冲压式秸秆蜂窝煤成型机主体机构设计

摘要冲压式秸秆蜂窝煤成型机是把秸秆加入到模盘中，然后经过冲压这一动作把秸秆加工成成型的蜂窝煤。蜂窝煤成型机可以选用的机构种类繁多，可以做出多种设计方案，我们在冲压式秸秆蜂窝煤机原有的基础上进行创新，从而能够更好地实现机构的功能，即将秸秆冲压成形，清理碎屑，运输出成型的蜂窝煤。冲压式秸秆蜂窝煤成型机的各机构的设计要进行合理分析和准确计算，同时，设计出的零件经过安装以后要能够正常运行。本课题在设计的过程中，需要对各机构进行选型，以及校核和设计传动装置、冲压装置、扫屑装置以及分度机构。运用机械设计、机械原理等学科的知识。【关键词】秸秆；机构；冲压式

AbstractThestampingstrawhoneycombcoalformingmachineistoaddstrawtothedieplate,andthenprocessthestrawintoshapedhoneycombcoalbystamping.Thehoneycombcoalmoldingmachinecanchoosefromavarietyofmechanismsandcanmakeavarietyofdesignsolutions.Weinnovateontheoriginalbasisofthestampingstrawhoneycombcoalmachine,soastobetterachievethefunctionofthemechanism,thatis,strawstampingandcleaningCrumbs,transportedoutshapedbriquette.Thedesignofeachmechanismofthestampingstrawhoneycombcoalformingmachineshouldbereasonablyanalyzedandaccuratelycalculated.Atthesametime,thedesignedpartsmustbeabletooperatenormallyafterinstallation.Inthedesignprocessofthissubject,itisnecessarytoselecteachmechanism,andcheckanddesignthetransmissiondevice,punchingdevice,chipsweepingdeviceandindexingmechanism.Usetheknowledgeofmechanicaldesign,mechanicalprinciplesandotherdisciplines.【KeyWords】Straw;mechanism;stamping目录第1章引言1.1冲压式秸秆蜂窝煤成型机设计背景及意义 (4)V带的中心距和基准长度1)初选中心距由式:（3-6）选取:=900mm。2)带的基准长度L由式:（3-7）3)实际中心距a（3-8）4)中心距调整范围（3-9）(5)小带轮包角α1（3-11）算得：根据=970r/min，i=3.6和B型带查表3-3用插值法算得：=0.306KW。于是：（3-12）2)V带根数Z:由式：（3-13）算得：，取5根(7）单根V带的初拉力的最小值由表3-5得B型带的单位长度质量：q=0.18kg/m由式：（3-14）算得：(8)轴的压力压轴力的最小值为由式：（3-15）算得：(9)计算带轮的结构尺寸，绘制工作图。 冲压式秸秆蜂窝煤成型机主体结构设计 图3-1小带轮图3-2大带轮(10)蜂窝煤成型后的传送带速度要能够让前一块蜂窝煤运走后，后一块蜂窝煤落在传送带上，选择使用n=40r/min的电机，从工作台下方设置传送带，由于尺寸有限，取主动带轮直径50mm，可计算出传送带速度m/s3.2设计和计算齿轮传动3.2.1直齿圆柱齿轮(1)选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数、及齿宽系数ϕd因为该齿轮传动所要传递功率并不高[19]，所以该齿轮选用45钢作为材料，并且进行调质处理，选用7级精度。