機械專業(yè)畢業(yè)設計--輸送傳動機的設計

1、<p><b>　　課程設計報告</b></p><p>　　課程名稱： 機械基礎 </p><p>　　設計題目：輸送傳動機的設計 </p><p>　　系 別： 機電工程系 </p><p>　　專業(yè)班級： 機電一體化八班

2、 </p><p>　　學生姓名： </p><p>　　學 號： </p><p>　　指導老師： </p><p>　　設計時間： 2010.12.10 <

3、/p><p>　　《機械基礎》課程設計任務書</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　一、電動機選擇…………………………………………………3</p><p>　　二、計算總傳動比及分配各級的傳動比………………………4</p><p>　　三、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算…………

4、………………………6</p><p>　　四、傳動零件的設計計算………………………………………7</p><p>　　五、軸的設計計算………………………………………………10</p><p>　　六、滾動軸承的選擇及校核計算………………………………12</p><p>　　七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算…………………………………13</p&

5、gt;<p>　　八、箱體設計……………………………………………………14</p><p>　　九 總結 ……………………………………………………16</p><p>　　十 參考文獻…………………………………………………17</p><p><b>　　一、電動機選擇</b></p><p>　　1、

6、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機</p><p>　　2、電動機功率選擇：</p><p>　?。?）傳動裝置的總功率：</p><p>　　η總=η帶×η3軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒</p><p>　　=0.96×0.983×0.97×0.99×0

7、.96</p><p><b>　　=0.83</b></p><p>　　(2)電機所需的工作功率：</p><p>　　P工作=FV/（1000η總）</p><p>　　=2500×1.7/（1000×0.83）</p><p><b>　　=5.12KW<

8、;/b></p><p>　　3、確定電動機轉速：</p><p><b>　　計算滾筒工作轉速：</b></p><p>　　n筒=60×1000V/πD</p><p>　　=60×1000×1.7/π×300</p><p>　　=108.2r/

9、min</p><p>　　按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I’a=3~6。取V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為I’a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n’d=I’a×n筒</p><p>　　n筒=（6~24）×108.2=649.4~2597.4r/min</p><p>　　符合這一范圍的

10、同步轉速有750、1000、和1500r/min。</p><p>　　根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳</p><p>　　支比方案：由《機械設計手冊》查得。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3方案比較適合，則選n=1000r/min 。</p><p><b>　　4、確

11、定電動機型號</b></p><p>　　根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y13M2-6</p><p><b>　　。</b></p><p>　　其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速960r/min，</p><p>　　二、計算總傳動比及分配各級的傳動比<

12、/p><p>　　1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/108.2=8.87</p><p><b>　　2、分配各級偉動比</b></p><p>　　據(jù)指導書P7表1，取齒輪i帶=2.3（V帶傳動比I’1=2~4合理）</p><p>　　∵i總=i齒輪×i帶</p><p>　　∴

13、i齒輪=i總/i帶=8.87/2.3=3.86</p><p>　　三、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算</p><p>　　1、計算各軸轉速（r/min）</p><p>　　nI=n電機=960r/min</p><p>　　nII=nI/i帶=960/2.3=417.39(r/min)</p><p>　　nIII=nII

14、/i齒輪=417.39/3.86=108.13(r/min)</p><p>　　計算各軸的功率（KW）</p><p>　　PI=P工作×η帶=5.12×0.96=4.92KW</p><p>　　PII=PI×η軸承×η齒輪=4.92×0.98×0.97=4.67KW</p><p&

15、gt;　　PIII=PII×η軸承×η聯(lián)軸器=4.67×0.97×0.99=4.48KW</p><p>　　計算各軸扭矩（N·mm）</p><p>　　T工作=9550×5.12/960=50.93</p><p>　　TI= T工作×η帶×i帶=50.93×2.3

16、5;0.96=112.6N·m</p><p>　　TII= TI×i齒輪×η軸承×η齒輪</p><p>　　=112.6×3.86×0.98×0.97=412.45N·m</p><p>　　TIII=TII×η軸承×η聯(lián)軸器</p><p&g

17、t;　　=412.45×0.97×0.99=395.67N·</p><p>　　四、傳動零件的設計計算</p><p>　　1.確定計算功率PC</p><p>　　由課本表8-7得：kA=1.1</p><p>　　PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW</p><p>

18、<b>　　2.選擇V帶的帶型</b></p><p>　　根據(jù)PC、n1由課本圖8-10得：選用A型</p><p>　　3. 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v。</p><p>　　1）初選小帶輪的基準直徑dd1由課本表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=100mm。</p><p>　　2）驗算帶速v。按

