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課程設計說明書 機械設計 （機械設計基礎） 設計題目 帶式運輸機傳動裝置 學 院 工學院 專業(yè)班級 設 計 者 學 號 指導教師 完成日期 2009年1月8日 中南大學 目 錄 一、前言…………….………………………………………… 二、設計任務…………….…………………………………… 三、計算過程及計算說明 一 傳動方案擬定…………….…………………………… 二 電動機的選擇……………………………………….… 三 計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….… 四 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………………………….… 五 傳動零件的設計計算…………………………………. 六 軸的設計計算…………………………………………. 七 滾動軸承的選擇……………………………………… 八 鍵聯(lián)接的選擇及計算………..………………………… 九 減速箱體結(jié)構(gòu)…………………………………………. 十 潤滑和密封…………………………………………..... 四、小結(jié)……………………………………………………. 五、參考資料…………………. …………………………. 一、前言 （一) 設計目的： 通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養(yǎng)結(jié)構(gòu)設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。 (二) 傳動方案的分析： 機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。 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(gòu)之一。本設計采用的是單級直齒輪傳動。 一、設計任務 具體要求： 1、 電動機類型確定 2、 單機減速器的齒輪、軸、軸承、箱體等的設計及強度計算 3、 編寫一份設計說明書 4、 裝配圖一張（1號圖紙）、齒輪及軸的零件圖各一張 二、計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 （1） 工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 （2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4200N；帶速V=0.85m/s；滾筒直徑D=600mm。 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： η總=η帶η4軸承η閉式齒輪η聯(lián)軸器η滾筒η開式齒輪 =0.960.9940.970.990.960.95 =0.81 (2)電機所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =42000.85/10000.81 =4.421KW 3、確定電動機轉(zhuǎn)速： 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： n筒=601000V/πD =6010000.85/π600 =27.07r/min 按手冊推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I‘1=3～6。取V帶傳動比I’2=2～4，則總傳動比理時范圍為I‘a(chǎn)=18～144。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n’d=I‘a(chǎn)n筒=487～4954r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min等。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。 4、確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132M2-6。 其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，質(zhì)量84kg。 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/27.07=35.46 2、分配各級偉動比 （1） 取V帶，圓柱齒輪i齒輪=i減速器=3.8（單級減速器i=3~6合理） （2） ∵i總=i齒輪iV帶i減速器 ∴iV帶=i總/（i齒輪i減速器）=35.46/3.84=2.456 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） V帶高速軸 nI=n電機=960r/min 減速器高速軸nII=nI/iV帶=960/2.456=390.9(r/min) 減速器低速軸nIII=nII/ i減速器=390.9/3.8=102.9(r/min) 傳動滾筒軸 nIV= nIII/i齒輪 =102.9/3.8=27.07(r/min) 2、 計算各軸的輸入功率（KW） V帶低速軸 PI=P工作=5.5KW 減速器高速軸 PII=PIη帶=5.50.96=5.28KW 減速器低速軸 PIII=PIIη軸承η齒輪= 5.07KW 開式齒輪高速軸PIV = PIIIη軸承η聯(lián)軸器 =5.070.990.99=4.97 KW 滾筒軸 PV = PIVη軸承η開式齒輪 =4.970.990.95=4.67 KW 3、 計算各軸扭矩（Nm） 電動機輸出軸 TI=9.55106PI/nI =9.551035.5/960=54.714Nm 