因为材料的硬度差取40HBS，则齿面硬度分别取：240HBS、280HBS，属于软齿面的闭式传动。齿轮工作时的速度不高，并且载荷相对平稳，选择小齿轮的齿数为：=23，大齿轮的齿数为：=73.6，圆整取=74(2)按照齿面接触疲劳强度设计（3-16）式中，载荷系数：KHt为转矩：齿数比：区域系数：ZH弹性影响系数:重合度系数:Zε许用接触应力:[]计算公式中各个参数：2)计算小齿轮传递的转矩（3-17）算得：N/mm=2.58×N/m3)系数ZEZHZε将齿轮材料选择为铸钢，所以由机械手册取：ZH=2.5Z4)大小齿轮的接触疲劳强度极限、按照大小齿轮齿面硬度查得：=640MPa、=580MPa5)确定应力循环次数（3-18）6)确定接触疲劳强度寿命系数、由应力循环次数计算得：=0.94、=0.977)计算许用接触应力[]、[]零件一旦发生点蚀破坏，就会出现噪声和振动的增大的情况，因为点蚀破坏不能立即引起失效，所以要进行接触疲劳强度的计算时[20]，取安全系数S==1。则：（3-19）算得：MPa=601.6MPa=0.97×580/1.0MPa=545.2MPa(3)设计计算1)小齿轮分度圆直径[]取较小的值，故取：[]=[]由（3-16）算得：=89.6mm2)计算圆周速度代入式(3-2)得：==1.263m/s(4)齿轮传动的几何尺寸1)齿宽b（3-20）计算得：b=91.8mm2)齿宽于齿高之比由式：（3-21）齿高由式：h=2.25（3-22）故：b/h=9.76mm3)载荷系数K查表得：=1.0，又因为=1.26m/s，则精度等级7得：=1.06；又由和得：=1.428，则：K=（3-23）4)校正分度圆直径（3-24）式中,试选载荷系数——代入算得：mm5)模数m由式（3-21）算得：m==mm=3.991mm(5)校核齿根弯曲强度（3-25）式中，齿形系数——，应力修正系数——计算公式中各个参数值：1)大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限、根据布氏硬度计算得小齿轮的弯曲疲劳强度极限[20]=560，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=4802)弯曲疲劳寿命系数、根据应力循环次数得：=0.94、=0.963)弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数=1.4，由式（3.26）得：（3-26）K=KAKVKFαKFβ（3-27）取得:K=K=1,K=1.59，计算得：K=1×1.06×1×1.59=1.69。齿形系数和应力修正系数由表3-7查得：确定大、小齿轮的与并比较再其中最大值代入公式中计算=2.69×1.575/322.3=0.013145（3-28）=2.232×1.758/384=0.010218(6)校核计算，由式（3-25）算得：mm=2.79mm根据上面的数据所算出来的结果，按照齿面接触疲劳强度准则，经过计算所得出的模数m大于按照齿根弯曲疲劳强度准则所求出的模数m。弯曲强度所决定的齿轮的承载能力会影响模数，模数只和齿轮的直径有关，所以按照弯曲强度得到的模数2.79较好，又考虑到齿面接触疲劳强度，将其圆整为m=3.5mm,则根据接触强度准则，最后确定分度圆的直径为：d=91.81mm由式（3-21）得：z==≈26z=3.2×26=83.2，取：z=83z——小齿轮齿数z——大齿轮齿数由以上所求的齿轮，齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度都符合设计要求，并且消耗资源少，结构也很合理。(7)确定几何尺寸1)由式（3-21）计算得：d=mz=91mmd=mz=290.5mm。