19、課本式（8-13）驗算帶的速度</p><p>　　v=πdd1n1/（60×1000）</p><p>　　=π×100×1000/（60×1000）=5.24m/s</p><p>　　在5-30m/s范圍內，帶速合適。</p><p>　　3）計算大齒輪的基準直徑。根據(jù)課本式（8-15a），計算大

20、帶輪的基準直徑dd2</p><p>　　dd2=i帶·dd1=2.3×100=230mm</p><p>　　由課本表8-8，圓整為dd2=250mm</p><p>　　4.確定帶長和中心矩</p><p>　　1）根據(jù)課本式（8-20），初定中心距a0=500mm</p><p>　　2）由課

21、本式（8-22）計算帶所需的基準長度</p><p>　　Ld0≈2a0+π(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0）</p><p>　　=2×500+3.14×（100+250）/2+（250-100）2/（4×500）≈1561mm</p><p>　　選帶的基準長度Ld=1400mm</p>&l

22、t;p><b>　　實際中心距a。</b></p><p>　　a≈a0+（Ld- Ld0）/2=500+（1400-1561）/2=425mm</p><p>　　5.驗算小帶輪上的包角α1</p><p>　　α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30</p><p>　　=1800-（250

23、-100）/427×57.30</p><p>　　=1520>900（適用）</p><p><b>　　確定帶的根數(shù)z</b></p><p>　　1）計算單根V帶的額定功率pr。</p><p>　　由dd1=100mm和n1=1000r/min根據(jù)課本表8-4a得</p><p

24、>　　P0=0.988KW</p><p>　　根據(jù)n1=960r/min，i帶=3.4和A型帶，查課本表（5-6）得△P0=0.118KW</p><p>　　根據(jù)課本表8-5得Ka=0.91</p><p>　　根據(jù)課本表8-2得KL=0.99</p><p>　　由課本P83式（5-12）得</p><p>

25、;　　Pr=（P0+△P0）×Ka×KL=（0.988+0.118）×0.91×0.99=0.996kw</p><p>　　2)計算V帶的根數(shù)z。</p><p>　　z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07 圓整為7根</p><p>　　7.計算單根V帶的初壓力的最小值(F0)min</p>&l

26、t;p>　　由課本表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力：</p><p>　　(F0)min =500（2.5- Ka）PCa /zvKa +qV2</p><p>　　=[500×（2.5-0.91）×6.05/（0.91×7×5.24）+0.1×5.242]N</p>&

27、lt;p><b>　　=147N</b></p><p>　　應使帶的實際初拉力F0>(F0)min。</p><p><b>　　8.計算壓軸力Fp</b></p><p><b>　　壓軸力的最小值為</b></p><p>　?。‵p）min=2z（F0）mi

28、n sin（α1/2）</p><p>　　=2×7×147×sin（146°/2）=1968N</p><p>　　2.齒輪傳動設計計算</p><p>　　1選定齒輪材料及精度等級及齒數(shù)</p><p>　　1）機器為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。</p&g

29、t;<p>　　2）材料選擇。由表課本表10-1選擇小齒輪和大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為280HBS。</p><p>　　3）選小齒輪齒數(shù) z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=24×3.86=92.64，取93。</p><p>　　2按齒面接觸疲勞強度設計</p><p>　　由設計計算公式（10-9a）</p><p&g

30、t;　　d1≥2.32(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3</p><p>　　(1)確定公式內的各計算數(shù)值</p><p>　　試選載荷系數(shù)Kt=1.3</p><p>　　計算小齒輪傳遞的轉矩</p><p>　　T1=9.55×106×P1/n1</p><p>　　=95.5&

31、#215;106×4.92/342.86=137041N·mm</p><p>　　選定載荷系數(shù)，因原動機為電動機，載荷不太平穩(wěn)，工作是有中等沖擊，齒輪兩軸之間對稱分布，從表6-5</p><p>　　中查的載荷系數(shù)K=1.6</p><p>　　4）選擇齒寬系數(shù)，因為齒輪為軟齒面，以及齒輪在兩軸承之間為對稱分布，從表6-6</p>

32、<p>　　中查取齒寬系數(shù)φd=1</p><p>　　5）選擇材料的彈性系數(shù)，因為兩輪均為優(yōu)質碳素鋼，查表6-7</p><p><b>　　從表6-8</b></p><p>　　6-10標準齒輪相對應力集中系數(shù)</p><p>　　3)由課本表6-6選取齒款系數(shù)φd=1</p><p