減速器高速軸 TII=9.55106PII/nII =9.551065.28/390.9=128.995Nm 減速器低速軸 TIII=9.55106PIII/nIII =9.551065.09/102.9=470.539Nm 開式齒輪高速 TIV=9.55106 PIV / nIII = 95504.97/102.9=461.289 Nm 滾筒軸 TV=9.55106 PV / nIV =95504.67/27.07=1647.525 Nm 五、傳動零件的設計計算 1、 皮帶輪傳動的設計計算 （1） 選擇普通V帶截型 由課本P205表13-6得：kA=1.1 PC=KAP=1.15.5=6.05KW 由課本P205圖13-15得：選用A型V帶 （2） 確定大小帶輪基準直徑，并驗算帶速 由課本表13-7得，推薦的小帶輪基準直徑為75mm 則取dd1=125mm>dmin=75 dd2=n1/n2dd1=960/309.9125=306.9mm 由課本P74表5-4，取dd2=300mm 實際從動輪轉(zhuǎn)速n2‘=n1dd1/dd2=960125/300 =400r/min 轉(zhuǎn)速誤差為：n2-n2‘/n2=390.9-400/390.9 =-0.023<0.05(允許) 驗算帶速V：V=πdd1n1/601000 =π125960/601000 =6.28m/s 在5～25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 （3） 確定帶長和中心矩 根據(jù)課本P195式（13-2）得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(125+300)≤a0≤2(125+300) 取a0=650mm 由課本P195式（13-2）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =1979.4mm 根據(jù)課本P202表（13-2）取Ld=2000mm 根據(jù)課本P206式（13-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=660mm (4)驗算小帶輪包角 α1=1800-dd2-dd1/a57.30 =1650>1200（適用） （5）確定帶的根數(shù) 根據(jù)課本P203表（13-3）P1=1.37KW 根據(jù)課本P204表（13-4）△P1=0.11KW 根據(jù)課本P8204表（13-5）Kα=0.96 根據(jù)課本P202表（13-2）KL=1.03 由課本P204式（13-15）得 Z=PC/P‘=PC/(P1+△P1)KαKL =4.13 (6)計算軸上壓力 由課本P201表13-1查得q=0.1kg/m，由式（13-17）單根V帶的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =158.5N 則作用在軸承的壓力FQ，由課本P87式（5-19） FQ=2ZF0sinα1/2=1571N 2、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240~260HBS，取250HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS；根據(jù)課本P162表11-2選9級精度。齒面精糙度Ra≤1.6～3.2μm σHlimZ1=680Mpa σHlimZ2=560Mpa 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0 σFlim1=240Mpa σFlim2 =190Mpa 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 [σH]1=σHlim1/SH=680/1.1Mpa =618.2Mpa [σH]2=σHlim2/SH=560/1.1Mpa =509.1Mpa [σF]1=σFlim1 /SF=240/1.3Mpa =184.6Mpa [σF]2=σFlim2 /SF =190/1.3Mpa =146.2Mpa (2)按齒面接觸疲勞強度計算中心距a T1=128995Nmm 選取載荷系數(shù)K=1.4 齒寬系數(shù)φa= =0.4 u=i齒=3.8 則a>=(u+1)3 （335/[σH]2*KT1/ uφa =178.5 (3)確定齒數(shù)和模數(shù) 傳動比i齒=3.8 取小齒輪齒數(shù)Z1=35。則大齒輪齒數(shù)： Z2=iZ1=133 實際傳動比I0=3.31 傳動比誤差：i-i0/I=1%<2.5% 可用 模數(shù)：m=2a/ Z2+Z1=2*178.5/133+35=2.125mm 根據(jù)課本表4-1取標準模數(shù)：m=2.5mm 確定中心距 a=m/2(Z2+Z1 ）=210 mm (4)齒寬b=φdd1=0.4*210=84 取大齒輪寬為84mm 小齒輪齒寬89mm (5)校核齒根彎曲疲勞強度 根據(jù)課本P167圖（11-9）得YF1=2.5 YF2 =2.14 σF1=(2kT1/bm2Z1)YF1=49.14 Mpa≤[σF1] σF2 =σF1 YF2/YF1=442.06Mpa≤[σF2] 安全 （6）齒輪的幾何尺寸計算 分度圓直徑：d1=mZ1=2.535mm=87.5mm d2=mZ2=2.5133mm=332.5mm 齒頂圓直徑：da1= d1 +2m=87.5+5=92.5mm da2= d2 +2m=332.5+5=337.5mm 全齒高：h=2.25m=2.25*2.5=5.6mm (7)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/601000=3.1487.5390.9/601000 =1.79m/s 選8級精度合宜 