毕业设计（论文）-双滚筒采煤机传动系统设计

湖南科技大学本科生毕业设计（论文）VII轴314.14074991.3751.3152.4齿轮设计计算2.4.1齿轮1和齿轮2的设计及强度校核这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往采煤机截割部传动系统的设计经验初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定，截割部齿轮的设计及强度效核具体计算过程及计算结果如下：计算过程及说明:第一级采用锥齿轮传动直齿锥齿轮传动是以大端参数为标准值的。在强度计算时，则以齿宽中点处的当量齿轮作为计算的依据。直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度可近似地按平均分度圆处的当量圆柱齿轮进行计算，直齿锥齿轮的齿面接触疲劳强度，仍按平均分度圆处的当量圆柱齿轮计算，工作齿宽即为锥齿轮的齿宽b。1)选择齿轮材料两个齿轮都选用20CrMnTi渗碳淬火（HRC58~62）。2)按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度=14.24m/s，参考文献[5]表8－14，表8－15选取

公差组7级小轮平均分度圆直径，由式得………………（2.4）齿宽系数：查文献[5]表2-1按齿轮相对轴承为非对称布置，取＝0.7小轮齿数=11惰轮齿数＝i=33齿数比＝/=33/11传动比误差误差在范围内小轮转矩T=2572650N载荷系数使用系数＝1.75动载荷系数＝1.2齿向载荷分布系数＝1.1齿间载荷分配系数则载荷系数的初值=1.75=2.541弹性系数节点影响系数：重合度系数Z=0.89许用接触应力＝……（2.5）接触疲劳极限应力=1430N、=1430N应力循环次数：N=60njL……………………（2.6）N=60njL=60N=N/i=/3=2.646则查文献[5]中图8－70得接触强度得寿命系数=1,(不许有点蚀)硬化系数，查文献[6]图8－71及说明＝1接触强度安全系数，查文献[6]表8－27，按较高可靠度查S=1~1.5取故的设计初值为d=82mm齿轮模数m=d/Z=82/11=7.4查表取m=7.5mm小齿分度圆直径的参数圆整值=11小轮分度圆直径d=mZ=7.5齿宽b=0.7mm圆整b=58mm齿宽小轮齿宽=63mm齿顶高