33、>　　4)由課本表6-7查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2</p><p>　　5)由課本6-13按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim 1=600MPa；打齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim 2=550MPa；</p><p>　　6）由課本式6-5計算應力循環(huán)次數(shù)NL</p><p>　　NL1=60n1jLh=60×34

34、2.86×1×(16×300×10)</p><p>　　=9.874×108</p><p>　　NL2=NL1/i=9.874×108/3.86=2.558×108</p><p>　　7）由圖課本6-13取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96 KHN2=0.98</p><

35、p>　　8）計算解除疲勞許用應力。</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.0</p><p>　　[σH]1= KHN1σHlim1/S=0.96×600/1.0Mpa</p><p><b>　　=576Mpa</b></p><p>　　[σH]2= KHN2σHlim2/S=0.98

36、×550/1.0Mpa</p><p><b>　　=539Mpa</b></p><p><b>　　(2)計算</b></p><p>　　1）試算小齒輪分度圓直徑dd1，代入[σH]較小的值</p><p>　　dd1≥2.32(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3<

37、;/p><p>　　=2.32×[1.3×1.37×105×（3+1）×189.82/(3.86×5392)] 1/3</p><p><b>　　=71.266mm</b></p><p>　　2)計算圓周速度v。</p><p>　　v=πdd1n1/（60&#

38、215;1000）=3.14×71.266×342.86/（60×1000）=1.28m/s</p><p><b>　　3）計算齒寬b。</b></p><p>　　b=φdd1=1×71.266mm=71.266mm</p><p>　　計算齒寬與齒高之比b/h。</p><p&g

39、t;　　模數(shù)：m=d1/Z1=71.266/24=2.969mm</p><p>　　齒高：h=2.25m=2.25×2.969=6.68mm</p><p><b>　　b/h=10.67</b></p><p><b>　　計算載荷系數(shù)。</b></p><p>　　根據(jù)v=1.28m

40、/s，7級精度，由課本圖6-5查得動載荷系數(shù)Kv=1.07；</p><p>　　直齒輪，KHa=KFa=1：</p><p>　　由課本表6-5查得KA=1</p><p>　　由課本表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHβ=1.316</p><p>　　由b/h=10.67，KHβ=1.316查課本表6-5得K

41、Fβ=1.28：故載荷系數(shù)</p><p>　　K=KA×KV×KHa×KFβ=1×1.07×1×1.316=1.408</p><p>　　6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，</p><p>　　d1= d1t(K/Kt) 1/3=71.266 ×(1.408/1.3) 1/3=73.

42、187mm</p><p>　　7)計算模數(shù)m：m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm</p><p>　　3.按齒根彎曲強度設計</p><p>　　由課本式（6-15）得彎曲強度的設計公式</p><p>　　m≥[2KT1YFaYSa/(φdz12σF)] 1/3</p><p>　　確定公式內的各計

43、算數(shù)值</p><p>　　1）由課本圖6-15查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380MPa</p><p>　　2）由課本圖6-13取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.88</p><p>　　3)計算彎曲疲勞許用應力。</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，

44、由課本式（10-12）得</p><p>　　[σF]1= KFN1σFE1/S=0.85×500/1.4=303.57MPa</p><p>　　[σF]2= KFN2σFE2/S=0.88×380/1.4=238.86MPa</p><p><b>　　4)計算載荷系數(shù)K</b></p><p>

45、　　K=KA×KV×KFa×KFβ=1×1.07×1×1.28=1.37</p><p><b>　　5)取齒形系數(shù)。</b></p><p>　　由課本表6-10查得 YFa1=2.65 YFa2=2.226 </p><p><b>　　查取應力校正系數(shù)</b>

46、;</p><p>　　由課本表6-10查得 YSa1=1.58 YSa2=1.764</p><p>　　計算大、小齒輪的YFa YSa/[σF]</p><p>　　YFa1 YSa1/[σF]1=2.65×1.58/303.57=0.01379</p><p>　　YFa2 YSa2/[σF]2=2.226×1.7

47、64/238.86=0.01644</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值大。</b></p><p><b>　　8)設計計算</b></p><p>　　m≥[2×1.37×1.37×105×0.01644 /(1×242)] 1/3</p><p

48、><b>　　=2.2mm</b></p><p>　　對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)m的大小重腰取決于彎曲強度的承載能力，而齒面接觸疲勞強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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.2并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度的的分度圓直徑d1=73.187，算出小齒輪的齒數(shù)z1=d1/m=73