六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 根據(jù)課本P230（14-2）式，并查表14-2，取c=115 d≥115 (5.28/390.9)1/3mm=27.4mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=27.4(1+5%)mm=28.8mm ∴選d=30mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度 d1=30mm L1=72mm d2=36mm L1=58mm d3=43mm L1=43mm d4=50mm L4=87mm d5=58mm L5=7mm d6=36mm L1=4mm d7=43mm L1=25mm 初選用深溝球承6209 d=45 D=85 B=19 Cr=24.5 (3)按彎矩復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=87.5mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T1=128995Nmm ③求圓周力：Ft 根據(jù)課本P163（11-1）式得 Ft=2T1/d1=128995/87.5=2948.457N ④求徑向力Fr 根據(jù)課本P163（11-1）式得 Fr=Fttanα=2948.457tan200=1073.2N ⑤強度校核 (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=536.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1474.229N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=536.650=9.1Nm (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=1474.22950=25Nm (4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉(zhuǎn)矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm (6)繪制當量彎矩圖（如圖f） 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[26.62+(148)2]1/2=54.88Nm (7)校核危險截面C的強度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1413 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS） 根據(jù)課本P230頁式（14-2），表（14-2）取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(5.07/102.9)1/3=45.31mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=45.31(1+5%)mm=47.6mm 取d=50mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 d1=50mm L1=70mm d2=56mm L1=60mm d3=63mm L1=45mm d4=70mm L4=80mm d5=76mm L5=7mm d6=63mm L1=30mm d7=72mm L1=4mm 初選用深溝球承6213 d=65 D=120 B=23 Cr=44.0 (3)按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=332.5mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知TIII=470.539Nm ③求圓周力Ft：根據(jù)課本P163（11-1）式得 Ft=2T3/d2=2470.539103/332.5=2830.3N ④求徑向力Fr根據(jù)課本P163（11-1）式得 Fr=Fttanα=2830.30.36379=1030.1N ⑤校核 (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=1030.1/2=515.1N FAZ=FBZ=Ft/2=2830.3/2=1415.2N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱 截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=515.194.5/2*1000=23.34Nm (3)截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=1415.294.5/2*1000=66.87Nm (4)計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（23.342+66.872）1/2 =70.83Nm (5)計算當量彎矩：α=0.6 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[70.832+(0.6*470.5)2]1/2 =291.1Nm (6)校核危險截面C的強度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d3）=291.1/(0.1543) =18.5Mpa<[σob]=70Mpa ∴此軸強度足夠 七 滾動軸承的選擇 1、計算輸入軸承 選用6209型深溝球軸承，其內(nèi)徑d為45mm,外徑D為85mm，寬度B為19mm. Cr=24.5kN 