毕业设计（论文）-蛋糕切片机设计.doc

毕业设计文稿 第 34 页 共 34 页目录引 言.第1章 方案的选择第2章 传动设计.2.1 电动机的选择.2.2 减速器的设计. 2.2.1 齿轮的设计.2.2.2 轴的设计.2.3 V带的设计.2.3.1 V带轮的设计.第3章 切片组件的设计.3.1 切片轴的设计.3.2 切片轮的设计.3.3 切片刀的设计.3.4 切片轮与切片刀之间联接轴的设计.3.5 机架的设计结 论 引 言 蛋糕切片机需要完成两个执行动作：蛋糕的直线间歇运动和切刀的往复运动。通过两者动作的配合进行切片，通过改变直线间歇移动的距离，以满足蛋糕的不同切片宽度的要求。本设计只要求设计切刀的往复运动。原始数据及设计要求：1）蛋糕厚度100mm。2）蛋糕切片长度(亦即切片的高)范围10 mm。3）切刀切片时最大作用距离(亦即切片的宽度方向)300 mm。4）切刀工作节拍。40 次/min。5）生产阻力很小。要求选用的机构简单、轻便、运动灵活可靠。 第1章 方案的选择 根据设计要求，初步拟定以下四种方案： 传动部分的选择：方案a和方案b采用一个二级减速器传动，方案c和方案d采用V带加一个二级减速器传动。两种方案都能达到传动的要求，但因蛋糕切片机切刀所需的速度不大，如果只采用一个二级减速器传动，其传动比大，减速器的外形尺寸也就大，那样就不能满足整机简单、轻便的要求，采用V带加一个二级减速器传动，即可满足传动比的要求，又能使整机装配简单，重量又能大大减轻，因此，传动部分采用V带加一个二级减速器传动； 执行部分的选择：方案c采用的是凸轮机构，方案d采用的是偏心轮机构，二者也都能满足要求，但是，凸轮机构制造复杂，成本高，考虑成本问题，所以采用偏心轮机构。 因此，综合传动部分的选择和执行部分的选择，本设计采用方案d。 第2章 传动设计2.1 电动机的选择（1）选择电动机类型安工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。（2）确定电动机转速切片工作转速为40r/min按传动比合理范围 取二级圆柱齿轮减速器传动比，则电动机转速的可选范围为 (3)因蛋糕切片机需求功率不大，所以初步选用Y801-4型电动机，其参数如下： 型号额定功率/ kw转速/（r/min）电流/A效率（%）功率因数cos转子转动惯量重量/kg-Y801-40.5513901.51730.762.26.52.20.018172传动比分配：（1）总传动比（2）分配传动装置传动比式中i0、分别为带传动和减速器的传动比，i0=2.8 (实际的传动比要在设计V带传动时，由所选项大、小带轮的标准直径之比计算)，则减速器传动比为： （2）分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，由参考文献10中的，图12展开曲线查得，则3计算传动装置各轴的运动和动力参数（1）各轴转速为进行传动件的设计计算，将传动装置中各轴由高速至低速依次定为轴， 轴，轴。则轴为高速轴，轴为中间轴，轴为输出轴由参考文献10中的式（9）（11）轴 轴 轴 切片轴 （2）各输入轴功率由参考文献10中式（12）（15） 轴 轴 轴 切片轴 各输出功率为： 轴 轴 轴 切片轴 （3）各轴输入转矩由参考文献10中式（16）（21）电动机轴输出转矩 -轴输入转矩为： 轴 轴轴 切片轴输入转矩 各轴输出转矩为： 轴 轴 轴 切片轴输入转矩 运动和动力参数计算结果整理于下表：2.2 减速器的设计2.2.1 齿轮的设计、高速轴上齿轮对的设计已知输入功率，小齿轮转速，齿数比,由电动机驱动，工作寿命为15年（设每年工作300天），每天8个小时，工作平稳，转向不变。1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 蛋糕切片机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3） 材料选择。由参考文献1中表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4） 选小齿轮齿数，大齿轮数2 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行计算，即 1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选载何系数（2） 小齿轮传递的名义转矩（3） 由表10-7选取齿宽系数（4） 由表10-6查得材料的弹性影响系数（5） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；（6） 由式10-13计算应力循环次数 （7） 由图10-19查得接触疲劳寿命系数；（8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 2） 计算（1） 试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值(2)计算圆周速度v (3)计算齿宽b(4)计算齿宽与齿高之比b/h模数 齿高 b/h=29/3.26=8.90(5)计算载荷系数根据v=0.74m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，假设。由表10-3查得动载荷系数；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 将数据代入后得 由b/h=8.90, 查图10-13得；故载荷系数 （6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 （7）计算模数m 3 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为1） 确定公式内的各计算数值（1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（2） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数； （3） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 （4） 计算载荷系数K （5） 查取齿形系数由表10-5查得； （6） 查取应力校正系数由表10-5查得； （7） 计算大、小齿的并加以比较 大齿轮的数值大。