鏈板式輸送機(jī)傳動

/機(jī)械課程設(shè)計說明書設(shè)計題目：設(shè)計一鏈板式傳輸機(jī)傳動裝置專業(yè)班級：姓名：學(xué)號:指導(dǎo)教師：目錄TOC\o”1—3”\h\u167111機(jī)械課程設(shè)計任務(wù)書 313169電動機(jī)的選擇 4266463V帶的設(shè)計 6118224錐齒輪的設(shè)計計算 7244445軸的設(shè)計計算 12291175。1輸入軸的設(shè)計計算 12301255。2輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 15292346聯(lián)軸器的選擇 17313147軸承的選擇與校核 17258158鍵的選擇與校核 19268249箱體設(shè)計 192813510潤滑和密封設(shè)計 212289110.1齒輪的潤滑 212385110.2軸承的潤滑 21670710.3端蓋與軸間的密封 213089711設(shè)計總結(jié) 214390參考文獻(xiàn) 221機(jī)械課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計一鏈板式輸送機(jī)傳動裝置工作條件載荷有輕微震動,連續(xù)單向旋轉(zhuǎn)，使用期限10年,小批量生產(chǎn),兩班倒。原始數(shù)據(jù)輸送鏈的牽引力F/KN輸送鏈的速度v/（m/s)輸送鏈鏈輪的節(jié)圓直徑d/mm1。20.7592傳動方案的擬定本設(shè)計采用V行帶和斜齒齒輪傳動,電動機(jī)輸出的扭矩經(jīng)過v行帶和斜齒齒輪傳到輸送鏈鏈輪上去設(shè)計計算說明書計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果電動機(jī)的選擇2．1選擇電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式考慮結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、價格低廉、維護(hù)方便等因素，選者Y系列三相籠型異步電動機(jī).2.2選擇電動機(jī)的容量（功率）輸送鏈輪的有效功率=FV=1.2*0。75=0.9查表3-1得各部分運(yùn)動副或傳動副的效率如下：名稱效率數(shù)量錐齒輪傳動0。961V帶傳動0。961聯(lián)軸器0.991滾子鏈傳動0.961滾動軸承0。993從電動機(jī)到工作機(jī)輸送帶間的總效率=123453=0。86電動機(jī)所需的輸出功率2.3確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速輸送鏈輪的轉(zhuǎn)速nW由表3—2查得各種傳動的傳動比參考值:V帶傳動;錐齒輪傳動初選V帶傳動比，錐齒輪傳動比初設(shè)定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速查表17-7得電動機(jī)的的型號為Y90S—4，其額定功率Pm=1.1kw，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1400r/min。2。4傳動參數(shù)的計算確定傳動裝置總傳動比和分配傳動比傳動裝置的總傳動比 錐齒輪的傳動比V行帶的傳動比 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速n：與大傳送帶輪相連的軸的轉(zhuǎn)速與大錐齒輪相連的軸的轉(zhuǎn)速與鏈輪相連的軸的轉(zhuǎn)速各軸的輸入功率P各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T根據(jù)以上計算數(shù)據(jù)列出下表2,供以后設(shè)計計算使用表2傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表電動機(jī)軸軸1軸2鏈輪軸功率P/kw1。11.040.990.97轉(zhuǎn)矩T(N·m)7。528.461.860。9轉(zhuǎn)速n/(r/min）1400350153153傳動比i42.291.00效率?0.950。950.98傳動零件的設(shè)計3V帶的設(shè)計3.1確定計算功率Pca查課本的表8—7得工作情況系數(shù)KA=1.2，故3.2選擇V帶的帶型根據(jù)Pca=1.32、nm=1400r/min，插圖8-11選Z型帶3。3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗算帶速v1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d1,。由表8—6和8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑d1=71mm。2)驗算帶速v。按式（8-13）驗算帶的速度因為5m/s<v〈30m/s，故帶長選擇合適。3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8—15a）,計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd2根據(jù)表8-8，圓整為dd2=280mm。3。