d、d——分度圆直径2)确定中心距：（3-29）式中：分度圆直径——代入式（3-29）计算得：a==190.8mm3)齿轮宽度小齿轮见图3-3，大齿轮见图3-4：图3-3小齿轮图3-4大齿轮3.2.2锥齿轮设计(1)确定传动比：=32.333/3.6×3.2=2.8所以有：（3-30）式中：为锥角故有：=（3-31）计算得：=，==因为圆柱齿轮是锥齿轮的当量齿轮，则锥齿轮不发生根切的最少齿数要小于直齿圆柱齿轮的最少齿数，即：（3-32）式中：当量齿数——算得：取：=35=35×2.81=98.35选=98故：(2)齿轮的材料，热处理方法及精度等级因为齿轮传动为一般传动，小齿轮选用软齿面进行调质处理，材料选用45钢，取280HBS的齿面硬度；大齿轮材料选用45钢，进行调质处理，选7级精度，取240HBS的齿面硬度。(3)按照齿面接触疲劳强度设计齿轮其设计公式：（3-33）1)载荷系数（3-34）2)弹性系数取得：=189.8MPa3)齿宽系数通常=0.25～0.35，常用值为=1/3，故取选：=1/34)小锥齿轮转矩轴Ⅱ的输入功率：P=P（3-35）式中：-传动效率取=0.97，=0.98，=0.98，算得：P=7.5×0.97×0.98×0.98KW=6.99KW轴Ⅱ的转速：=970/3.6×3.2=84r/min轴Ⅱ扭矩：T2=794696.4N.mm5)大小齿轮的接触疲劳强度极限、取得:=640MP、=580MP6)应力循环次数由式(3.18)得：=2.91×=1.036×7)接触疲劳强度寿命系数8)确定许用接触应力[]，[]取=1.0，则有：=614.4MPa=568.4MPa9)确定小齿轮直径由于[]≤[]，[]取较小者，则有：（3-36）由式（3-36）计算得：=180.9mm10)圆周速度由式（3-2）算得：=0.80m/s≤6m/s，故取7级精度。(4)选择齿轮的主要参数选择和计算几何尺寸1)模数由式(3-21)算得：=/=5.17mm就近选择标准模数取：=5mm2)分度圆直径由式(3-21)算得：=5×35=175mm，取180mm=5×98=490mm3)齿轮宽度锥距：（3-37）算得：R==260mm所以：≤=86.67mm，取整=40mm(5)齿根校核1)弯曲疲劳强度（3-38）（3-39）大小齿轮的弯曲疲劳强度极限，由应力循环次数和齿轮材料取：=480MPa、=560MPa2)弯曲疲劳寿命系数、由应力循环次数和热处理方式得：=0.94、=0.973)许用弯曲应力[]、[]考虑到弯曲疲劳强度，如果齿轮的齿一旦发生断裂，就会会导致事故的发生，那么根据齿根弯曲疲劳强度准则，应取S=S=1.25～1.5,弯曲疲劳安全系数S=1.5（3-40）代入式（3-40）算得：4)齿形系数、和应力修正系数、由已知的当量齿数：、，查表3.7用插值法计算得：=2.43、=2.01、=1.66、=1.995)计算大、小齿轮的/[]与/[]（3-41）代入式（3-41）算得：=0.0134=0.0111(6)齿轮的校核计算取/[]和/[]中的较大者代入计算计算得：=72.92MPa≤[]，故齿轮的弯曲疲劳强度满足设计要求。3.3轴的设计3.3.1轴Ⅰ的结构设计轴Ⅰ的输入功率P1=7.275KW，转速n1=269(1)轴I的结构设计，见图3-5：图3-5轴Ⅰ示意图(2)计算轴最小直径因为轴的1段只受到转距作用，最后确定最小直径：，轴进行调质处理，其材料选用45钢，查表3-11确定A0的值，取A0=110。由公式：(3-42)计算得：增大单键槽的轴径，增大5%～7%，相应单键槽的增加数值为34.65mm～35.31mm，取=35mm，故得：==35mm。(3)各轴段的尺寸的计算1)因为大带轮最后选用的是轮辐式，将轮毂长为70mm的大带轮安装在轴的1段，取=68mm短于轮毂长度是为了能够定位可靠再取==35mm。