2） 设计计算 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.105并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触强度算得的分度圆直径=32.22mm，算出小齿轮齿数 ，取大齿轮齿数 ，取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4 几何尺寸计算1） 计算分度圆直径 2） 计算中心距 3） 计算齿轮宽度 取， 5 验算 ，合适、低速轴上齿轮对的设计已知输入功率，小齿轮转速，由电动机驱动，工作寿命为15年（设每年工作300天），每天8个小时，工作平稳，转向不变。1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 蛋糕切片机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3） 材料选择。由参考文献1中表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4） 选小齿轮齿数，大齿轮数,取2 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行计算，即 1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选载何系数（2） 小齿轮传递的转矩（3） 由表10-7选取齿宽系数（4） 由表10-6查得材料的弹性影响系数（5） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；（6） 由式10-13计算应力循环次数 （7） 由图10-19查得接触疲劳寿命系数； （8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 2） 计算（1） 试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值(2)计算圆周速度v (3)计算齿宽b(4)计算齿宽与齿高之比b/h模数 齿高 b/h=51.99/5.85=8.90(5)计算载荷系数根据v=0.26m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，假设。由表10-3查得动载荷系数；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 将数据代入后得 由b/h=8.90， 查图10-13得；故载荷系数 （6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 （7）计算模数m 3 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为1） 确定公式内的各计算数值（1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（2） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数； （3） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 （4） 计算载荷系数K （5） 查取齿形系数由表10-5查得； （6） 查取应力校正系数由表10-5查得； （7） 计算大、小齿的并加以比较 大齿轮的数值大。2） 设计计算 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.086并就近圆整为标准值m=1.25mm，按接触强度算得的分度圆直径=57.27mm，算出小齿轮齿数 ，取大齿轮齿数 ，考虑到高速轴上的大齿轮不会碰到低速轴,故取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4 几何尺寸计算1） 计算分度圆直径 2） 计算中心距 3） 计算齿轮宽度 取B2=58mm， 5 验算 ，合适2.2.2 轴的设计、中间轴的设计已知数据：该轴上小齿轮分度圆直径，齿轮宽度；大齿轮分度圆直径，；该轴输入功率P=0.502kW，转速n=95.47r/min,传递转矩T=50.24Nm，输出转矩因为齿轮均为直齿轮，所以轴只承受径向力，大小如下： 1 初步确定最小直径按式15-2初步估算轴的最小直径。因小齿轮分度圆较小，所以把小齿轮和轴做成一体，轴的材料和小齿轮材料一样，为40Cr，调质处理。根据表15-3，取，于是得 中间轴的最小直径显然是安装轴承处，为了使所选的轴直径与轴承孔径相适应故需选取轴承型号。 初步选择滚动轴承，在此，轴承只承受径向力，故选用常用滚动轴承。参考轴的最小直径选用常用滚动轴承6004，其尺寸为dDB=20mm42mm12mm，故，而2 轴的结构设计1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）已知（2）为了满足轴承的轴向定位要求，-右端需用套筒定位，-左端需制出一轴肩，故取（3）取安装齿轮处的轴段-的直径，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为33mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取。 （4）取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度B=12mm，大齿轮轮毂长，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2）轴上零件的周向定位 大齿轮的周向定位采用平键联接。按由手册查得平键截面bh=8mm7mm(GB1096-79)，键槽用键槽铣刀，长为18mm(GB1096-79)同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/h6；滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。