h

h取标准值h=0.75h=h齿顶圆直径齿根圆直径

mm齿距

p

mm齿厚

s

齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献[7]式…………………（2.7）齿形系数：查文献[7]小轮Y=2.6、大轮Y=2.222应力修正系数：查文献[7]小轮Y=1.59、大轮Y=1.752重合度==1.675……………（2.8）重合度系数：=0.25+0.75/1.675=0.698…………（2.9）许用弯曲应力：………………（2.10）弯曲疲劳极限、弯曲寿命系数；尺寸系数；安全系数S=1.5则:[]……………（2.11）==107.69==93.62（合格）2.4.2齿轮3和惰轮4的设计及强度校核计算过程及说明:1)选择齿轮材料两个齿轮都选用20GrMnTi渗碳淬火（HRC58~62）。2)按齿面接触疲劳强度设计计算小轮分度圆直径，由（2.4）得齿宽系数：查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取＝0.6小轮齿数=19；大齿数＝i=44齿数比＝/=44/19传动比误差误差在范围内小轮转矩T=741392N使用系数＝1.75；动载荷系数＝1.2；齿向载荷分布系数＝1.1；齿间载荷分配系数得载荷系数的初值=1.75=2.541弹性系数；节点影响系数：重合度系数Z=0.89接触疲劳极限应力=1430N、=1430N应力循环次数：由式（2.8）得N=60njL=60N=N/i=/2.3=1.312则查文献[7]图8－70得接触强度得寿命系数Z=Z=1硬化系数查文献[7]图8－71及说明＝1接触强度安全系数：查文献[7]表8－27，按较高可靠度查S=1~1.5，取故的设计初值为d=104.3mm齿轮模数：得m=取m=5.5mm小齿分度圆直径的参数圆整值=19小轮分度圆直径、d=中心距=m/2173.25mm齿宽b=0.6惰轮齿宽小轮齿宽=67.7mm齿根弯曲疲劳强度效荷计算由式（2.8）得齿形系数：小轮Y=2.43、大轮Y=2.202应力修正系数：小轮Y=1.65、大轮Y=1.771重合度由式（2.9）得==1.66重合度系数：由式（2.10）得=0.25+0.75/1.66=0.701许用弯曲应力：由式（2.11）得弯曲疲劳极限：弯曲寿命系数：尺寸系数：;安全系数：S=1.7[][]=581/358.24[]=581/358.24则公式:==194.86==175.442合格2.4.3齿轮5、惰轮6和输出齿7的设计及强度校核（1）计算过程及说明:1)选择齿轮材料两个齿轮都选用20CrMnTi渗碳淬火。2)按齿面接触疲劳强度设计计算小轮分度圆直径，由式得齿宽系数：查文献[5]表2-1按齿轮相对轴承为非对称布置，取＝0．8小轮齿数=24惰轮齿数＝i=40齿数比＝/=40/24输出轮齿数＝i=57齿数比＝/=57/24传动比误差.00315误差在范围内小轮转矩T=1637847N载荷系数使用系数＝1.75动载荷系数＝1.2齿向载荷分布系数＝1.1齿间载荷分配系数则载荷系数的初值=1.75=2.541弹性系数节点影响系数：重合度系数Z=0.89许用接触应力＝接触疲劳极限应力=1430N、=1430N、应力循环次数：N=60njLN=60njL=60N=N/i=/1.8=1.6333N=N/i=/2.84=1.1153则查文献[5]中图8－70得接触强度得寿命系数1,(不许有点蚀)硬化系数，查文献[6]图8－71及说明＝1接触强度安全系数，查文献[6]表8－27，按较高可靠度查S=1~1.5，取故的设计初值为d=145.587mm齿轮模数m=d/Z=145.587/21=5.87查表取m=6mm小齿分度圆直径的参数圆整值=24小轮分度圆直径d=mZ=228mm中心距=m/2(Z+Z)=177mm=m/2(Z+Z)=275mm齿宽b=0.8mm圆整b=65mm齿宽小轮齿宽=70mmmm齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献式齿形系数：查文献[7]小轮Y=2.6、大轮Y=2.222应力修正系数：查文献[7]小轮Y=1.59、大轮Y=1.752重合度==1.675重合度系数：=0.25+0.75/1.675=0.698许用弯曲应力：弯曲疲劳极限、弯曲寿命系数；尺寸系数；安全系数S=1.5则:[]==207.69==193.62==153.62(合格）图2.2齿轮52.4.4齿轮8、惰轮9和输出齿10的设计及强度校核（1）计算过程及说明:1)选择齿轮材料两个齿轮都选用20CrMnTi渗碳淬火。