大家给我估个价。

notbug 2003-10-01 09:20:06
多年前中专毕业后,四处奔波,无所专长。
3年前自学编程,开始时delphi+sqlserver+asp,做过几个小型MIS。
2年前自学java,java方面的各个领域都有涉及,现在掌握weblogic,jbuilder,oracle,struts,常用的设计模式,可以使用以上工具
自主设计开发j2ee项目(非大型)。但不擅长使用UML工具。
英文差。数学基础差。理论差。没有任何证书。但自感实践能力较好。
有一年软件公司java开发经验。
我想我能在北京,上海,深圳谋求一个饭碗,有可能吗?
如果有,我值何价?或给点建议。
先谢谢你的参与!!!
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chenggn 2003-10-09
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你做过什么?
runi 2003-10-09
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最多4k,因为
1.不擅长使用UML工具。
2.英文差。
3.数学基础差。
4.理论差。
还有就是学历
qiyongjun2003 2003-10-09
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用自己的能力打破学历的束缚,4k
yuebuqun 2003-10-09
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祝你好运,找份称心的工作
notbug 2003-10-08
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谢谢楼上的建议和勉励,但我在想我的竞争力在哪里呢?


notbug 2003-10-02
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TO--xupan007(剑三郎):谢谢,我每天都有坚持学习.
最近研究SUN ONE Application Server+SUN ONE Studio.
kezhang 2003-10-02
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努力啊!!!!!!!!!!!!!!!
JCC0128 2003-10-02
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深受启发!拿笔记下来:核心竞争力!
虽然自许为很珍惜时间,这两天太烦灌水时间比写代码时间还长,该静下心来做事了!

祝维大侠保重身体!心想事成^_^
keen_9 2003-10-02
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well
Schlemiel 2003-10-02
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10月2号的晚上独自面对电脑和一大堆代码……程序员的生活真是清苦。

有些事情其实我们大家心里都明白,但是谁都不愿意说出口:一个application做下来,真正有意义的东西大概也就10%的样子,其他的都是照本宣科不需要创造性的东西。所以每个project我都只有开始那几天搭架子的时候有干劲,到后面开始修修补补满足客户需求的时候就已经提不起精神了。没办法,这是工作需要。但是这让我有个信念:一定要保持自己的“核心竞争力”,一定要把那点“搭架子”的工作抓在自己手里做。如果没有了核心竞争力,如果只能在别人搭好的脚手架上修修补补,这份工作就真的一点意思都没有了。

与所有10月2号晚上还独自面对电脑的人共勉。
JCC0128 2003-10-02
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维大侠所说极是:
要会别人不会的!都会了就不值钱了
写了半年的代码自己从没想过效女,只求把任务完成,写了半年代码还从没搞过需求,拿别人的软件照做。。。我的环境也不允许做这些!暂时只有无奈,以后往这方面发展的时候还请维大侠多指点了!
Schlemiel 2003-10-02
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这又是瞎说。没错,对于90%的问题,只需要10%的理论知识就可以解决。但是对于剩下的10%问题,很可能需要数倍的理论知识作为基础。一个最常见的例子:几乎每家公司都做web应用,于是你觉得web应用其实也没什么大不了的,只要有10%的理论基础,再加上“强记死记”struts或者turbine的用法就行了。可是你是否知道,每个web framework都必须经过performance tuning才能达到最高的运行效率,而每个application的tuning策略必定是不一样的。于是,只有很少的一部分人——他们既精通编程,又有扎实的基础,既能找到需要tuning的地方,又能修改framework的源码来实现——能够完成这项工作。结果是什么?90%的人拥有10%的技能,于是只能成为公司里可有可无的边缘角色;10%的人拥有超过其他人的理论基础和实践技能,于是拿着高薪、做着轻松的工作。

再比如你说你“sql语句的优化都一点不懂”,如果你到我们团队来工作,会被我们的DBA骂死。不怕告诉你,这位DBA知道的东西很少,Java基本上不太会写,Oracle之外的数据库基本上不太会用,但数学和数据库理论学得极好。很多时候,我们写的程序让他指导一下,甚至只是改一下数据库结构,效率立马提高一大块,马上就让客户从不满意变成满意。这是“通过把问题复杂化来转移问题”吗?在我看来,这是没有“高深的理论”就无法解决的问题。