3）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径详见零件图。3 求轴上的载荷首先做出轴的计算简图。因为轴承为常用滚动轴承，所以轴承的支点位置为轴承宽度的中点；又因齿轮为直齿圆柱齿轮，所以轴只受弯矩，不受扭矩。各数据参看计算简图。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图。如下：从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面D是轴的危险截面。现在将计算出的截面D处的M值列于下表：支反力F， 弯矩M4 按弯扭合成应力校核轴的强度轴的弯扭合成强度条件为 已知，T=0由表15-4可知 式中，d=26mm，b=8mm，t=4mm将数据代入公式得： 由以上数据可得： 查表15-1可知 则有， ，符合强度要求、高速轴的设计齿轮机械的参数如下表：级 别m/mm齿宽/mm高 速 级221151.5,低 速 级461101.25,1已知：轴上功率，转速，转矩小齿轮分度圆直径为则作用在齿轮的力为 2初步确定轴的最小直径 因小齿轮分度圆较小，固此将齿轮和轴做成一体， 则轴的材料和齿轮一样，也为钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径，3轴的结构设计1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）-处轴的长度等于带轮的宽度，即；-处轴的长度等于小齿轮的宽度，即；（2）初步选择滚动轴承 在此，轴承只承受径向力，故选用常用滚动轴承。参考轴的最小直径和齿轮分度圆，选用常用滚动轴承6005，其尺寸为dDB=25mm47mm12mm故，而。（3）为了满足轴承的轴向定位要求，-的右端和-的左端需制出一轴肩，故取；取；为了满足带轮的安装要求，-段右端需制出一轴肩，故取。（4）轴承盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离=30mm，故取（5）根据已设计出的中间轴和安装要求可计算得： ， 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2)轴上零件的周向定位 带轮的周向定位采用平键联接。按由手册查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为25mm (标准键长见GB1096-79)，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。3）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴左端倒角为，右端倒角为，轴肩处的圆角半径详见零件图。、输出轴的设计已知：输出轴上的功率，转速，转矩，该轴上的齿轮分度圆直径d=137.5mm则作用在轴上的力为：1 初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000Nmm。半联轴器的孔径，故取；半联轴器长L=52mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm。2 轴的结构设计1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-左端需制出一轴肩，故取-段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=28mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取-段的长度应比L1略短一些，现取。 （2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用常用滚动轴承。参考轴的最小直径和齿轮分度圆，选用常用滚动轴承6005，其尺寸为dDB=25mm47mm12mm，故；而。 左端轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6005型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取 （3）取安装齿轮处的轴段-的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为58mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取。 （4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离l=30mm，故取（5）根据已设计出的中间轴可计算得： ， 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2） 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按由手册查得平键截面 bh=8mm7mm（GB1096-79），键槽用键槽铣刀加工，长为28mm（标准键长见GB1096-79），同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为6mm6mm20mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。3） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角详见零件图。2.3 V带的设计由上表得原始数据：传递的功率：P=0.55kW，传动比，该V带传动位于电动机与减速器之间，所传递的速度高1 确定计算功率计算功率是根据传递的功率P，并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的。即 查表选取，则2 选择带型根据计算功率和小带轮转速由图8-8选定带型为Z型普通V带3 确定带轮的基准直径和1） 初选小带轮的基准直径根据V带截型，参考表8-3及表8-7选取而ddmin=50mm。