24/20/16至凸緣邊緣距離22/14軸承旁凸臺半徑18凸臺高度低速軸承外徑確定外箱壁至軸承座端面距離46鑄造過度尺寸x,yx=5y=25大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離>8箱蓋箱座肋厚軸承端蓋外徑201軸承旁連接螺栓距離s201蓋與座連接螺栓直徑103.1.2箱體內(nèi)壁的確定箱體前后兩內(nèi)壁間的距離由軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時就已經(jīng)確定，左右兩內(nèi)壁距離通過低速級大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離也同樣可以確定。箱體下底面距低速級大齒輪齒頂圓距離大于30~50mm，由此可以確定下箱體的內(nèi)壁距大齒輪中心的距離。3.2減速器附件的確定視孔蓋：由[3]表11—4得，由是雙級減速器和中心距，可確定視孔蓋得結(jié)構(gòu)尺寸。透氣孔：由[3]表11—5得，選用型號為的通氣塞液位計：由[3]表7—10得，選用型號的桿式油標(biāo)排油口：油塞的螺塞直徑可按減速器箱座壁厚2~2.5倍選取。取螺塞直徑為16mm.起蓋螺釘：起蓋螺釘數(shù)量為2，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，取螺釘直徑為10mm定位銷：由表3—1的定位銷直徑為8mm吊環(huán)：由[3]表11—3得，吊耳環(huán)在箱蓋上鑄出。根據(jù)表3—1中確定的尺寸可以確定吊耳環(huán)的尺寸。4.潤滑密封及其它4.1潤滑1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度<12m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速級齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm）,1/6齒輪。2.軸承的潤滑軸承采用潤滑油進(jìn)行潤滑，潤滑油直接采用減速器油池內(nèi)的潤滑油通過輸油溝進(jìn)行潤滑。4.2密封為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，連接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，連接表面應(yīng)精創(chuàng)其表面粗糙度為Ra=6.3。密封的表面應(yīng)進(jìn)過刮研，而且凸緣連接螺柱之間的距離不應(yīng)過大應(yīng)均勻分布。軸承端蓋選用凸緣式軸承蓋易于調(diào)整，采用密封圈實(shí)現(xiàn)密封。端蓋直徑見表3—1。密封圈型號根據(jù)軸承直徑確定。密封圈材料為半粗羊毛氈。4.3其它（1）裝配圖圖紙選用A1的圖紙，按1：2的比例畫。（2）裝配前零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，機(jī)內(nèi)不許有任何雜物存在，內(nèi)壁圖上不被機(jī)油侵蝕的涂料兩次。（3）齒嚙合側(cè)隙用鉛絲檢驗(yàn)不小于0.6mm，鉛絲不得大于最小側(cè)隙的四倍。（4）用涂色法檢驗(yàn)斑點(diǎn)，按齒高接觸斑點(diǎn)不小于40%，按齒長接觸斑點(diǎn)不小于50%，必要時間可用研磨或刮后研磨以便改善接觸情況。（5）應(yīng)調(diào)整軸承軸向間隙，F(xiàn)35為0.03~0.008mmF45為0.06~0.12mmF750.08~0.15mm.檢查減速器剖封面，各接觸面積密封處，均不許漏油，剖封面允許涂密封油漆或水玻璃，不許使用任何填料。（6）機(jī)內(nèi)裝N68潤滑油至規(guī)定高度（7）表面涂灰色油漆。5.總結(jié)大學(xué)以來學(xué)了《理論力學(xué)》，《材料力學(xué)》，《機(jī)械原理》，《機(jī)械設(shè)計》，《互換性與測量基礎(chǔ)》，《工程材料與成型技術(shù)基礎(chǔ)》，還真不知道它們有什么用，我能將它們用在什么地方。通過這次課程設(shè)計，我發(fā)現(xiàn)以前學(xué)的理論基礎(chǔ)課程還不是很牢固，沒有真正聯(lián)系實(shí)際。自己設(shè)計的數(shù)據(jù)和實(shí)踐有很大差距，有的不符合機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)書上的要求，還有就是知識的遺忘性大，不會將所學(xué)的知識融會貫通等等。通過這次設(shè)計我發(fā)現(xiàn)搞機(jī)械設(shè)計這一行需要自己有豐富的經(jīng)驗(yàn)和牢固的基礎(chǔ)理論知識。這次設(shè)計過程中好多內(nèi)容是參考書上的，很多數(shù)據(jù)的選取都是借鑒書上的數(shù)據(jù)，還有很多數(shù)據(jù)是自己選的不知道何不合理，好多設(shè)計的關(guān)鍵地方都是在老師的指導(dǎo)下完成的。毫無疑問，我們的設(shè)計的內(nèi)容有好多錯誤的地方。我們設(shè)計的減速器也很難經(jīng)的起實(shí)踐的考驗(yàn)。不過，這次設(shè)計畢竟是自己第一次將所學(xué)的知識聯(lián)系到實(shí)踐中，有很多設(shè)計不合理的地方那是必然的。通過這次設(shè)計我了解了一些設(shè)計的步驟和準(zhǔn)則。我們不能違反這些準(zhǔn)則否則我們的設(shè)計將會出錯。這次設(shè)計也培養(yǎng)了我一些良好的習(xí)慣比如，設(shè)計時要專門準(zhǔn)備好草稿紙，在稿紙上一步一步將自己的設(shè)計內(nèi)容寫清楚等。搞機(jī)械這一行需要有嚴(yán)謹(jǐn)?shù)淖黠L(fēng)，我這次設(shè)計過程中始終記住了這一點(diǎn)。設(shè)計過程中有好多數(shù)據(jù)有錯誤或則不合理，但不是很嚴(yán)重，好多同學(xué)都忽略了。這次我沒有像以前那樣忽略這些小的細(xì)節(jié)。在這次設(shè)計過程中我還發(fā)現(xiàn)我有些應(yīng)用軟件如cad,rord等使用起來不是很熟練，機(jī)械手冊查起來不熟練等問題，接下來在這些方面我還要進(jìn)一步的加強(qiáng)?？傊?，這次設(shè)計培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機(jī)械設(shè)計課程及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實(shí)際知識解決工程實(shí)際問題的能力，在設(shè)計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團(tuán)隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認(rèn)識到了自己在知識的理解和接受應(yīng)用方面的不足，在今后的學(xué)習(xí)過程中我們會更加努力。參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn)[1]濮良貴、紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計.8版.北京：高等教育出版社，2021.5[2]席偉光、楊光、李波.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計.北京：高等教育出版社，2021.[3]吳宗擇、羅圣國.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊.3版.北京：高等教育出版社，2021.

