電動卷揚機傳動裝置.doc

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機械設計課程設計 計算說明書 題 目 電動卷揚機傳動裝置 專業(yè)班級 10機械（3）班 學 號 08102100338 學生姓名 王愛 指導教師 何斌鋒 西安文理學院 2012年 12 月 30 日 機械設計課程設計任務書 學生姓名 王愛 專業(yè)班級 10機械（3）班 學 號 08102100338 指導教師 何斌鋒 職 稱 助教 教研室 機械教研室 題目 設計電動卷揚機傳動裝置 傳動系統(tǒng)圖：題目4 原始數(shù)據(jù)： 繩索拉力 繩索速度 卷筒直徑 14 16 240 工作條件： 間歇工作，每班工作時間不超過15%，每次工作時間不超過10min,滿載啟動，工作有中等振動，兩班制工作，小批量生產(chǎn)，繩索速度允許誤差，設計壽命10年。 要求完成： 1.部件裝配圖1張（A2） 2.零件工作圖3張。 3.設計說明書1份，6000-8000字。 開始日期 2012年12月6日 完成日期 2012年12月30日 2012年 12 月 30 日 目 錄 第1章 傳動裝置總體分析 1 1.1 原始數(shù)據(jù) 1 1.2方案分析 1 第2章 電動機的選擇及傳動比的分配 2 2.1電動機的選擇 2 2.1.1 傳動裝置的總效率 2 2.1.2工作機所需的輸入功率 2 2.1.3確定電動機轉(zhuǎn)速 2 2.1.4確定電動機型號 3 2.2計算總傳動比及分配各級的傳動比 3 2.2.1總傳動比 3 2.2.2分配各級傳動比 3 2.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 3 2.3.1各軸轉(zhuǎn)速的計算 3 2.3.2各軸輸入輸出功率的計算 4 2.3.3各軸的輸入輸出轉(zhuǎn)矩的計算 4 第3章 齒輪的設計 6 3.1高速級齒輪傳動的計算設計 6 3.1.1選定高速級輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 6 3.1.2按齒面接觸疲勞強度設計 6 3.1.3、按齒根彎曲疲勞強度設計 8 3.1.4幾何尺寸計算 10 3.2 低速級齒輪傳動設計 10 3.2.1選定低速級輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 10 3.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 11 3.2.3、按齒根彎曲疲勞強度設計 13 3.2.4幾何尺寸計算 14 3.3外部開式齒輪傳動的計算設計 15 3.3.1選定開式輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 15 3.3.2按齒面接觸疲勞強度設計 15 3.3.3、按齒根彎曲疲勞強度設計 17 3.3.4幾何計算 18 第4 章 軸的設計 20 4.1 輸出軸的設計 20 4.1.1 求Ⅲ軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 20 4.1.2 求作用在齒輪上的力 20 4.1.3初步確定軸的最小直徑 20 4.1.4軸的結構設計 20 4.1.5軸的各段軸尺寸 21 4.1.6 軸上零件的周向定位 21 4.2 主動軸的設計 21 4.2.1 求主動軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 21 4.2.2 求作用在齒輪上的力 22 4.2.3 初步確定軸的最小直徑 22 4.2.4軸的結構設計 22 4.3 中間軸的設計 23 4.3.1 求中間軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 23 4.3.2 求作用在齒輪上的力 23 4.3.3初步確定軸的最小直徑 24 4.3.4軸的結構設計 24 第5章 箱體的設計及其附件的選擇 26 5.1 箱體的設計 26 5.2潤滑方式的選擇 27 5.2.1高速級齒輪的圓周線速度 27 5.2.2滾動軸承的潤滑 27 5.2.3齒輪的潤滑 27 5.2.4密封方式選?。?27 5.3 減速器附件的選擇 27 第6章 校核 29 6.1 鍵的強度校核 29 6.2．軸的校核 29 設計小結 34 參考資料 35 第1章 傳動裝置總體分析 1.1 原始數(shù)據(jù) （1）繩索工作拉力 ； （2）繩索工作速度 ； （3）卷筒直徑 ； （4）卷筒工作效率 =0.97； （5）工作壽命 10年兩班制； （6）工作條件 間歇工作，滿載啟動，中等沖擊。 （7）傳動系統(tǒng)圖 圖1-1 1.2方案分析 本設計中原動機為電動機，工作機為齒輪傳動。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為齒輪傳動，第二級傳動為二級斜齒圓柱齒輪減速器。 　 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是展開式兩級斜齒輪傳動。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 第2章 電動機的選擇及傳動比的分配 2.1電動機的選擇 2.1.1 傳動裝置的總效率 其中=0.97為工作機傳動效率。為了計算電動機所需功率,需確定傳動裝置總效率。 　, 設各效率分別為：、η1（彈性連軸器）、η2（角接觸球軸承）、 （減速器齒輪）、（滾子軸承）、η5 （開式齒輪傳動效率）查表得 則 ： 2.1.2工作機所需的輸入功率 工作機所需要的輸入功率為： ； 電動機所需輸出功率為： 。 2.1.3確定電動機轉(zhuǎn)速 查表2-1,,表2-2得,,,所以,電動機的轉(zhuǎn)速為, 2.1.4確定電動機型號 根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機。