有个老故事,说一部机器坏了,一个工程师在上面划条线就要收1000美元:划线1美元,知道在哪里划线999美元。如果没有扎实的理论基础,你能知道“在哪里划线”吗?恐怕就只好等着别人仁慈地把“划线”的工作交给你吧?
JCC0128 2003-10-02
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还有点个人的想法:
有很多高深的理论只是把通过把问题复杂化来转移问题,并没有实质性解决问题
觉得很多地方包括技术工作用简单直接的方式 解决就行。基础知识他学会了一百个知识点,但工作只需要一个知识点,我觉得这样的东西强记死记就行了。
我现在也只是一个写代码的,sql语句的优化都一点不懂,上面说的也是本人以后的方向呵,说错之处还请维高人指点!
JCC0128 2003-10-02
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楼上的可能比我懂的多的多
我个人的想法是:需要什么再去学,不要为打基础而打基础!
Schlemiel 2003-10-02
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数据库管理就那么好做的吗?做那份工作对数据库理论甚至数学的要求相当高,不然怎么设计出好的表结构?Unix管理就更是如此,基础不扎实、英语不过关根本不可能成为一个优秀的administrator。倒是写代码,恐怕是对基础的要求最浅的。只要是做技术工作,没有哪一样是简单的,更没有哪一样不需要基础知识。“所谓的基础对以后发展没什么大用”,很对,如果你根本没想在技术工作上有什么发展的话。
JCC0128 2003-10-02
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不建议补基础,基础永远打不完,所谓的基础对以后发展没什么大用。
以楼主现在的水平 可以转向 项目的管理方面,如大型数据库的管理,unix等大家伙的管理。来钱。这些硬件方面的东西搞好了,比写一万行牛逼的代码 在实际中起的作用大的多。
嘿嘿,菜鸟的说
xwOnlyU 2003-10-02
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其实我觉得应届本科毕业生也不比你强多少(短期来看)
时间长了,本科的加速度大些,你就不行了.基础重要,补基础
xupan007 2003-10-02
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楼主,不要说自已基础差。