本科生學(xué)位論文論多媒體技術(shù)在教學(xué)中的應(yīng)用姓名：指導(dǎo)教師：專業(yè)：教育管理專業(yè)年級：完成時間：

論多媒體技術(shù)在教學(xué)中的應(yīng)用[摘要]多媒體不再是傳統(tǒng)的輔助教學(xué)工具，而是為構(gòu)造一種新的網(wǎng)絡(luò)教學(xué)環(huán)境創(chuàng)造了條件，特別是對于教育社會化來說，多媒體網(wǎng)絡(luò)是一種更理想的傳播工具。多媒體本身具有：融合性、非線性化，無結(jié)構(gòu)性、相互交涉性、可編輯性、實(shí)時性等特點(diǎn)；同時運(yùn)用在教育教學(xué)上又有其特長：利于信息的存儲利用、是培養(yǎng)發(fā)散性思維的工具、促使學(xué)習(xí)個別化的實(shí)現(xiàn)。多媒體在教學(xué)中的應(yīng)用有著多種的形式，它在提高學(xué)生學(xué)習(xí)興趣上有著積極的作用，同時它還能促進(jìn)學(xué)生知識的獲取與保持、對教學(xué)信息進(jìn)行有效的組織與管理、建構(gòu)理想的學(xué)習(xí)環(huán)境，促進(jìn)學(xué)生自主學(xué)習(xí)等多方面的效果。立足未來發(fā)展，利用多媒體網(wǎng)絡(luò)技術(shù)，開展教學(xué)試驗(yàn)。[關(guān)鍵詞]多媒體網(wǎng)絡(luò)教學(xué)系統(tǒng)資源共享多媒體技術(shù)主要指多媒體計算機(jī)技術(shù)，加工、控制、編輯、變換，還可以查詢、檢索。人們借助于多媒體技術(shù)可以自然貼切地表達(dá)、傳播、處理各種視聽信息，并具有更多的參與性和創(chuàng)造性。當(dāng)今多媒體已成為廣泛流傳的名詞，但人們對于它的認(rèn)識，特別是對于它在教育教學(xué)方面如何更好應(yīng)用，未知的因素還很多。

一、多媒體的教育特長任何一種媒體不管其怎樣先進(jìn)，它只能是作為一種工具被應(yīng)用到教育領(lǐng)域，能不能促進(jìn)教育的改革，。。。。。。應(yīng)當(dāng)吸取教訓(xùn)，加強(qiáng)理論研究，充分認(rèn)識多媒體的特性及其教育特長，以便更好地在教育領(lǐng)域開發(fā)應(yīng)用多媒體。

1、多媒體的特性

（1）融合性多種符號系統(tǒng)的融合是多媒體的特性之一，多媒體的這一特性區(qū)別于過去媒體符號系統(tǒng)的單一性或復(fù)合性。也就是說多媒體技術(shù)不是將符號系統(tǒng)疊加，而是具有整體性的融合。

（2）非線性化，無結(jié)構(gòu)性因?yàn)槎嗝襟w是在超文本、，其組合結(jié)構(gòu)是固定的、不變的。

（5）實(shí)時性多媒體信息中的聲音、活動視瀕、動畫于時間有密切聯(lián)系，對它們進(jìn)行呈現(xiàn)、交互等集成處理是實(shí)時的。在顯示某一主體內(nèi)容時，其視聽