4確定Ｖ帶的中心距ａ和基準(zhǔn)長度Ld１)根據(jù)式（8—20），初定a0=500mm2）由式（8—22)計算帶所需的基準(zhǔn)長度查表8—2選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1400mm3）按式8-23）計算實際中心距a。3。5小帶輪上的包角α13.6計算帶的根數(shù)z1)單根V帶的額定功率Pr由dd1=71mm，和nm=1400r/min,查表8—4a并計算根據(jù)nm=1400r/min,i=4和Ｚ型帶，查表8—4b得△P0=0。03kw。查表8—5并計算查表8-2得KL=1。14，所以Z=4Z=43。7計算V帶的根數(shù)z.z=4取4根。z=4計算單根V帶的初拉力的最小值（F0）min。由表8-3得Z型帶的單位長度質(zhì)量q=0。06kg/m，所以應(yīng)使帶的實際初拉力F0>(F0）min。3.8帶輪設(shè)計：小帶輪的直徑d1=71mm，將小于發(fā)動機(jī)軸的直徑的2.5倍，所以采用實心式；大帶輪的直徑d2=280mm，采用腹板式根據(jù)《機(jī)械設(shè)計手冊（單行本-機(jī)械傳動）》表12-1—10可查得z型帶的取f=8，e=12B=50mm所以帶輪的寬度B=50mm材料選用45鋼，正火處理.4錐齒輪的設(shè)計計算4。1。選定齒輪精度等級、材料及齒輪材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。因為要求的精度不是很高，選用7級精度Z1=30Z2=69選小齒輪齒數(shù)z1Z1=30Z2=694.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計1）由設(shè)計計算公式(10-9a)進(jìn)行試算，即2）試選載荷系數(shù)Kl=1。3計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩.3）選取齒寬系數(shù)Фd=1/34）由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)5）由表10—21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=550MPa。由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1。0，KHN2=1.4。8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效率概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12)得估算結(jié)果d1td1t=55.7mmmt=1.85mmV=1。02m/sR=69.6mm大端模數(shù)大端圓周速度vb=23.2mm齒寬B=50mmb=23.2mmB=50mm齒高齒寬與齒高之比查圖10-8得kv=1;這里采用直齒輪，所以由表10-2查得使用系數(shù)KA=1由10-4近似用φd=0。4得KHβ=1。179查圖10-13得KFβ=1.5所以載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1X1X1X1。79=1.79實際小錐齒輪的分度圓直徑計算模數(shù)m=4.1mmm=4.1mm按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）查圖10—20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限2)由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0。86，KFN2=0.883)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力.取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(10—12）4）計算載荷系數(shù)K5)查取齒形系數(shù)由表10-5查得6)查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10—5得7）計算大小齒輪的并比較對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(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)，由于模數(shù)m的大小主要取決于彎曲接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取模數(shù)2。04為標(biāo)準(zhǔn)值m=2。25mm,按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=55.7mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z2=2。29X25=57.2≈57分度圓直徑d2=2。29X55.7=127.5mm分錐角：齒頂圓直徑當(dāng)量齒數(shù)Zv1=33。8Zv2=178dZv1=33。8Zv2=178d1=123。5mmd2=282.8mmZ1=31Z2=71名稱代號小錐齒輪大錐齒輪齒數(shù)Z2557模數(shù)m2。25節(jié)錐角δ分度圓直徑d（mm)55.7127。