为了提高V带的寿命，选取=54mm2） 验算带的速度v 对于普通V带 ，符合要求3） 计算从动轮的基准直径 ，按V带轮基准直径系列表8-7圆整为=154mm4 确定中心距a和带的基准长度根据传动的结构需要初定中心距，取 计算得： 初取,根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准长度： =2200+（154+54）+ =1066mm查表8-2选取=1120mm根据计算实际中心距，由于V带传动的中心距一般是可以调整的，故可采用下式作近似计算，即 考虑安装调整和补偿预紧力（如带伸长而松弛后的张紧）的需要，中心距的变动范围： 5 验算主动轮上的包角根据式8-6及对包角的要求，应保证 满足要求6 确定带的根数z 查表可知： ， ， ， 将数据代入公式得： 7 确定带的预紧力预紧力公式为：代入数据得： 由于新带容易松弛，且此处又不是自动张紧，所以安装时的预紧力应为： 1.5=1.540.81N=61.22N8.计算带传动作用在轴上的力（简称压轴力） 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力。如果不考虑带的两边的接力差，则压轴力可以近似地按带的两边的预紧力的合力来计算，即下式： 代入数据得： 带轮的实际传动比由于实际传动比与设定的传动比相差很小，因此对于传动装置的运动和动力参数不需要作重新调整。2.3.1 V带轮的设计由其上2.2节中得已知条件：轴的直径d=20mm，带轮的基准直径=154mm因300mm，因此采用腹板式带轮其参数相表8-10得：项目基准宽度（节宽）基准线上槽深基准线下槽深槽间距第一槽对称面至端面的距离最小轮缘厚带轮宽外径轮槽角符号efB参数8.52.07.0120.3815.5电动机输出轴上的带轮设计已知：轴的直径d=38mm，带轮的基准直径=54mm因2.5d=95，因此采用实心式带轮其参数如下表：项目基准宽度（节宽）基准线上槽深基准线下槽深槽间距第一槽对称面至端面的距离最小轮缘厚带轮宽外径轮槽角符号efB参数8.52.07.0120.3815.5第3章 切片组件的设计3.1切片轴的设计1确定轴上各段的直径和长度（1） 此轴的左端需与减速器的输出轴配合，故取， ；（2） 为了满足半联轴器的安装要求，-右端需制出一轴肩，故取，同时考虑到总装关系,取；（3） -为安装轴承处，因轴只承受径向力，所以选用常用滚动轴承，参考工作要求并根据，初步选取选用常用滚动轴承6005，其尺寸为dDB=25mm47mm12mm，则， ；由手册查得轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取，根据安装要求，取；（4）-为安装切片轮处，因切片轮宽为20mm，为使切片轮可靠地压紧其左端轴肩，此轴段应略短于切片轮宽度，故取，轴肩高度h0.07d，取h=5mm,则，切片轮右端用螺母固定，由，螺母型号为螺母 GB6170-86 M20，根据螺母宽m=18mm取。2轴上零件的周向定位 半联轴器处的定位键与减速器输出轴上半联轴器的定位键相同，也为平键620 GB1096-79，半联轴器与轴的配合也采用为H7/k6；切片轮的周向定位采用单圆头普通平键定位，C610 GB1096-79,切片轮与轴的配合采用H7/k6。 轴承用强压压在轴上，采用过盈配合，配合为H7/s6。根据以上数据选择轴承座的型号为SN205。切片从动轮的结构为切片轴上的-部分，制造工艺一样，在此不再赘述。3.2切片轮的设计已知蛋糕厚度为100mm，则切片刀的圆周运动直径应满足d100mm，现在取d=120mm，为减轻切片轮的质量同时也节省材料，故在切片轮上做出三个孔，其圆心在圆d上，半径均为15mm；因已知安装切片刀的轴的直径，所以在切片轮上做出一孔来安装切片刀的轴，直径大小满足轴的安装要求，为20mm，同时取切片轮的厚度为20mm。平面图如下： 3.3切片刀的设计已知切片最大作用距离为300mm，又知切片刀安装在切片轮上的所在圆直径为120mm，则可求出切片刀刀刃的长度应为300mm+120mm=420mm；设计切片刀宽度为20mm；刀背处厚度为2mm；其余三处厚度均为5mm；已知减速器输出轴距最高点的距离为107.32mm，再考虑切片刀达到最低点时刀刃不会低于107.32mm，则在设计切片刀高度时h需满足h(107.32+1202)mm=167.32mm，故在此取h=250mm。具体数据如下图：3.4切片轮与切片刀之间联接轴的设计 此轴是用来联接切片轮和切片刀的，根据已设计出的切片轮和切片刀的数据可知， ，在安装切片轮和切片刀时，为了使两者都能被螺母压紧，故-的长度应略小于切片刀轮毂宽度，-应略小于切片刀的宽度，分别取， ；切片轮的右端和切片刀的左端均采用轴肩定位，取轴肩高度d=6mm，则；为了满足安装要求，需使切片轮和切片刀之间有一定的距离，故取。 切片轮的轴向定位采用平键联接。按由手册查得平键截面bh=6mm6mm（GB1096-79），键槽用键槽铣刀加工长为10mm，同时为了保证切片轮与轴配合有良好的对中性，故选择切片轮轮毂与轴的配合为H7/n6。参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径详见零件图。 3.5机架的设计 根据以上所设计出的数据，本设计中机架部分采用材料为Q235-A的5.6号和8号两种角铁，厚度均为10mm，其连接部分均采用焊拉联接；与食品直接接触的部分采用不锈钢材料。设计时需考虑能够保证电动机和减速器能安装进机架中，取长宽高=920.5mm1020mm810.34mm，安装尺寸和具体要求详见以下几图：根据所得出的机架图，中上各章节所述，则电动机主要外形及安装尺寸如下：中心高H外形尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD. 1325153453152161781238801041结 论毕业设计是大学三年所学知识的一次综合复习和测评，通过此次设计使本人在很大程度上对机械设计的基本步骤以及设计的基本理念有一个很深刻的认识，深信通过此次设计在即将走上工作岗位的我将是一个很好的前奏曲。本设计课题由笔者及老师指导完成的。以上主要是减速器的设计，在设计的过程中主要是进行了电动机的选择，V带传动的设计以及切片组件的设计。电动机必须选择与实际工作机功率大致相当的功率并稍大