使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表19-1,得電動機的額定功率P＝5KW，電機型號有三種，現(xiàn)將三種方案列表如下 表1-1 三種電動機的數(shù)據(jù)比較 方案 電動機型號 額定功率（kw） 同步轉(zhuǎn)速 （r min-1） 滿載 （） 價格 Ⅰ YZR132 M2-6 5 900 875 中 Ⅱ YZR160 M1-6 4 944 890 便宜 Ⅲ YZ132M2-6 5.5 1500 1440 貴 由上表的性價比和整體傳動比綜合考慮，可知方案Ⅰ更好，裝置結構緊湊，因此選用方案 I。 2.2計算總傳動比及分配各級的傳動比 2.2.1總傳動比 2.2.2分配各級傳動比 假定減速器的傳動比11 則=/=11.78=3.91 =3.01 2.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 2.3.1各軸轉(zhuǎn)速的計算 2.3.2各軸輸入輸出功率的計算 =4.69kw 2.3.3各軸的輸入輸出轉(zhuǎn)矩的計算 將各軸的運動和動力參數(shù)列于表2。 表1-2 各軸的運動和動力參數(shù) 軸名 功率 p/kw 轉(zhuǎn)矩 T/NM 轉(zhuǎn)速 (r/min) 傳動比 i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 Ⅴ軸 4.64 4.46 4.28 4.19 3.87 4.69 4.60 4.42 4.24 4.07 3.71 50.70 190.37 550.27 539.30 1775.80 51.20 50.20 188.47 544.77 528.51 1740.28 875 875 223.79 74.35 74.35 21.23 1 0.99 3.91 0.96 3.01 0.96 1 0.96 3.5 0.94 第3章 齒輪的設計 3.1高速級齒輪傳動的計算設計 3.1.1選定高速級輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。 （2）輸送機為一般工作機械，速度不高，故選用8級精度。 （3）材料選擇 選則小齒輪材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為280HBS。大齒輪材料為45鋼，正火，硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)， 則：。 （5）初選螺旋角。 3.1.2按齒面接觸疲勞強度設計 （1)確定公式內(nèi)的各項數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) ②查圖10-30選取區(qū)域系數(shù) ③查表10-6選取材料的彈性系數(shù)（大小齒輪均采用鍛造）為 。 ④由圖10-26查得； ，； ⑤小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ⑥表10-7選取齒寬系數(shù)。 ⑦查圖10-21d，按齒面硬度查取齒輪的接觸疲勞強度極限 小齒輪的接觸疲勞強度極限, 大齒輪接觸疲勞強度極限。 ⑧由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) ⑨查圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù) ⑩計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1， ， (2)計算 ①計算小齒輪分度圓直徑 ②計算圓周速度v== ③計算齒寬b及模數(shù) = ④齒高 b/h=10.95 ⑤計算縱向重合度 ⑥計算載荷系數(shù)K 查表10-2得：使用系數(shù).5； 根據(jù)、7級精度，查圖10-8得動載系數(shù)； 查表10-3得； 查表10-4調(diào)質(zhì)小齒輪支承非對稱布置、7級精度利用插值法計算得 查表10-13根據(jù)、得： 故載荷系數(shù) ⑦按實際的載荷系數(shù)校正所算得的小齒輪分度圓直徑： ⑧計算模數(shù) 3.1.3、按齒根彎曲疲勞強度設計 （1）確定計算參數(shù) ①計算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度1.903，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù) ③計算當量齒數(shù) ， ④查取齒數(shù)系數(shù)及應力校正系數(shù) 表10-5得：， ⑤查圖10-20C按齒面硬度查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 ⑥查圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) ⑦計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) ⑧計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 （2）按大齒輪計算； = 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，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。故可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標準值，而按接觸強度算得的分度圓直徑=52.90mm來計算應有的齒數(shù)。于是有 ， 取 3.1.4幾何尺寸計算 （1）中心距計算 將中心距圓整為131mm，a=131。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因為螺旋角變化不大，所以無需修正。 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 ， （4）計算齒輪寬度圓整后取 3.2 低速級齒輪傳動設計 3.2.1選定低速級輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。 （2）輸送機為一般工作機械，速度不高，故選用7級精度。 （3）材料選擇 選則小齒輪材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為260HBS。大齒輪材料為45鋼，正火，硬度為220HBS，二者硬度差為40HBS。 （4）選小齒輪齒數(shù)， 則：。 （5）初選螺旋角。 3.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 （1)確定公式內(nèi)的各項數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) ②查圖10-30選取區(qū)域系數(shù) ③查表10-6選取材料的彈性系數(shù)（大小齒輪均采用鍛造）為 。 ④由圖10-26查得； ； ⑤小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ⑥表10-7選取齒寬系數(shù)。 ⑦查圖10-21d，按齒面硬度查取齒輪的接觸疲勞強度極限 小齒輪的接觸疲勞強度極限, 大齒輪接觸疲勞強度極限。 ⑧由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) ⑨查圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù) ⑩計算接觸疲勞許用應力 ，安全系數(shù)為S=1， ， (2)計算 ①計算小齒輪分度圓直徑 ②計算圓周速度v== ③計算齒寬b及模數(shù) = ④齒高 ⑤計算縱向重合度 ⑥計算載荷系數(shù)K 查表10-2得：使用系數(shù).5； 根據(jù)、7級精度，查圖10-8得動載系數(shù)； 查表10-3得； 查表10-4調(diào)質(zhì)小齒輪支承非對稱布置、7級精度利用插值法計算得 查表10-13根據(jù)、得： 故載荷系數(shù) ⑦按實際的載荷系數(shù)校正所算得的小齒輪分度圓直徑： ⑧計算模數(shù) 3.2.3、按齒根彎曲疲勞強度設計 （1）確定計算參數(shù) ①計算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度1.982，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù) ③計算當數(shù)， ④查取齒數(shù)系數(shù)及應力校正系數(shù) 表10-5得：， ⑤查圖10-20C按齒面硬度查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 ⑥查圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) 8 ⑦計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) ⑧計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 （2）按大齒輪計算； = 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，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。故可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標準值，而按接觸強度算得的分度圓直徑=77.1mm來計算應有的齒數(shù)。于是有 ， 取 3.2.4幾何尺寸計算 （1）中心距計算 將中心距圓整為165mm，a=165。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因為螺旋角變化不大，所以無需修正。 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度圓整后取 ， 3.3外部開式齒輪傳動的計算設計 3.3.1選定開式輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。 （2）輸送機為一般工作機械，速度不高，故選用7級精度。 （3）材料選擇 選則小齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理后表面淬火，心部平均硬度280HBS，齒面平均硬度為50HRC。大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)后表面淬火，心部平均硬度為240HBS，齒面硬度為40HRC。 （4）選小齒輪齒數(shù)， 則： 。 3.3.2按齒面接觸疲勞強度設計 （1)確定公式內(nèi)的各項數(shù)值 ①試選載荷系數(shù) ③查表10-6選取材料的彈性系數(shù)（大小齒輪均采用鍛造）為 ⑤小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ⑥表10-7選取齒寬系數(shù)。 ⑦查圖10-21c，按齒面硬度查取齒輪的接觸疲勞強度極限 小齒輪的接觸疲勞強度極限, 大齒輪接觸疲勞強度極限。 ⑧由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) ⑨查圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù) ⑩計算接觸疲勞許用應力，安全系數(shù)為S=1， ， (2)計算 ①計算小齒輪分度圓直徑 ②計算圓周速度v== ③計算齒寬b及模數(shù) = ④齒高 ⑤算縱向重合度 ⑥計算載荷系數(shù)K 查表10-2得：使用系數(shù).5； 根據(jù)、7級精度，查圖10-8得動載系數(shù)； 查表10-3得； 查表10-4調(diào)質(zhì)小齒輪支承非對稱布置、7級精度利用插值法計算得 查表10-13根據(jù)、得： 故載荷系數(shù) ⑦按實際的載荷系數(shù)校正所算得的小齒輪分度圓直徑： ⑧計算模數(shù) 3.3.3、按齒根彎曲疲勞強度設計 （1）確定計算參數(shù) ①計算載荷系數(shù) ④查取齒數(shù)系數(shù)及應力校正系數(shù) 表10-5得：， ⑤查圖10-20d按齒面硬度查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 ⑥查圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) ⑦計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) ⑧計算大小齒輪的并加以比較 小齒輪的數(shù)值大 （2）按大齒輪計算； = 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，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。