5齒頂高h(yuǎn)a(mm）2。25齒根高h(yuǎn)f(mm）2。7齒頂圓直徑da(mm）59。8129.3齒根圓直徑df(mm)50.7125。3錐距R（mm）94。8683頂隙c（mm）0。25分度圓齒厚S(mm）3。53當(dāng)量齒數(shù)ZV27.2142.9齒寬B（mm)23.2齒寬系數(shù)φR1/3齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計因為小錐齒輪的齒頂圓直徑d1=53mm<160mm，故做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪，大錐齒輪的齒頂圓直徑d2=130.7mm<160mm，故做成實心結(jié)構(gòu).5軸的設(shè)計計算5.1輸入軸的設(shè)計計算根據(jù)軸上零件的定位、拆裝方便的需要,同時考慮到強(qiáng)度的原則，齒輪軸設(shè)計為周向力：FtFt=200NFr1=68.2NFa1=25.5N徑向力：軸向力:dmindmin=16。1mm5.1.1初步確定軸的最小直徑先按式（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15-3，取A0=112，得該軸的最小處應(yīng)該是在安裝帶輪處,因為大帶輪的直徑d2=284，所以帶輪的孔選dⅠ—Ⅱ=225。1。2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)題目要求得出下面的簡圖123456（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為了滿足大帶輪的軸向定位要求Ⅰ-Ⅱ軸段右端需有一軸肩,故取Ⅱ—Ⅲ的直徑dⅡ-Ⅲ=26mm，左端用軸端擋圈定位，按軸的直徑取擋圈的直徑D=30.大帶輪的寬度是B=50mm,為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸的端面上。故Ⅰ—Ⅱ段的長度應(yīng)比帶輪的長度短，現(xiàn)取lⅠ—Ⅱ=48mm。2）初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，但這軸向力不會很大，故可選角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dⅡ-Ⅲ=26mm,初步選取7206C軸承，其基本尺寸為,故dⅢ—Ⅳ=30mm,dⅤ—Ⅵ=30mm，左軸承的右端面和右軸承的左端面用軸肩固定，查表15—3得dⅣ—Ⅴ=36,l=15mm.3)取安裝齒輪處的軸段的直徑dⅦ—Ⅷ=25;齒輪的左側(cè)與右軸承之間采用套筒定位.錐齒輪右端面用軸端擋圈固定，為了保證軸端擋圈只壓在錐齒輪上，根據(jù)齒輪的寬度b=23。5,取lⅦ—Ⅶ=22.擋圈的長度設(shè)為15，孔的直徑設(shè)為23。4)取大帶輪到箱體外壁的距離a=20mm,至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。軸上零件的周向定位齒輪、大帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。帶輪軸段的直徑dⅠ-Ⅱ=22mm，查表14-26得鍵的尺寸，長為40mm,同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪輪轂與軸的配合為;同樣齒輪與軸的連接，選用平鍵，長為28,配合公差為，,滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，這時軸的公差為m6。根據(jù)表15-2與帶輪配合的軸端的倒角為2X45°。與錐齒輪配合的軸端的倒角為1X45°5.1.3軸向載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，兩軸承的間距為l5+9+9=33；根據(jù)軸的計算簡圖做出彎矩圖和扭矩(假設(shè)力的作用點都在該零件的中點).由圖可知危險截面在C截面。齒輪的現(xiàn)將計算出的C截面的MH、MV及M的值列于表載荷水平面H垂直面V支反力ＦFNH1=-43。13NFNH2=64NFNv1=-160NFNv2=422N彎矩MH=1337.03N.mmMV1=35026N.mmMV2=4960N。mm總彎矩扭矩28400N.mm5。1。4按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度，因為軸單向轉(zhuǎn)動，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)變應(yīng)力,取=0。6，軸的計算應(yīng)力為該軸材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理,查得其許用應(yīng)力因此，，故滿足要求。5。2輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸上零件的定位，固定和裝配123456（2)確定軸各段直徑和長度根據(jù)上面計算可以知道：初步確定軸的最小直徑先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15-3，取A0=112，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dⅠ—Ⅱ'。