2)轴的第2段处轴肩=（0.07～0.1）=2.45～3.5mm，最后取=3.5mm，因为轴第1段处有单键槽，所以轴肩增大1.5mm,取h=5mm，=+2==45mm，因为要在轴2处安装曲柄，所以取L2=225mm,轴承盖选用凸缘式，用毡圈密封,毡圈型号选择45JB/ZQ4606-1997.3)因为要把套筒和滚动轴承安装在轴的第3段，所以选用深沟球轴承6409，d×D×B=45×120×29,则取=50mm，因为套筒长10mm,故L3=43mm。4)将小直齿轮安装在轴的第4段，选用齿宽为96mm，考虑到齿轮需要轴向可靠定位，那么在选择L4时，L4要比齿轮宽度稍微短一点，故取L45)轴的第5段是用来给齿轮和飞轮定位的，那么定位轴肩高度=（0.07～0.1）=3.85～5.5mm，取=5.5mm，故取=66mm。最后取L5=240mm是为了防止安装轴2锥齿轮时与飞轮发生触碰。6)把飞轮安装在轴的第6段，考虑到飞轮能够定位可靠，故取飞轮轴向高为140mm，取=136mm，d6=7)把定位套筒和轴承安装在轴的7段，故选取d7=50mm，选用了深沟球轴承6410，d×D×B=50×130×31,套筒长51mm,故L7(4)大带轮、齿轮、飞轮的周向固定用普通平键连接来对飞轮、齿轮和带轮的周向固定，同时把过盈配合作为轴承与轴的配合方式，带轮与轴的配合选用过渡配合H7/n6，齿轮与轴的配合也采用过渡配合H7/n6,飞轮与轴的配合采用过渡配合H7/n6。大带轮处的键根据轴径查表3-12，选用为：b×h×L=10×8×50。同时，齿轮处的平键查得：b×h×L=16×10×70；而飞轮处平键选用为：b×h×L=16×10×110。确定倒角和圆角的尺寸。轴两端的倒角，取为2×45°。轴的尺寸如表3-13，得到轴上各键的型号与配合如表3-14：3.3.2轴Ⅱ的设计及校核A轴Ⅱ的结构设计轴Ⅱ的输入功率P2=P∙η带∙η齿∙轴Ⅱ的结构设计如图3-6：图3-6轴Ⅱ示意图(1)选择轴的最小直径考虑到1段只受到转矩作用，而且直径最小，最后估算轴的最小直径，所以对进行调质处理，轴的材料采用45钢[19]，查表3.12选定轴的A0值，取A0（3-43）算得：因为单键槽轴径应正大5%～7%，单键槽轴径增大后的数值是50.379mm～51.3386mm故取：=51mm。那么曲柄滑块的孔径可以取为轴的最小直径==51mm(2)轴Ⅱ上各轴段的尺寸的计算1)轴的第1段轴径取d1=51mm，曲柄轴向轮毂长64mm，L1=60mm是为2)轴的第2段处定位轴肩=（0.07～0.1）=3.57～5.1mm，取=4.5mm，则=+2=（51+2×4.5）mm=60mm。考虑到模盘与曲柄连杆需要有足够空间，所以取L2=60mm。3)将套筒和滚动轴承安装在轴的3段处，选用角接触球轴承为7313AC,d×D×B=65×140×33,套筒长10mm。取=65mm,L3=47mm。轴承盖选用凸缘式，厚度30mm;采用毡圈（b1×d4)把大圆柱齿轮安装在轴的第4段处，齿宽为91mm，考虑到需要定位可靠，轴的第4段长度比齿的宽度略短，故取L4=87mm,5)因为轴的5段处需要定位圆柱齿轮和锥齿轮，定位轴肩的高度=（0.07～0.1）=4.9～7mm，考虑到键槽深度，取=7mm，=84mm，取L5=490mm是因为要防止安装大锥齿轮时与圆柱齿轮发生碰撞。6)锥齿轮装配到轴的第6段处，取d6=d4=70mm,考虑到锥齿轮需要定位可靠，故取7)轴第7段处安装轴承和套筒，选角接触球轴承为7313AC,d×D×B=65×140×33,套筒长10mm,取d7=d3=65mm，8)轴的第8段取d8=d2=60mm,9)轴的第9段取d9=d1=51mm,L9(3)轴Ⅱ上直齿轮、锥齿轮、曲柄轮的周向固定直齿轮、曲柄轮、锥齿轮与轴的周向固定都采用过渡配合H7/m6，轴承与轴的周向固定为过盈配合。曲柄轮处的键根据轴径查表3.13得：选用b×h×L=16×10×56,大圆柱齿轮处选用b×h×L=20×12×70，小锥齿轮选用b×h×L=20×12×56。(4)确定倒角和轴上各段的尺寸轴两端的倒角，取为1×。