2)按齿面接触疲劳强度设计计算小轮分度圆直径，由式（2.1）得齿宽系数：查文献[5]表2-1按齿轮相对轴承为非对称布置，取＝0．6小轮齿数=30惰轮齿数＝i=45齿数比＝/=45/30输出轮齿数＝i=59齿数比＝/=59/30传动比误差.00315误差在范围内小轮转矩T=4079024N载荷系数使用系数＝1.75动载荷系数＝1.2齿向载荷分布系数＝1.1齿间载荷分配系数则载荷系数的初值=1.75=2.541弹性系数节点影响系数：重合度系数Z=0.89许用接触应力＝接触疲劳极限应力=1430N、=1430N应力循环次数：N=60njLN=60njL=60N=N/i=/1.5=2.8404N=N/i=/1.315=2.16则查文献[5]中图8－70得接触强度得寿命系数1,(不许有点蚀)硬化系数，查文献[6]图8－71及说明＝1接触强度安全系数，查文献[6]表8－27，按较高可靠度查S=1~1.5，取故的设计初值为d=208.587mm齿轮模数m=d/Z=208.587/30=6.87查表取m=7mm小齿分度圆直径的参数圆整值=30小轮分度圆直径d=mZ=315mm中心距=m/2(Z+Z)=262.5mm=m/2(Z+Z)=364mm齿宽b=0.6圆整b=126mm齿宽小轮齿宽=131mmmm齿根弯曲疲劳强度效荷计算由文献式齿形系数：查文献[7]小轮Y=2.6、大轮Y=2.222应力修正系数：查文献[7]小轮Y=1.59、大轮Y=1.752重合度==1.675重合度系数：=0.25+0.75/1.675=0.698许用弯曲应力：弯曲疲劳极限、弯曲寿命系数；尺寸系数；安全系数S=1.5则:[]==279.78==263.62==253.38合格第三章轴的设计及校核3.1确定轴的最小直径轴的结构设计包括轴的形状、轴的径向尺寸和轴向尺寸。轴的结构设计是在初估轴颈基础上进行的。为了满足设计要求，保证轴上零件的定位和规定，便于装配，并有良好的加工工艺性，所以选择阶梯轴形。装滚动轴承的定位轴肩尺寸应查有关的安装尺寸。为便于装配及减小应力集中，有配合的轴段直径变化处做成引导锥。在一根轴上的轴承一般都取一样型号，使轴承孔尺寸相同，可一次镗孔，保证精度。输入轴为齿轮轴结构，选取轴的材料为20Cr，渗碳、淬火、回火处理。初估轴的最小直径，可得截一轴的设计。由于心轴不传递转矩,转矩法估算直径在这里不再适用,采用经验法估算心轴的直径,轴径与中心距的关系为:………（3.1）初取,经受力分析在确定轴的直径.该心轴分三段,从右端起:轴段1:该轴段直接安装在摇臂壳体上,起支撑作用.取其直径,为使该轴有足够的支撑强度,取其长度.轴段2:该段安装轴承,轴承外圈支承着惰了轮.取其直径,这里选择调心滚子轴承253520,以使其自动补偿轴和外壳中心线的相对偏斜,轴承的主要尺寸为:两轴间有一长为10的距离套对其进行周向定位,该轴的长度轴段3:为了对轴承进行定位,取其直径,由于箱体的厚度,为了保证惰轮与截一轴的齿轮正确啮合,取该段的长度轴的受力分析,因为此轴为心轴,仅受弯矩作用.圆周力:……………（3.2）选用45钢调质处理HBS=，因为心轴只受弯矩作用，其危险截面在轴的中间，的双支点梁，可以认为轴沿整个跨度承受均布载荷…（3.3）因为相差无几，其径向力抵消后与圆周力相比可以忽略，所以弯矩为：………………（3.4）抗弯截面模量：……………（3.5）……………（3.6）许用弯曲应力所以该轴强度合格。公式为：………（3.7）3.2轴的校核1.