故可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標準值，而按接觸強度算得的分度圓直徑=69.33mm來計算應有的齒數(shù)。于是有 ， 取 3.3.4幾何計算 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度圓整后取 ， 將計算所得齒輪的參數(shù)列表如下： 表3-1： 高速級 低速級 大 小 大 小 2.0 2.5 z 106 27 32 96 i 4.25 2.82 d 218.49 55.65 247.34 82.81 222.49 59.65 252.34 87.45 213.49 50.65 244.215 79.325 a 137 165 B 60 55 88 83 （齒頂圓直徑齒根圓直徑，，） 第4 章 軸的設計 4.1 輸出軸的設計 4.1.1 求Ⅲ軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 P=4.28W =74.35/min =550.27N．m 4.1.2 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =247.34 而 F= F=F 4.1.3初步確定軸的最小直徑 按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45剛,調(diào)質(zhì)處理，取，于是得。 根據(jù)聯(lián)軸器的計算公式，查表14-1，取;則有 ，選用ＨＬ型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑。 4.1.4軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 （2）初步選用角接觸球軸承 根據(jù)工作條件選用角接觸球軸承。7211AC。其尺寸為 。 4.1.5軸的各段軸尺寸 4.1.6 軸上零件的周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。根據(jù)由表14-24查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，；同樣，齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。 4.2 主動軸的設計 4.2.1 求主動軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 P=4.64KW =875r/min =50.70N．m 4.2.2 求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 =55.65 而 F= F=F 4.2.3 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45剛,調(diào)質(zhì)處理，取，于是得 根據(jù)聯(lián)軸器的計算公式，查表14-1，取;則有 ，選ＨＬ型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑 4.2.4軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案、 （2） 初步選角接觸球軸承 （3） 根據(jù)工作條件選用角接觸球軸承。7208AC。其尺寸為 選取各段軸尺寸如下： 4.3 中間軸的設計 4.3.1 求中間軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 P=4.46KW =223.79/min =190.37N．m 4.3.2 求作用在齒輪上的力 （1）已知高速級大齒輪的分度圓直徑為 =218.49 而 F= F=F （2）已知低速級小齒輪的分度圓直徑為 =82.45 而 F= F=F 4.3.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45剛,調(diào)質(zhì)處理，取，于是得 4.3.4軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 （2）初步選擇角接觸球軸承 根據(jù)工作條件選用角接觸球軸承。7208AC。其尺寸為 選取各段軸尺寸如下： 4.1.6 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的軸向定位均采用平鍵連接。根據(jù)由表14-24查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，滾動軸承與軸周向采用過渡配定位。 第5章 箱體的設計及其附件的選擇 5.1 箱體的設計 箱座壁厚： ，取 箱蓋壁厚：，取。 箱座、箱蓋、凸緣的厚度：b=b1=,取b=b1=12 箱底座凸緣的厚度：b2=2.5，b2=20mm 箱座、箱蓋的肋厚：取m=6.8mm 地腳螺釘?shù)闹睆剑? 取df= 20mm；數(shù)目：n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓的直徑：，d1=13.455； 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓的直徑：，取d2=10 mm，間距 l=150~200mm 軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑海3=10mm； 窺視孔蓋板螺釘?shù)闹睆剑海琩4=8mm; 定位銷直徑：d=8mm 軸承旁凸臺的半徑： 至箱外壁的距離： 至凸緣邊緣的距離：。 