如表3-15，得到各键的型号与配合如表3-16：(5)校核轴Ⅱ(1)轴上载荷的计算1)计算齿轮受力[21]因为齿轮分度圆直径d2=290.5mm，圆周力:（3-44）齿轮的径向力：（3-45）2)锥齿轮受力分析锥齿轮分度圆直径：=175mm。锥齿轮圆周力：（3-46）锥齿轮径向力：（3-47）锥齿轮轴向力：（3-48）Fa对轴心产生的弯矩:=1834.79×175/2N.mm=160544.125N.mm。(2)计算各个支反力1)轴的垂直面受力分析图如图3-7：图3-7轴的垂直受力图解得：FNV1如图3-8是轴的垂直弯矩图：图3-8轴的垂直弯矩图2)分析轴的水平受力如图3-9：图3-9轴的水平受力图图3-10轴的水平弯矩图(3)已知轴B点的弯矩最大：N∙mm（3-49）按照第三强度理论：（3-50）引入折合系α后：（3-51）因为扭转切应力是脉动循环变应力，则取α=0.6[22]弯曲应力：（3-52）（3-53）（3-54）由于轴的材料为45钢调质处理得：[σ−1因此：σca=8534402+（0.6×792468.53）2/30163.089=32.4MPa<60MPa，故强度校核轴承计算轴承寿命：（3-55）对于球轴承，取ε=3。角接触球轴承，C=89.8KN。故：D校核键的强度(3-56)曲柄键的挤压应力111MPa，直齿轮键的挤压应力53.9MPa，锥齿轮键的挤压应力67.4MPa，可见键的强度符合要求。3.4本章小结本章为成型机传动装置的具体动力参数的计算，在设计要求和第二章的总体设计方案的基础上，将传动装置分别为带传动，齿轮传动，锥齿轮传动以及传动轴和键，各部分进行具体的设计运算与校核。第4章冲压装置的设计4.1模盘设计模盘机构的材料选用铸铁，模盘机构是用来将煤粉加入后冲压成成型的蜂窝煤的装置，模盘起到了冲压作用，因为轴的相互配合，所以孔径取40mm，模盘上需要挖出8个∅100的孔，考虑到模盘机构需要需要在设计时减少煤粉的浪费，并且提高模盘机构的利用率，所以模盘的高度取120mm。模盘图形如图4-1。图4-1模盘的设计图模盘机构需要分度槽轮机构来带动，从而实现模盘做间歇运动，考虑到机械整体的运动需要相互配合，根据模盘转速，计算出模盘的角速度为：rad/s。把模盘视为圆柱实体，计算得总质量为：（4-1）代入式（4-1）计算得：挖出的一个的圆孔质量：（4-2）计算得：，模盘有8个掏空的圆孔，故模盘实际质量为单个圆柱孔对模盘中心的转动惯量，由设计图纸可知：圆柱孔距模盘中心距，则：孔的转动惯量为：（4-3）计算得：=0.57.34760.05+7.34760.15=0.1745，8个孔对模盘中心的转动惯量：模盘总的转动惯量：（4-4）算得：4.2曲柄轴上扭矩的计算曲柄驱动的各机构质量：图4-2曲柄滑块机构由图可知，滑块任意时刻滑行距离：（4-7）式中，S——滑行距离R——曲柄长度L——连杆长度其中：,故(令)（4-8）因,代入,分解为：,又所以：故R=95mm。则：（4-9）（4-10）式中：w为角速度·（4-11）滑块的行程、速度、加速度如图4-3：图4.3滑块行程、速度、加速度图图4-4曲柄滑块的分析图,力臂,得任一点处转矩:（4-12）所以：（4-13）计算可知当α=90°时，β最大，cosβ最小，则M蜂窝煤的冲压机构选取的机构是一对曲柄滑块机构，所以每个曲柄需要承受冲压机构总重量的一半的重量，其次再加上和曲柄链接的连杆重量[23]。在曲柄上任取一点进行分析，得出最后的结论：如果要想曲柄受到的扭矩最大，那么需要曲柄与滑块这两者的运动方向垂直时，才能满足这个条件。,,4.3本章小结本章主要为成型机冲压装置的结构与运动参数的设计与计算，对模盘的结构进行设计分析以及曲柄轮，连杆上的受力分析计算，成型机冲压装置实际为曲柄滑块机构。第5章其他装置设计5.1分度槽轮机构设计在各种各样的间歇运动机构中，分度槽轮机构是一种使用的比较频繁的间歇运动机构，它的构成是：主动拨盘、从动槽轮和机架。市面上，槽轮机构的类型也是繁多。在研究本课题时，查阅一些资料后，选用外槽轮机构比较适合本课题装置的设计。