故需先選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查表14—1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故KA=1.3，則按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)該小于聯(lián)軸器功稱轉(zhuǎn)矩的條件，選用LT5彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為125N.m.半聯(lián)軸器的孔徑d1=30,故取dⅠ—Ⅱ=30mm，半聯(lián)軸器長度L1=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=55mm.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）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，Ⅰ—Ⅱ軸端上端端需有一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ軸段的直徑dⅡ—Ⅲ’=36，下端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=68mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=55mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上不壓在軸的端面上，去lⅠ—Ⅱ’=50mm.2）初步選擇滾動軸承。因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，但其軸向力不大，故可選用叫接觸球軸承。根據(jù)dⅡ—Ⅲ’=36mm.選取角接觸球軸承7208C其基本尺寸為，故dⅢ—Ⅳ'=dⅦ-Ⅷ’40mm.上端的軸承采用軸肩進(jìn)行定位，因7208C軸承的，故取dⅣ—Ⅴ=49mm.3）取大齒輪的軸段的直徑為dⅥ—Ⅶ'=45mm；大錐齒輪的下端用軸肩固定，齒輪的上端與軸承之間用套筒定位，為了能有效固定齒輪，lⅥ—Ⅶ’應(yīng)比輪廓的長度短,取lⅥ-Ⅶ’=22.取套筒的長度lⅦ—Ⅷ=20mm4）軸承端蓋的總寬度為20mm.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)軸器的距離l=30mm,故取lⅡ—Ⅲ=50mm5)取錐齒輪下端到下軸承的距離為57（應(yīng)大于小錐齒輪的分度圓直徑）至此，已經(jīng)初步確定而來軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位錐齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dⅠ-Ⅱ=30mm,查表選平鍵截面bXh=8X7,l=45mm,為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器輪廓與軸的配合為，同理可得，錐齒輪與軸配合選用鍵截面bxh=18X11，l=18mm，錐齒輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為m6。（4)確定軸上倒角的尺寸參考表15—2，取軸倒角為1。2X45。求軸上的載荷由圖可知危險截面在2截面。齒輪的現(xiàn)將計算出的2截面的MH、MV及M的值列于表載荷水平面H垂直面V支反力Ｆ彎矩M總彎矩扭矩T61800N。mm6。按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，只需要校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)式（15—5）,軸的計算應(yīng)力。前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15—1差的，因此,故安全.6聯(lián)軸器的選擇大錐齒輪的最小直徑聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查表14—1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故KA=1.3，則啟動載荷為名義載荷的1.25倍,按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用選用LT5彈性套柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為125N.m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=30,半聯(lián)軸器長度L1=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=55mm。7軸承的選擇與校核減速器軸承選取高速軸選用6011，中間軸選用7208C，低速軸選用6008減速器各軸所用軸承代號及尺寸型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）內(nèi)徑d外徑D寬度BDaminDbmaxramax高速軸7206C30621636561中間軸7208C40811847731鏈輪軸6008406815466212. 