轴1的设计与校核(1)轴上的转矩TT=9.55………………（3.8）=9550=2332.11取A＝115可得：dA=115=53.36取d=65mm图3.1轴1(2)求作用在齿轮上的力轴1上大齿轮分度圆直径为：d=mZ=100mm圆周力，径向力和轴向力的大小如下：F===4664.22N=4664.22tan20=1697.64NF=F/cosa=2T/(dcosa)=4664.22/cos20=4963.56N（3）轴的强度效核：首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：1）轴的计算简图（见下页插图）2）求支反力水平面：R=1313.23NR=3350.99N垂直面：R=1219.66NR=477.97N3）计算弯矩水平面弯矩：M=194358.04NmmM=194358.04Nmm垂直面弯矩：M=70740.28NmmM=70739.56Nmm合成弯矩：M=M=206831.17Nmm扭矩T=233211Nmm图3.2轴的计算简图4）扭矩：=139926.6Nmm5）计算当量弯矩：==249717Nmm轴的材料为45钢，调质处理，查文献[9]表4－1得由得：查文献[9]表3-1取W==0.1d=30754=249717/30754=8.12<该轴满足强度要求2.轴2的设计与校核（1）轴上的转矩T由式得T=9.55=9550=34025.64N.mm查文献[10]表6-2取A＝115，可得dA=115=168mm取d=170mm（2）求作用在齿轮上的力轴2上大齿轮分度圆直径为：d=mZ=272mm由式（3.6）、（3.7）、（3.8）得圆周力，径向力和轴向力的大小如下F===22247.35N=22247.35tan20=8097.37NF=F/cosa=2T/(dcosa)=22247.35/cos20=23675.14N（3）轴的强度效核：首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：1）轴的计算简图（见下页插图）2）求支反力水平面：R=11441.49NR=10805.85N垂直面：R=4164.36NR=3933N3）计算弯矩水平面弯矩：M=2059468.2NmmM=1836850Nmm垂直面弯矩：M=7495848NmmM=668610Nmm合成弯矩：M=7773610NmmM=1954752.5Nmm扭矩T=34025640Nmm图3.3轴的计算简图4）扭矩：由式（3.7）得=0.634025640=20415384Nmm5）计算当量弯矩：由式（3.8）得==21845295Nmm==20508753Nmm轴的材料为45钢，调质处理，查文献[9]表4－1得由式（3.6）得取W==0.1d=491300=21845295/491300=44.464<该轴满足强度要求3.轴3的设计与校核⑴确定轴的最小直径由文献[17]选取轴3的材料为20CrMnTi，渗碳、淬火、回火处理。初估轴的最小直径，由（3.1）可得⑵按轴向定位要求确定各轴段直径和长度为使传动件在轴上的固定可靠，应使轮毂的宽度略大于与之配合轴段的长度，以使其他零件顶住轮毂，而不是顶在轴肩上轴的第一段装有单列向心球轴承，轴的外力在支点间作用，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。油文献[1]选择轴承代号为3612GB/T286-1994，轴承的右端装有挡油环来调整轴向间隙。轴的第一段的长度为80mm，直径为60mm。轴的第二段为齿轮轴结构部分，尺寸由齿轮7的决定轴的第三段装轴承，根据轴承的尺寸确定该轴段的直径为长度为75mm，直径为80。轴的第四段的直径为65mm，长度为90mm。4.轴4的设计与校核⑴确定轴的最小直径由文献[17]选取轴4的材料为20CrMnTi，渗碳、淬火、回火处理。初估轴的最小直径，由（3.1）可得⑵按轴向定位要求确定各轴段直径和长度为使传动件在轴上的固定可靠，应使轮毂的宽度略大于与之配合轴段的长度，以使其他零件顶住轮毂，而不是顶在轴肩上轴的第一段装有单列向心球轴承，轴的外力在支点间作用，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。