长到老学到老,差了就补呀。。。。。。。。
Schlemiel 2003-10-01
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sigh,我也就随口一说而已。我到现在为止只写过两份简历,从来没有正经面试过,没经验的说。
LoveDelphiBox 2003-10-01
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Schlemiel(维特根斯坦的扇子)的话确实中肯,但我该如何?
前途渺茫!其实每次应聘对我都是一次打击和伤害(尤其在填简介时)。
好在我练出了脸皮厚。烦恼中......
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目 录 设计任务书…………………………………………………2 第一部分 传动装置总体设计……………………………4 第二部分 V带设计………………………………………6 第三部分 各齿轮的设计计算……………………………9 第四部分 轴的设计………………………………………13 第五部分 校核……………………………………………19 第六部分 主要尺寸及数据………………………………21 设 计 任 务 书 一、 课程设计题目: 设计带式运输机传动装置(简图如下) 原始数据: 数据编号 3 5 7 10 运输机工作转矩T/(N.m) 690 630 760 620 运输机带速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9 卷筒直径D/mm 320 380 320 360 工作条件: 连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产,单班制工作(8小时/天)。运输速度允许误差为 。 二、 课程设计内容 1)传动装置的总体设计。 2)传动件及支承的设计计算。 3)减速器装配图及零件工作图。 4)设计计算说明书编写。 每个学生应完成: 1) 部件装配图一张(A1)。 2) 零件工作图两张(A3) 3) 设计说明书一份(6000~8000字)。 本组设计数据: 第三组数据:运输机工作轴转矩T/(N.m) 690 。 运输机带速V/(m/s) 0.8 。 卷筒直径D/mm 320 。 已给方案:外传动机构为V带传动。 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 第一部分 传动装置总体设计 一、 传动方案(已给定) 1) 外传动为V带传动。 2) 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 3) 方案简图如下: 二、该方案的优缺点: 该工作机有轻微振动,由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小振动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V带这种简单的结构,并且格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速,这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称,要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边,以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流 异步电动机。 总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 计 算 与 说 明 结果 三、原动机选择(Y系列三相交流异步电动机) 工作机所需功率: =0.96 (见课设P9) 传动装置总效率: (见课设式2-4) (见课设表12-8) 电动机的输出功率: (见课设式2-1) 取 选择电动机为Y132M1-6型 (见课设表19-1) 技术数据:额定功率( ) 4 满载转矩( ) 960 额定转矩( ) 2.0 最大转矩( ) 2.0 Y132M1-6电动机的外型尺寸(mm): (见课设表19-3) A:216 B:178 C:89 D:38 E:80 F:10 G:33 H:132 K:12 AB:280 AC:270 AD:210 HD:315 BB:238 L:235 四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配 1、 总传动比: (见课设式2-6) 2、 各级传动比分配: (见课设式2-7) 初定 第二部分 V带设计 外传动带选为 普通V带传动 1、 确定计算功率: 1)、由表5-9查得工作情况系数 2)、由式5-23(机设) 2、选择V带型号 查图5-12a(机设)选A型V带。 3.确定带轮直径 (1)、参考图5-12a(机设)及表5-3(机设)选取小带轮直径 (电机中心高符合要求) (2)、验算带速 由式5-7(机设) (3)、从动带轮直径 查表5-4(机设) 取 (4)、传动比 i (5)、从动轮转速 4.确定中心距 和带长 (1)、按式(5-23机设)初选中心距 取 (2)、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0        查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm (3)、按式(5-25机设)计算中心距:a (4)、按式(5-26机设)确定中心距调整范围 5.验算小带轮包角α1 由式(5-11机设) 6.确定V带根数Z (1)、由表(5-7机设)查得dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min时,单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw,用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。 (2)、由表(5-10机设)查得△P0=0.11Kw (3)、由表查得(5-12机设)查得包角系数 (4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.03 (5)、计算V带根数Z,由式(5-28机设) 取Z=5根 7.计算单根V带初拉力F0,由式(5-29)机设。 q由表5-5机设查得 8.计算对轴的压力FQ,由式(5-30机设)得 9.确定带轮的结构尺寸,给制带轮工作图 小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm,采用孔板式结构,基准图见零件工作图。 第三部分 各齿轮的设计计算 一、高速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮) 1.齿轮的材料,精度和齿数选择,因传递功率不大,转速不高,材料按表7-1选取,都采用45号钢,锻选项毛坯,大齿轮、正火处理,小齿轮调质,均用软齿面。齿轮精度用8级,轮齿表面精糙度为Ra1.6,软齿面闭式传动,失效形式为占蚀,考虑传动平稳性,齿数宜取多些,取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=89 2.设计计算。 (1)设计准则,按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2)按齿面接触疲劳强度设计,由式(7-9) T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N•mm 由图(7-6)选取材料的接触疲劳,极限应力为 бHILim=580 бHILin=560 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 бHILim=230 бHILin=210 应力循环次数N由式(7-3)计算 N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109 N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109 由图7-8查得接触疲劳寿命系数;ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图7-9查得弯曲 ;YN1=1 YN2=1 由图7-2查得接触疲劳安全系数:SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 将有关值代入式(7-9)得 则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s ( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s 查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正 M=d1/Z1=1.96mm 由表7-6取标准模数:m=2mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2×34=68mm d2=mz2=2×89=178mm a=m(z1+z2)/2=123mm b=φddt=1×68=68mm 取b2=65mm b1=b2+10=75 3.校核齿根弯曲疲劳强度 由图7-18查得,YFS1=4.1,YFS2=4.0 取Yε=0.7 由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度. 