49、.187/2.5=30</p><p>　　大齒輪的齒數(shù)z2=3.86×30=116</p><p>　　這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。</p><p><b>　　4.幾何尺寸計算</b></p><p>　?。?）計算分度圓直徑 d1= z1m=30×

50、2.5=75mm</p><p>　　d2= z1m=116×2.5=290mm</p><p>　　（2）計算中心距 a=（d1+ d2）/2=（75+290）/2=183mm</p><p>　?。?）計算齒輪寬度 b=φd d1=1×75=75mm取B2=75mm ，B1=80mm</p><p><b>

51、　　軸的設計計算</b></p><p><b>　　輸出軸的設計計算</b></p><p>　　1、兩軸輸出軸上的功率P、轉數(shù)n和轉矩T</p><p>　　PII輸=4.67×0.98=4.58kw</p><p>　　n2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/min</p

52、><p>　　T2=397656N·mm</p><p>　　PI輸=4.92×0.98=4.82 kw</p><p>　　n1=417.39 r/min</p><p>　　T1=100871 N·mm</p><p>　　2、求作用在齒輪上的力</p><p>　

53、　因已知低速大齒輪的分度圓直徑為d2=355mm</p><p>　　Ft2=2T2/d2=2×397656/355=2011N</p><p>　　Fr2= Ft2tan20°=2011×0.3642=825N</p><p>　　因已知低速大齒輪的分度圓直徑為d1=84mm</p><p>　　Ft1=2T1

54、/d1=2×100871/84=2401N</p><p>　　Fr1=Ft1tan20°=2401×0.3642=729N</p><p>　　4、初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取的材料為45鋼，調制處理。根據(jù)課本表15-3，取A0=112，于是得</p><

55、;p>　　dmin2= A0（PII輸/ n2）1/3=112×（4.58/108.13）1/3=39.04mm</p><p>　　dmin1= A0（P1輸/ n1）1/3=112×（4.82/417.39）1/3=25.32mm</p><p><b>　　5、聯(lián)軸器的選擇</b></p><p>　　為了使所選

56、輸出軸的最小直徑與聯(lián)軸器的孔相適應，故選聯(lián)軸器的型號。</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT2,查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取KA=1.3，則</p><p>　　Tca= KAT2=1.3×397656=516952.8 N·mm</p><p>　　按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器工程轉矩條件，查《機械設計手冊》，

57、選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為630000 N·mm。聯(lián)軸器的孔徑d1=38mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=58mm。</p><p><b>　　6、軸承的選擇</b></p><p>　　初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，由軸承產品目錄中初步取0基本軸隙組、標準京都記得深溝

58、球軸承213，其尺寸d×D×T=65mm×120mm×23mm。</p><p>　　7、軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由課本表6-1查得平鍵截面b×h=20mm×12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸配合為H7/n

59、6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12mm×8mm×50mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.</p><p>　　8、確定軸上圓角尺寸</p><p>　　參考課本表15-2，取軸端倒角為2×45°。</p><p><b>　　9、求軸上的載荷</b></p><p>&

60、lt;b>　　1軸</b></p><p><b>　　彎矩合成</b></p><p><b>　　應力校核軸的強度</b></p><p>　　進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)課本式（15-5）及上圖的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計

61、算應力</p><p>　　σca1=[M12+（αT1）2] 1/2/W=[81263.382+（0.6×100871）2] 1/2/（1×843）</p><p><b>　　=0.29MPa</b></p><p>　　σca2=[M12+（αT2）2] 1/2/W=[76462.382+（0.6×39765

62、6）2] 1/2/33656.9</p><p>　　=6.28 MPa前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由課本表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此σca1＜σca2＜[σ-1]，故安全。</p><p>　　七、滾動軸承的選擇及校核計算</p><p>　　根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命</p><p>　　16×360

63、15;10=576000小時</p><p><b>　　1、計算輸入軸承</b></p><p>　?。?）已知nI=417.39r/min nII=108.13r/min</p><p>　　(2)計算當量載荷P1、P2</p><p><b>　　取f P=1.5</b></p>

64、<p>　　PI=fPxFr1=1.5×(1×1039)=1558.5N</p><p>　　PII=fPxFr2=1.5×(1×977.5)=1466.25 N</p><p><b>　　(3)軸承壽命計算</b></p><p><b>　　∵深溝球軸承ε=3</b&g

65、t;</p><p>　　Lh=106C3/(60nP3)</p><p>　　Lh1=106C3/(60nP13)=106×[44.8×106] 3/[60×320×(1.5×1558.5) 3]</p><p>　　=3.67×1014h>57600h</p><p>　　