选择轴承代号为3613GB/T286-1994，轴承的右端装有挡油环来调整轴向间隙。轴的第一段的长度为90mm，直径为70mm。轴的第二段为齿轮轴结构部分，尺寸由齿轮9的决定轴的第三段装轴承，根据轴承的尺寸确定该轴段的直径为长度为75mm，直径为90。5.输出轴的设计⑴确定轴的最小直径由文献[7]选输出轴的材料为20CrMnTi，渗碳、淬火、回火处理。初估轴的最小直径，由（3.1）可得⑵按定位要求确定各轴段直径和长度轴的第一段左端轴孔长度L=200mm，选取伸出轴部分的长度为125mm，直径为90mm。轴的第二段装轴承，轴承的内侧至箱体内壁应留有一定的间距，由于采用脂润滑，所留的间距较大，以便放挡油环，防止润滑油溅入而带走润滑脂，又当小齿轮齿顶圆小于安装轴承的孔径时，也可防止齿轮啮合传动时挤出的赃油进入轴承，加速轴承的磨损。轴的外力在支点间作用，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的挡油环来调整轴向间隙。轴段的长度为80mm，直径为110mm。轴的第三段作用是为了调整输出轴上个零件的轴向距离和轴承的轴向定位。根据单列向心球轴承内圈定位点来确定轴的直径，选择轴的直径为120mm。轴的第四段上安装齿轮，齿轮4的齿宽为100mm，故选取该轴段的长度为105，以便于齿轮的装配要求。由此，确定轴段的直径为90mm轴的第五段装有单列圆柱滚子轴承，选用正安装能使轴段支承具有良好的刚性，可用端盖下的垫片来调整轴承的间隙。轴承的右端装有挡油环来调整轴向间隙。轴的段的长度为110mm，直径为90mm。要使轴满足使用要求，要求各轴轴向游隙：第一轴：0.06～0.08mm第二轴：0.08～0.15mm第三轴：0.20～0.30mm第四轴：0.20～0.35mm（3）动轴的弯扭合成强度计算与疲劳强度校核完成轴的结构设计后，轴上主要零件和支反力的位置、外载荷的大小已经确定，轴的弯矩和转矩可以求出，因此，应按弯扭合成强度条件进行轴的强度校核，经过计算验证得出设计的轴满足使用要求。3.3花键的强度校核花键强度校核按公式……………（3.9）式中－传递的转矩－各齿载荷不均匀系数取（0.70.8）－齿数－齿的工作长度－平均直径mm－齿的工作高度mm矩形花键花键模数m=6.5齿数z=12长度=76［］－许用压强查文献[10]表5-3［］=（1020）则P==3.8<［］强度校核合格花键模数m=7齿数z=13长度l=79花键校核按公式得P=4.9<［］强度校核合格3.4轴承的校核轴承的设计寿命比照国际水准一般为10000h～30000h。采煤机在工作过程中时常受到冲击载荷，对其零部件的破坏相对较大，因而，为了充分保证轴承使用的可靠性，取其设计寿命低一些，选取Lh＝12000h。轴承的寿命按下式计算：Lh＝ε……………（3.10)式中：n－轴承内外圈的相对速度；C－轴承的额定载荷；P－轴承承受的当量载荷；Fp－载荷系数;Ft－温度系数；ε－寿命系数，取ε＝.（1）计算轴承的支撑反力水平支反力R=148F/206=1484664.22/206=3350.99NR=58F/206=584664.22/206=1313.23N垂直支反力R=1219.66NR=477.97N合成支反力R===3565.823NR===1397.5N（2）轴承的当量动载荷=X=3565.823N=X=1397.5N（3）轴承的寿命查文献[11]表5-9，5-10得=1.2=1.2=272643h>20000h可知：轴承的寿命合格图3.4圆锥滚子轴承第四章机械的密封4.1机械密封的工作原理机械密封是靠一对或者数对垂直于轴作相对滑动的端面在流体压力和补偿机构的弹力作用下保持贴合并配以辅助密封而达到阻漏的轴封装置。4.2机械密封常用材料的选用清水，常温，(动)9Cr18，1Cr13堆焊钴铬钨，铸铁，（静）浸树脂石墨，青铜，酚醛塑料。