外箱壁到軸承座端面的距離：=46mm。 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離：，?。?10mm。 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離：，?。?10mm。 軸承蓋外徑：（其中，D為軸承外徑，為軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑? 高速軸： 中間軸： 低速軸： 5.2潤滑方式的選擇 5.2.1高速級齒輪的圓周線速度 v== 所以，軸承采用油潤滑。 5.2.2滾動軸承的潤滑 采用脂潤滑，并在靠近箱體內(nèi)壁處加封油板。 5.2.3齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以采用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油里約為0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。 5.2.4密封方式選?。? 選用凸緣式端蓋，易于調(diào)整軸承間隙，采用端蓋安裝氈圈油封實現(xiàn)密封。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承外徑?jīng)Q定。 5.3 減速器附件的選擇 5.3.1通氣器：由于在外界使用，有粉塵，選用通氣室采用M20 5.3.2油面指示器：選用油標尺，規(guī)格M12 5.3.3起吊裝置：采用箱蓋吊耳螺釘 5.3.4放油螺塞裝置：選用外六角細牙螺塞及墊片M161.5 5.3.5窺視孔及視孔蓋：選用板結構的視孔蓋 5.3.5鍵的選擇：選普A型通平鍵，鑄鐵鍵，所有齒輪與軸的聯(lián)接中可采用此平鍵。 第6章 校核 6.1 鍵的強度校核 鍵，L=70mm連接強度計算，根據(jù)式 查表得，因為，故鍵槽的強度足夠。其它鍵的驗算方法同上，經(jīng)過計算可知它們均滿足強度要 6.2．軸的校核 6.2.1中間軸的校核 （1）在水平面上 左側(cè) 右側(cè) 彎矩 （2）在垂直面上 左側(cè) 右側(cè) 彎矩 （3）總彎矩 M （4） 畫出剪力圖、彎矩圖： 3 4 圖7-1 軸的剪力彎矩圖 根據(jù)以上計算，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力，因選定45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此，故安全。 6.2.2輸入軸的校核 （1）在水平面上 左側(cè) 右側(cè) 彎矩 （2）在垂直面上 左側(cè) 右側(cè) 彎矩 （3）總彎矩 M （4）畫出剪力圖、彎矩圖 3 圖7-2 軸的剪力彎矩圖 根據(jù)以上計算，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力，因選定45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得。因此，故安全。 6.2.3輸出軸的校核 （1）在水平面上 左側(cè) 右側(cè) 彎矩 （2）在垂直面上 左側(cè) 右側(cè) 彎矩 （3）總彎矩 M （4）畫出剪力圖、彎矩圖 3 圖7-3軸的剪力彎矩圖 =0.97 YZR132M2-6 型電動機 設計小結 《機械設計課程設計》主要分為四個階段。 第一階段，設計計算階段。 第二階段，減速器裝配圖草圖繪制階段。 第三階段，減速器裝配圖CAD制圖階段。 第四階段，說明書編寫階段。 在這個課程設計中，它把我以前所學的獨立課程（如：機械制圖、理論力學、材料力學、機械原理、機械制造基礎、工程材料與成型技術基礎、互換性與測量技術、機械設計）有機結合了起來。在這過程中我充分的體會到了，這些學科即使相對獨立又是密不可分的。在這個繁瑣又復雜的設計中，我體會到了我們專業(yè)需要我們嚴謹?shù)乃季S、精確的計算、刻苦的精神。 1．機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融多門專業(yè)學科于一體，使我們能把所學的各科的知識融會貫通，更加熟悉機械類知識的實際應用。 2．這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 3．在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。 4．本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助. 5．設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。 設計是一項艱巨的任務，設計是要反復思考、反復修改，設計是要以堅實的知識基礎為前提的，設計機械的最終目的是要用于實際生產(chǎn)的，所以任何一個環(huán)節(jié)都馬虎不得，機械設計課程設計讓我又重溫了一遍學過的機械類課程的知識。經(jīng)過多次修改，設計的結果還是存在很多問題的，但是體驗了機械設計的過程，學會了機械設計的方法，能為以后學習或從事機械設計提供一定的基礎。 這次關于卷揚機減速器的課程設計，是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)大有用處。通過一個月的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識，為我們以后的工作打下了堅實的基礎。 參考資料 [1]《機械設計》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2006年5月第八版； [2]《簡明機械零件設計實用手冊》，機械工業(yè)出版社，胡家秀主編，2006年第1版； [3]《機械設計課程設計》，機械工業(yè)出版社，陸玉主編，2008年6月第四版； [4] 《機械設計課程設計手冊》，國防工業(yè)出版社，張龍主編2006年5月第一版。