二、低速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮) 1.齿轮的材料,精度和齿数选择,因传递功率不大,转速不高,材料按表7-1选取,都采用45号钢,锻选项毛坯,大齿轮、正火处理,小齿轮调质,均用软齿面。齿轮精度用8级,轮齿表面精糙度为Ra1.6,软齿面闭式传动,失效形式为占蚀,考虑传动平稳性,齿数宜取多些,取Z1=34 则Z2=Z1i=34×3.7=104 2.设计计算。 (1) 设计准则,按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2)按齿面接触疲劳强度设计,由式(7-9) T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N•mm 由图(7-6)选取材料的接触疲劳,极限应力为 бHILim=580 бHILin=560 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 бHILim=230 бHILin=210 应力循环次数N由式(7-3)计算 N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109 N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108 由图7-8查得接触疲劳寿命系数;ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图7-9查得弯曲 ;YN1=1 YN2=1 由图7-2查得接触疲劳安全系数:SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 将有关值代入式(7-9)得 则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s ( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s 查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正 M=d1/Z1=2.11mm 由表7-6取标准模数:m=2.5mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2.5×34=85mm d2=mz2=2.5×104=260mm a=m(z1+z2)/2=172.5mm b=φddt=1×85=85mm 取b2=85mm b1=b2+10=95 3.校核齿根弯曲疲劳强度 由图7-18查得,YFS1=4.1,YFS2=4.0 取Yε=0.7 由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度. 总结:高速级 z1=34 z2=89 m=2 低速级 z1=34 z2=104 m=2.5 第四部分 轴的设计 高速轴的设计 1.选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大,对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理. 2.初估轴径 按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则: D1min= D2min= D3min= 3.初选轴承 1轴选轴承为6008 2轴选轴承为6009 3轴选轴承为6012 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为: D1=40mm D2=45mm D3=60mm 4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示. (1).各轴直径的确定 初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮,为了便于安装,取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定,计算得轴肩的高度为4.5mm,取3段为53mm。5段装轴承,直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件,但考虑到轴承的轴向定位,及轴承的安装,取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定,查机械设计手册,选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈,故取6段36mm。7段装大带轮,取为32mm>dmin 。 (2)各轴段长度的确定 轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm,l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm,为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h;去l3=6mm,4段:l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm,7段同大带轮同宽,取l7=90mm。其中l4,l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。 于是,可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm,L2=159mm,L3=107.5mm。 (3).轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性,齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6,齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接,分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979。 (4).轴上倒角与圆角 为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面,根据轴承手册的推荐,取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均为1*45。。 5.轴的受力分析 (1) 画轴的受力简图。 (2) 计算支座反力。 Ft=2T1/d1= Fr=Fttg20。=3784 FQ=1588N 在水平面上 FR1H= FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上 FR1V= Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N (3) 画弯矩图 在水平面上,a-a剖面左侧 MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N•m a-a剖面右侧 M’Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N•m 在垂直面上 MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N•m 合成弯矩,a-a剖面左侧 a-a剖面右侧 画转矩图 转矩 3784×(68/2)=128.7N•m 6.判断危险截面 显然,如图所示,a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T,该截面左侧可能是危险截面;b-b截面处合成湾矩虽不是最大,但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑,a-a,b-b截面右侧均有应力集中,且b-b截面处应力集中更严重,故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。 7.轴的弯扭合成强度校核 由表10-1查得 (1)a-a剖面左侧 3=0.1×443=8.5184m3 =14.57 (2)b-b截面左侧 3=0.1×423=7.41m3 b-b截面处合成弯矩Mb: =174 N•m =27 8.轴的安全系数校核:由表10-1查得 (1)在a-a截面左侧 WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3 由附表10-1查得 由附表10-4查得绝对尺寸系数 ;轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数 .则 弯曲应力 应力幅 平均应力 切应力 安全系数 查表10-6得许用安全系数 =1.3~1.5,显然S> ,故a-a剖面安全. (2)b-b截面右侧 抗弯截面系数 3=0.1×533=14.887m3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3 又Mb=174 N•m,故弯曲应力 切应力 由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 则 显然S> ,故b-b截面右侧安全。 (3)b-b截面左侧 WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3 b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力 切应力 (D-d)/r=1 r/d=0.05,由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数 。