高速級軸承壽命驗算：1） 預(yù)期壽命要求使用壽命L=10年×300天×16小時=48000小時，;;；而查表15-1知基本額定動載荷故查表得，，,則當(dāng)量動載荷,載荷系數(shù)，，因，所以按軸承1的受力大小驗算因軸承預(yù)計壽命L=10×300×16=48000h,故，滿足要求。8鍵的選擇與校核9.1輸入軸上鍵的選擇及校核在工作軸中，鍵的選擇大小由軸的大小確定，校核公式為：與帶輪相連的軸的軸徑為22mm,查表14—26得鍵的尺寸鍵的尺寸，長為L40mml=L-b=40—6=34mm.K=0.5h=0.5×6=3mm查課本表6-2，得輕微沖擊載荷時，鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力[σ］p=100～120MPa。所以鍵的擠壓強(qiáng)度足夠。中間軸上鍵的選擇與校核半聯(lián)軸器與軸配合軸的直徑dⅠ-Ⅱ=30mm,查表選平鍵截面bXh=8X7,l=45mm，l=L-b=45—8=37mm，K=0.5h=0.5×7=3。5mm鏈輪軸上鍵的選擇與校核半聯(lián)軸器與軸配合軸的直徑dⅠ—Ⅱ=30mm,查表選平鍵截面bXh=8X7，l=45mm，K=0.5h=0.5×7=3。5mm9箱體設(shè)計起吊裝置：采用箱蓋吊環(huán)螺釘、箱座吊耳通氣器：由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M12×1。25油面指示器：選用油尺M(jìn)12放油螺塞:選用外六角油塞及墊片M16×1。5名稱尺寸（mm)箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑12地腳螺釘數(shù)目4小錐齒輪軸軸承旁連接螺栓直徑10大錐齒輪軸軸承旁連接螺栓直徑10蓋與座連接螺栓直徑8軸承端蓋螺釘直徑M8視孔蓋螺釘直徑M6定位銷直徑6`凸臺高度39大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離10箱蓋，箱座肋厚6.8主動端軸承外徑62被動端軸承外徑72箱體及其附件參數(shù)箱體的附件包括窺視孔及窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、啟箱螺釘、油標(biāo)、放油孔及放油螺塞、起吊裝置等等。箱體

加工工藝路線:鑄造毛坯→時效→油漆→劃線→粗精加工基準(zhǔn)面→粗、精加工各平面→粗、半精加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各緊固孔、油孔等→去毛刺→清洗→檢驗。減速器的裝拆順序及注意事項：箱體和箱蓋通過螺栓連接，拆下螺栓即可將箱蓋取下，對于兩軸系零件，整個取下該軸,即可一一拆下各零件.其它各部分拆卸比較簡單。拆卸零件不要用硬東西亂敲，以防敲毛敲壞零件，影響裝配復(fù)原。對于不可拆的零件，如過渡配合或過盈配合的零件則不要輕易拆下。對拆下的零件應(yīng)妥善保管，以免丟失。技術(shù)要求：1.裝配前滾動軸承用汽油清洗，其它零件用煤油清洗，箱體內(nèi)不允許有任何雜物存在，箱體內(nèi)壁涂耐磨油油漆；2.齒輪副的側(cè)隙用鉛絲檢驗，側(cè)隙值應(yīng)不小于0。14mm；3。滾動軸承的軸向調(diào)整間隙均為0.05-0。1mm；4.齒輪裝配后,用涂色法檢驗齒面接觸斑點,沿齒高不小于65%，沿齒長不小于60％;5。減速器剖面分面涂密封膠或水玻璃，不允許使用任何填料;6。減速器內(nèi)裝L—AN15（GB443—89)，油量應(yīng)達(dá)到規(guī)定高度;7。減速器外表面涂綠色油漆。10潤滑和密封設(shè)計10。1齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為1.54m/s,為錐齒輪傳動,浸油高度應(yīng)沒過大錐齒輪齒寬，至少應(yīng)沒過1/2齒寬，齒頂距箱底至少30mm,這里為設(shè)計為45mm.選用CKC150潤滑油。10。2軸承的潤滑由于浸油齒輪的圓周速度，齒輪不能有效的把油飛濺到箱壁上，因此選用脂潤滑方式。脂潤滑具有形成潤滑膜強(qiáng)度高，不容易流失,容易密封，一次加脂可以維持相當(dāng)長一段時間，也有利于傳動裝置的維護(hù)。選用ZL—2號通用鋰基潤滑脂.10。3端蓋與軸間的密封軸承用軸承蓋緊固,已知軸承用脂潤滑，且軸的最高圓周速度不超過2m/s,屬于低速范疇，因此這里可以使用氈圈油封.氈圈油封結(jié)構(gòu)簡單，摩擦較大，易損耗，應(yīng)注意及時更換。11設(shè)計總結(jié)以上就是本次設(shè)計計算的全過程。這次設(shè)計不僅使我對所設(shè)計的設(shè)備有了更深的了解,還使我學(xué)到了許多在書本上學(xué)不到的東西,這對我以后走上社會，走向工作崗位都有十分重要的意義。課程設(shè)計是綜合運(yùn)用所學(xué)知識進(jìn)行設(shè)計實踐的環(huán)節(jié)，為對我們在生產(chǎn)實際中進(jìn)行調(diào)查研究的能力、觀察問題、分析問題能力的培養(yǎng)至關(guān)重要。這次的課程設(shè)計使我學(xué)到了不少新知識和研究方法，完善了知識結(jié)構(gòu)，它使我在大學(xué)里所學(xué)的基礎(chǔ)理論知識、專業(yè)技術(shù)知識得到了融會貫通.通過做鏈板式輸送機(jī)傳動裝置，使我增強(qiáng)了解決實際生產(chǎn)問題的能力