河水（含泥沙），常温，（动）碳化钨，（静）碳化钨。

海水，常温，（动）碳化钨，1Cr13堆焊钴铬钨，铸铁，（静）浸树脂石墨，碳化钨，金属陶瓷。

过热水100度，（动）碳化钨，1Cr13堆焊钴铬钨，铸铁，（静）浸树脂石墨，碳化钨，金属陶瓷。

汽油，润滑油，液态烃，常温，（动）碳化钨，1Cr13堆焊钴铬钨，铸铁，（静）浸树脂或锡锑合金石墨，酚醛塑料。

汽油，润滑油，液态烃，100度，（动）碳化钨，1Cr13堆焊钴铬钨，（静）浸青铜或树脂石墨。

汽油，润滑油，液态烃，含颗粒，（动）碳化钨，（静）碳化钨。4.3密封材料的种类及用途密封密封材料应符合要求。由于不同的媒体被密封，并在设备的不同操作条件要求的密封具有不同的柔性的材料。对于密封材料总体要求是：致密化好，不渗漏介质;具有足够的强度和硬度;压缩性能和弹性，永久变形小不软化，在高温下，它不分解在低温下硬化，脆化;良好的耐腐蚀性，耐酸，碱，油介质中，长期工作，其体积小和硬度的变化，而不是附着于金属表面上;摩擦系数小，耐磨性能好;具有密封表面的柔软性结合;耐老化，经久耐用;制造方便，价格便宜，取材容易。封口橡胶是一种常用的材料。除了橡胶，但适于使密封材料如石墨，以及聚四氟乙烯和各种密封剂。4.4机械密封安装、使用技术要领1）径向轴跳动设备应≤0.04mm轴向跳动不允许超过0.1mm;2）密封件保持清洁设备的安装，密封件应清洁，密封面完好，防止杂质和灰尘进入密封部分;3）在安装过程中，严禁击打，敲打，以免损坏机械密封摩擦密封失效支付;4）在与密封表面接触，应涂覆一层干净机油安装的，为了成功地安装;5）静环密封的安装，并拧紧螺丝必须是用武力，以确保静环面与纵轴线的要求;6）在安装用手推动卡环后，卡环在轴上，使移动灵活，并且有一定的灵活性;7）您安装后用手板固定轴，轴应该是体重的感觉;8）的装置，必须充满介质的操作之前，以防止干摩擦而使密封失效;9）并结晶，颗粒介质，用于介质温度>80℃时，应采取适当的洗涤，过滤，冷却措施，各种辅助器件，指的是机械密封的标准。10）在与密封表面接触，应涂覆一层干净机油的安装，要特别注意机油的选择为不同的辅助材料，以避免O形环侵入油膨胀或加速老化，从而导致过早失效密封件。4.5机械轴封有哪三个密封点，及这三个密封点的密封原理动环与静环之间的密封：是靠弹性元件（弹簧、波纹管等）和密封液体压力在相对运动的动环和静环的接触面上产生一适当的压紧力（比压）使两个光洁、平直的端面紧密贴合；端面间维持一层极薄的液体膜而达到密封的作用。这层膜具有液体动压力与静压力，它起着平衡压力和润滑端面的作用。两端面之所以必须高度光洁平直是为了给端面创造完美贴合和使比压均匀的条件，这是相对旋转密封。4.6机械密封技术的种类目前使用的新材料和加工各种机械密封技术的快速进步，下面的机械密封新技术。开槽密封面的密封技术在最近几年，在机械密封开的各种流路的密封端面，以产生静压，流体动力效应，仍不断更新。零泄漏过去密封技术，相信接触式和非接触式机械密封是不可能达到零泄漏。以色列使用开槽密封技术，零泄漏提出非接触机械端面密封的新概念，并在核电站油泵已被使用。干转气密封技术，这种密封的密封开槽技术，气密封。由该流路下游泵送回上游少量流体泄漏的密封面打开上游泵送密封技术。上述类型的密封的结构特点是：一个浅槽，和厚度和槽的深度属于微米，以及使用润滑槽，密封和径向密封的密封堰坝和圆周分量的轴承部分。可以说开槽密封是在平坦的和带槽轴承密封件的组合。的优点是，泄漏是小的（或无泄漏），大，中，消除接触摩擦，功耗和发热量低的厚度。热流体动力密封技术是使用各种深槽的密封表面的形状，引起局部的热变形，以产生流体动压楔效应。这有流体动压密封承载能力，称为热流体动力楔密封。波纹管密封技术可分为形成金属波纹管和焊接金属波纹管机械密封技术。多重密封技术分为双层密封，中间环密封，多重密封技术。另一个平行面的密封技术，监控密封技术，密封技术的结合。4.7机械密封冲洗方案及特点冲洗的目的在于防止杂质集积，防止气囊形成，保持和改善润滑等，当冲洗液温度较低时，兼有冷却作用。冲洗的方式主要有如下：

内冲洗

1.正冲洗

（1）特点：利用工作主机的被密封介质，由泵的出口端通过管路引入密封腔。

（2）应用：用于清洁流体，p1稍大于p进，当温度高或有杂质时，可在管路上设置冷却器、过滤器等

2.反冲洗

（1）特点：利用工作主机的被密封介质，由泵的出口端引入密封腔，冲洗后通过管路流回泵入口。

（2）应用：用于清洁流体，且p进<P1<P出，当温度高或有杂质时，可在管路上设置冷却器、过滤器等。

3.全冲洗

（1）特点：利用工作主机的被密封介质，由泵的出口端通过管路引入密封腔，冲洗后再经管路流回泵入口。

（2）应用：冷却效果优于前两种，用于清洁流体，且p1与p进和p出相接近时。

外冲洗

特点：引入外系统与被密封介质相容的清洁流体至密封腔进行冲洗。

应用：外冲洗液压力应比被密封介质大0.05--0.1MPa，适用于介质为高温或固体颗粒的场合。冲洗液的流量应保证带走热量，还需满足冲洗的需要，不会产生对密封件的冲蚀。第五章总结毕业设计是我们最后的大学生活的重要组成部分，是一个综合性大学四年的学习和学习的考核内容。对于我们每一个即将走出校园的毕业生来说，毕业设计是非常重要的，总结了大学学习的主要内容，并给了我们知识，并获得自主学习能力相关书籍的应用能力，是对大学四年测试和完善。我这次设计的题目是双采滚筒煤机传动系统的设计。我通过对不同的方式进行比较，从工艺，经济，煤炭开采环境的方案比较，最终选定的直齿轮传动设计方案进行设计，并三维建模，设计相关的二维CAD设计图。该传动系统的设计，不仅利用了现有的杰出成就的前辈，而且也渗入了自己的思想。在这几个月的设计，我学到大学水平的专业知识，又有了一个全面而深入的学习，知识在机械制造，机械设计，互换