66、Lh2=106C3/(60nP23)=106×[44.8×106] 3/[60×70.8×(1.5×1466.25) 3]</p><p>　　=1.99×1015h>57600h</p><p><b>　　∴預期壽命足夠</b></p><p>　　八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算

67、</p><p><b>　　由課本式（6-1）</b></p><p>　　σp=2T×103/（kld）</p><p><b>　　確定上式中各系數(shù)</b></p><p>　　TI=100.871N·m</p><p>　　TII=397.656N

68、·m </p><p>　　k1=0.5h1=0.5×12mm=6mm</p><p>　　k2=0.5h2=0.5×8mm=4mm </p><p>　　l1=L1-b1=63mm-12mm=51mm</p><p>　　l2=L2-b2=50mm-12mm=38mm</p><p>&

69、lt;b>　　d1=70mm</b></p><p><b>　　d2=38mm</b></p><p>　　σp1=2TI×103/（k1l1d1）=2×74.22×103/（6×51×70）</p><p><b>　　=6.93MPa</b><

70、/p><p>　　σp2=2TII×103/（k2l2d2）=2×315.51×103/（4×38×38）</p><p>　　=109.24 MPa</p><p>　　由課本表6-2[σp]=100-120</p><p>　　所以σp1≤[σp] σp2≤[σp] 滿足要求<

71、;/p><p><b>　　九箱體的設計</b></p><p>　　1.箱體的毛坯、材料及熱處理 (1)箱體的毛坯：選用鑄造毛坯或焊接毛坯，應根據(jù)具體條件進行全面分析決定。鑄造容易鑄造出結構復雜的箱體毛坯，焊接箱體允許有薄壁和大平面，而鑄造卻較困難實現(xiàn)薄壁和大平面。 焊接箱體一般比鑄造箱體輕，鑄造箱體的熱影響變形小，吸振能力較強，也容易獲得較好的結構剛度。 (2)

72、箱體的材料和熱處理 箱體的常用材料有： 鑄鐵 多數(shù)箱體的材料為鑄鐵，鑄鐵流動性好，收縮較小，容易獲得形狀和結構復雜的箱體。鑄鐵的阻尼作用強，動態(tài)剛性和機加工性能好，價格適度。加入合金元素還可以提高耐磨性。具體牌號查閱有關手冊。 鑄造鋁合金 用于要求減小質量且載荷不太大的箱體。多數(shù)可通過熱處理進行強化，有足夠的強度和較好的塑性。 鋼材 鑄鋼有一定的強度，良好的塑性和韌性，較好的導熱性和焊接性，機加工性能也較好，但鑄造時容易氧化與熱

73、裂。箱體也可用低碳鋼板和型鋼焊接而成。 箱體的熱處理： 鑄造或箱體毛坯中的剩余應力使箱體產生變形，為了保證箱體加工后精度的穩(wěn)定性，對箱體毛坯或粗加工后要用熱處理方法消除剩余應力，減少變形。常用的熱處理措施有以下三類： A)熱時效。鑄件在500～600°</p><p>　　表21-2 鑄造箱體的壁厚 </p><p>　　儀器儀表鑄造外殼的最小壁厚參考表21-3選取<

74、;/p><p><b>　　十 總結</b></p><p>　　通過這次課程設計讓我了解到了v型帶的傳動過程，但是最后的成品卻不一定與設計時完全一樣，因為，再實際生產設計中存在著各種各樣的條件制約。而且，在現(xiàn)實設計中存在著各種各樣的誤差。所以，在設計時應考慮全面，根據(jù)生產實際，從中找出最適合的設計方案。</p><p>　　通過這次學習，讓我對v

75、型帶的傳動有了一定的了解，所以說，應當進行實際操作與理論的結合，對自己的重要性。</p><p><b>　　十一參考文獻</b></p><p>　　[1]隋冬杰，劉曉菡，王傲勝，機械基礎.上海：上海同濟大學出版社.</p><p>　　[2] 孔凌嘉，王曉力，機械設計. 北京：北京理工大學出版社，1988.</p><p

76、>　　[3] 余長庚，盧玉明，機械設計基礎. 北京：高等教育出版社，1984.</p><p>　　[4] 岳優(yōu)蘭，馬文鎖，機械設計基礎. 開封：河南大學出版社，2000.</p><p>　　[5]卜炎.機械傳動裝置設計手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，1989.</p><p>　　[6]黃鶴汀.機械制造技術..北京:機械工業(yè)出版社.1997.12</p