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命 163658=48720小時 （1）已知nⅡ=458.2r/min 兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N 初先兩軸承為6209型深溝球軸承 根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力 FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根據(jù)課本P263表（11-8）得e=0.68 FA1/FR148720h ∴預期壽命足夠 2、計算輸出軸承 選6213型深溝球軸承，其內(nèi)徑d為65mm，外徑D=120mm，寬度B為23mm Cr=44.0kN (1)已知nⅢ=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 試選6213型深溝球軸承 根據(jù)課本P265表（11-12）得FS=0.063FR,則 FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N (2)計算軸向載荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端 兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根據(jù)課本P263表（11-8）得：e=0.68 ∵FA1/FR148720h ∴此軸承合格 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1、帶輪與輸入軸采用平鍵 軸徑d1=30mm,L1=75mm 查手冊得單圓頭普通平鍵用于軸端，選用C型平鍵，得： bh=87 l=L1-b=75-8=67mm T2=129Nm h=7mm σp=4TⅡ/dhl=4128995/30767 =36.67Mpa<[σR](110Mpa) 2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d4=50mm L4=87mm TⅡ=128.995Nm 查手冊10-9 選A型平鍵 鍵149 l=L4-b=87-14=73mm h=9mm σp=4T/dhl=4128995/50973 =15.71Mpa<[σp](110Mpa) 3、輸出軸與齒輪聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d4=70mm L4=82mm TⅢ=470.539N.m 查手冊 選用A型平鍵 鍵2012 l=L4-b=82-20=62mm h=12mm σp=4 TⅢ/dhl=4470539/701262 =36.14Mpa<[σp] 4、輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d1=50mm L1=75mm TⅢ=470.539N.m 查手冊 選C型平鍵 鍵1610 l=L1-b=75-16=59mm h=10mm σp=4 TⅢ/dhl=4470539/161059 =101.87Mpa<[σp](110Mpa) 九 減速箱體結(jié)構(gòu) 1、箱體是減速器結(jié)構(gòu)和受力最復雜的零件，其各部分的尺寸均根據(jù)內(nèi)部的零件的尺寸以及經(jīng)驗計算。尺寸列入下表，單位mm。 符 號 名 稱 尺 寸 備 注 σ 底座壁厚 10 不小于8 σ1 箱蓋壁厚 σ1 =0.8σ=8 不小于8 b 箱底座上不凸緣厚 b=1.5σ=15 b1 箱蓋凸緣厚 b1 =1.5σ1=12 b2 想底座厚 b2=2.5σ=25 m 箱座加強肋厚 m=0.85σ =8.5 m1 箱蓋加強肋厚 m1=0.85σ1 =6.8 df 地腳螺栓直徑 df=20 手冊查得 d1 軸承旁連接螺栓直徑 d1=0.75 df=15 n=4 d2 箱座與箱蓋連接螺栓直徑 d2=0.5 df=10 d3 軸承蓋固定螺栓直徑 d3=8 手冊查得 d4 視孔蓋螺栓直徑 d4=0.4 df=8 c1 箱殼外壁至螺釘中心線間的距離 c1=26 c1=24 可由手冊查得 k 底座上部或下不凸緣寬 k= c1+ c1=50 D1 小軸承蓋螺釘分布圓直徑 D1=D+5 d3=105 D=85為小軸承外徑 D0 105 D5 81 D2 大軸承蓋螺釘分布圓直徑 D2=D+5 d3=160 D0 145 D5 115 R 箱蓋外表面圓弧半徑 196.75 十 潤滑和密封 一、齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為1.8m/s，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。 二、滾動軸承的潤滑 由于齒輪周向速度為1.8m/s＜2 m/s所以宜用脂潤滑，應開設封油盤。 三、潤滑油的選擇 考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。 