选定挖槽轮机构以后需要对其进行合理的计算和设计，首先需要确定外槽轮机构的尺寸，其尺寸有槽顶高R2、圆销中心回转半径R1、槽深h、中心距a、圆销半径r、内凹锁止弧半径和外凸圆弧半径[24]。分度槽轮在本装置的工作过程是：当圆销转出径向槽时，槽轮便停止运动；当圆销进入从动槽轮的径向槽后开始带动槽轮的转动，完成这两个过程以后分度槽轮就完成了一整个运动过程。(1)槽数Z的选择考虑到槽轮开始转动时可能产生冲击，为了避免出现较大的振动和冲击，只能在圆销在进槽和出槽时，瞬时速度的方向应沿着槽轮径向槽的方向。通常取Z=4～8，故取Z=4。(2)选取圆销数目(3)外槽轮的设计计算，槽轮机构示意图如图5-1：图5-1槽轮机构示意图取中心距=200mm，得：圆销中心的回转半径：（5-1）半径：（5-2）槽顶高：（5-3）槽底高：（5-4）槽深：（5-5）锁止圆弧半径：（5-6）=（0.6～0.8）mm，故取=16.8mm则=141.42-23.57-（0.6~0.8）×23.57=98.994～103.708mm,故取=100mm，取槽轮的厚度25mm。5.2凸轮扫屑机构设计5.2.1凸轮及其滚子材料的选择凸轮机构的材料选用铸铁HT200，之所以这一选择是因为凸轮机构在运动的过程中受到的冲击和载荷并不大，但在设计凸轮机构时，有一点需要引起高度重视，就是滚子与凸轮的磨损问题，正是这个原因使得凸轮与滚子的接触面加工精度的要求高于滚子，关于滚子材料的选择，需要考虑的是滚子制造起来比起凸轮更为简单，而且滚子的更换也相对容易，考虑到这些因素，滚子材料就可以选择与凸轮一样的材料，加工精度和热处理要求可以考虑更为经济的方式。5.2.2凸轮基本尺寸的确定扫屑刷完成左右滑动的动作是在冲头回程后半段到行程前半段，在这段时间完成煤粉的扫屑。确定凸轮的基圆半径为60mm，正是因为冲头宽100mm，故取凸轮的行程为h=110mm。由此设计的凸轮的曲线如图5-2，凸轮扫屑机构如图5-3所示；图5-2凸轮曲线图5-3凸轮扫屑机构5.3飞轮的设计为了防止小锥齿轮在安装时发生碰触，所以小锥齿轮直径区da1=175mm，由此取飞轮的直径为ϕ140mm，选用孔版式，飞轮图图5-4飞轮机构出现停止转动的顶死现象是因为在曲柄滑块机构运动整个过程中，当曲柄和连杆共线时，此时，曲柄滑块机构的传动角变为γ=0°，在连杆上被曲柄作用的力恰好通过连杆的回转中心时出现顶死现象。正是考虑到在机械上曲柄滑块机构难免出现顶死现象，所以设计飞轮至关重要。当机构没有处在死点位置时，飞轮能够存储能量，当机构处在死点位置时，飞轮就可以释放能量，使机构能够运动过死点位置。1)曲柄轴和飞轮轴间为齿轮连接，设计确定齿轮间的传动比为：，(5-7)算得：2)毛坯总质量：(5-8)算得：3)掏空的孔径的质量：(5-9)算得：4)掏空的四组圆柱的质量为：5)飞轮总质量：(5-10)算得：6)飞轮转动惯量：，故：(5-11)7)飞轮所产生的能量：(5-12)算得：5.4本章小结本章主要为成型机分度槽轮机构与扫屑机构的具体零部件设计与计算，槽轮实现分度间歇运动，扫屑机构为凸轮机构实现左右滑动扫屑，进行材料选择与尺寸的计算。因为第四章中的冲压装置实为曲柄滑块机构，难免出现死点位置，考虑到这一点，在在装置中添加了飞轮，当机构没有出现顶死现象时，飞轮就可以存储能量，而当曲柄机处在死点位置时，飞轮就会释放能量，使机构正常运转，不会出现死点，能并对飞轮的结构设计和其他参数进行计算。

结论蜂窝煤在乡镇中是人们生活中不可或缺的燃料，经冲压式秸秆蜂窝煤成型机将秸秆资源进行合理的利用，在一定程度上缓解人们对煤炭资源的消耗，能够对解决能源危机起到一定的作用。而且，冲压式秸秆蜂窝煤成型机将秸秆加工成蜂窝煤，能够更好地发展生物质能，在市面上蜂窝煤成型机的种类有很多，并且比较经济适用，所以我选择了这个课题作为毕业设计，在做设计的过程中，按照任务要求来查阅各种资料，解决遇到的困难，经过不断的计算和更改，最后，顺利完成了各项设计任务，即：(1)带型选择以及带轮设计；(2)