由附表10-4查得绝对尺寸系数 。又 。则 显然S> ,故b-b截面左侧安全。 第五部分 校 核 高速轴轴承 FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 轴承的型号为6008,Cr=16.2 kN 1) FA/COr=0 2) 计算当量动载荷 查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1,Y=0 =1.2×(1×352)=422.4 N 3) 验算6008的寿命 验算右边轴承 键的校核 键1 10×8 L=80 GB1096-79 则强度条件为 查表许用挤压应力 所以键的强度足够 键2 12×8 L=63 GB1096-79 则强度条件为 查表许用挤压应力 所以键的强度足够 联轴器的选择 联轴器选择为TL8型弹性联轴器 GB4323-84 减速器的润滑 1.齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度<12 m/s,所以才用浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约0.7个齿高,但不小于10mm,低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高(不小于10mm),1/6齿轮。 2.滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件(齿轮)的圆周速度V≥1.5~2m/s所以采用飞溅润滑, 第六部分 主要尺寸及数据 箱体尺寸: 箱体壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度b=15mm 箱盖凸缘厚度b1=15mm 箱座底凸缘厚度b2=25mm 地脚螺栓直径df=M16 地脚螺栓数目n=4 轴承旁联接螺栓直径d1=M12 联接螺栓d2的间距l=150mm 轴承端盖螺钉直径d3=M8 定位销直径d=6mm df 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18 mm、13 mm df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11 mm 轴承旁凸台半径R1=11mm 凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm 齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm 箱盖,箱座肋厚m1=m=7mm 轴承端盖外径D2 :凸缘式端盖:D+(5~5.5)d3 以上尺寸参考机械设计课程设计P17~P21 传动比 原始分配传动比为:i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5 修正后 :i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07 各轴新的转速为 :n1=960/2.5=3.84 n2=384/2.61=147 n3=147/3.07=48 各轴的输入功率 P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42 P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20 P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00 P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90 各轴的输入转矩 T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65 T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68 T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25 T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26 轴号 功率p 转矩T 转速n 传动比i 效率η 电机轴 5.5 2.0 960 1 1 1 5.42 128.65 384 2.5 0.94 2 5.20 323.68 148 2.62 0.96 3 5.00 954.25 48 3.07 0.96 工作机轴 4.90 935.26 48 1 0.98 齿轮的结构尺寸 两小齿轮采用实心结构 两大齿轮采用复板式结构 齿轮z1尺寸 z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75 d1=68 ha=ha*m=1×2=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm da=d1+2ha=68+2×2=72mm df=d1-2hf=68-2×2.5=63 p=πm=6.28mm s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm c=c*m=0.25×2=0.5mm 齿轮z2的尺寸 由轴可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=1×2=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm hf=(1+0.5)×2=2.5mm da=d2+2ha=178+2×2=182 df=d1-2hf=178-2×2.5=173 p=πm=6.28mm s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm c=c*m=0.25×2=0.5mm DT≈ D3≈1.6D4=1.6×49=78.4 D0≈da-10mn=182-10×2=162 D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20 R=5 c=0.2b=0.2×65=13 齿轮3尺寸 由轴可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95 ha =ha*m=1×2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125 da=d3+2ha=85+2×2.5=90 df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75 p=πm=3.14×2.5=7.85 s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925 e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625 齿轮4寸 由轴可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85 ha =ha*m=1×2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.25=5.625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125 da=d4+2ha=260+2×2.5=265 df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75 p=πm=3.14×2.5=7.85 s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925 c=c*m=0.25×2.5=0.625 D0≈da-10m=260-10×2.5=235 D3≈1.6×64=102.4 D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15 r=5 c=0.2b=0.2×85=17 参考文献: 《机械设计》徐锦康 主编 机械工业出版社 《机械设计课程设计》陆玉 何在洲 佟延伟 主编 第3版 机械工业出版社 《机械设计手册》 设计心得 机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练,对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。 由于在设计方面我们没有经验,理论知识学的不牢固,在设计中难免会出现这样那样的问题,如:在选择计算标准件是可能会出现误差,如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大,在查表和计算上精度不够准 在设计的过程中,培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力,在设计的过程中还培养出了我们的团队精神,大家共同解决了许多个人无法解决的问题,在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足,在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。 由于本次设计是分组的,自己独立设计的东西不多,但在通过这次设计之后,我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。

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