四、密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 F=4200N V=0.85m/s D=600mm η滾筒=27.07r/min η總=0.81 P工作=4.421KW 電動機型號 Y132M2-6 i總=35.46 據(jù)手冊得 i齒輪=3.8 i V帶=2.456 nI =960r/min nII=390.9r/min nIII=102.9r/min nIV=27.07 r/min PI=5.5KW PII=5.28KW PIII=5.07KW PIV =4.97KW PV =4.67KW TI=54.714Nm TII=128.995Nm TIII=470.539Nm TIV=461.289 Nm TV=1647.525 Nm dd1=125mm dd2=306.9mm 取標準值 dd2=300mm n2‘=400r/min V=6.28m/s 取a0=650 Ld=2000mm a=660mm Z=5根 F0=158.5N FQ =1571N [σH]1=618.2Mpa [σH]2=509.1Mpa [σF]1=184.6Mpa [σF]2=146.2Mpa i齒=3.8 Z1=35 Z2=133 m=2.5mm a =210mm b=89mm b1=84mm T1=128995Nmm d1=87.5mm d2=332.5mm da1=92.5mm da2=337.5mm h=5.6mm V =1.8m/s d=30mm d1=30mm L1=72mm d2=36mm L1=58mm d3=43mm L1=43mm d4=50mm L4=87mm d5=58mm L5=7mm d6=36mm L1=4mm d7=43mm L1=25mm L=296mm Ft =2948.457N Fr=1073.2N FAY =536.6N FBY=536.6N FAZ =1474.229N MC1=9.1Nm MC2=25Nm MC =26.6Nm T=48Nm Mec =99.6Nm σe =14.5MPa <[σ-1]b d=50mm d1=50mm L1=70mm d2=56mm L1=60mm d3=63mm L1=45mm d4=70mm L4=80mm d5=76mm L5=7mm d6=63mm L1=30mm d7=72mm L1=4mm Ft=2830.3N Fr=1030.1N FAX= FBY=515.1N FAZ=FBZ=1415.2N MC1=23.34Nm MC2=66.87Nm MC=70.83Nm Mec=291.1Nm σe=18.5Mpa 軸承預計壽命48720h FS1=FS2=315.1N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=750.3N P2=750.3N LH=1047500h ∴預期壽命足夠 FR =903.35N FS1=569.1N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=1355N P2=1355N Lh =2488378.6h 故軸承合格 C型平鍵 87 σp=36.67Mpa A型平鍵 149 σp =15.71Mpa A型平鍵 2012 σp=36.14Mpa C型平鍵 1610 σp=101.87Mpa 四、小結(jié) 在設計過程中的經(jīng)驗教訓總結(jié)： 1.設計的過程中必須嚴肅認真，刻苦專研，一絲不茍，精益求精，才能在設計思想，方法和技能各方面獲得較好的鍛煉與提高。 2.機械設計課程設計是在老師的指導下獨立完成的。必須發(fā)揮設計的主動性，主動思考問題分析問題和解決問題。 3.設計中要正確處理參考已有資料和創(chuàng)新的關(guān)系。熟悉和利用已有的資料，既可避免許多重復的工作，加快設計進程，同時也是提高設計質(zhì)量的重要保證。善于掌握和使用各種資料，如參考和分析已有的結(jié)構(gòu)方案，合理選用已有的經(jīng)驗設計數(shù)據(jù)，也是設計工作能力的重要方面。 4.在教師的指導下訂好設計進程計劃，注意掌握進度，按預定計劃保證質(zhì)量完成設計任務。機械設計應邊計算，邊繪圖，邊修改，設計計算與結(jié)構(gòu)設計繪圖交替進行，這與按計劃完成設計任務并不矛盾，應從第一次設計開始就注意逐步掌握正確的設計方法。 5.整個設計過程中要注意隨時整理計算結(jié)果，并在設計草稿本上記下重要的論據(jù)，結(jié)果，參考資料的來源以及需要進一步探討的問題，使設計的各方面都做到有理有據(jù)。這對設計正常進行，階段自我檢查和編寫計算說明書都是必要的。 通過這次為期兩周的課程設計，我拓寬了知識面，鍛煉了能力，綜合素質(zhì)得到較大提高。 安排課程設計的基本目的，在于通過理論與實際的結(jié)合、人與人的溝通，進一步提高思想覺悟。尤其是觀察、分析和解決問題的實際工作能力，以便培養(yǎng)成為能夠主動適應社會主義現(xiàn)代化建設需要的高素質(zhì)的復合型人才。 作為整個學習體系的有機組成部分，課程設計雖然安排在兩周進行，但并不具有絕對獨立的意義。它的一個重要功能，在于運用學習成果，檢驗學習成果。運用學習成果，把課堂上學到的系統(tǒng)化的理論知識，嘗試性地應用于實際設計工作，并從理論的高度對設計工作的現(xiàn)代化提出一些有針對性的建議和設想。檢驗學習成果，看一看課堂學習與實際工作到底有多大距離，并通過綜合分析，找出學習中存在的不足，以便為完善學習計劃，改變學習內(nèi)容與方法提供實踐依據(jù)。 對我們非機械專業(yè)的本科生來說，實際能力的培養(yǎng)至關(guān)重要，而這種實際能力的培養(yǎng)單靠課堂教學是遠遠不夠的，必須從課堂走向?qū)嵺`。這也是一次預演和準備畢業(yè)設計工作。 通過課程設計，讓我們找出自身狀況與實際需要的差距，并在以后的學習期間及時補充相關(guān)知識，為求職與正式工作做好充分的知識、能力準備，從而縮短從校園走向社會的心理轉(zhuǎn)型期。課程設計促進了我系人才培養(yǎng)計劃的完善和課程設置的調(diào)整。課程設計達到了專業(yè)學習的預期目的。在兩個星期的課程設計之后，我們普遍感到不僅實際動手能力有所提高，更重要的是通過對機械設計流程的了解，進一步激發(fā)了我們對專業(yè)知識的興趣，并能夠結(jié)合實際存在的問題在專業(yè)領(lǐng)域內(nèi)進行更深入的學習。 由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的機器。 設計者： 2009年1月8日 附： 五 參考資料 1、《機械設計基礎》 ———高等教育出版社 2、《機械設計基礎課程設計》 ———高等教育出版社