卷扬机的机械系统的结构设计

目录：

一． 设计任务书……………………………………………………….3

设计要求………………………………………………………….3 设计内容………………………………………………………….4 设计目的………………………………………………………….4 二． 解题过程………………………………………………………….5

电动机的选择…………………………………………………….5 传动零件的设计计算…………………………………………….7 1．带传动设计…………………………………………………….7

2．减速器齿轮的设计…………………………………………….9 3．轴的设计………………………………………………………14 4．轴承的校核….…………………………………………………19 5.联轴器的选择………………………………………………..….20 三． 装配图零件图（另附）

四． 心得体会………………………………………………………...21 五． 参考文献………………………………………………………...23

题目：卷扬机的机械系统的结构设计

完成任务：

装配图一张 零件图两张 设计计算说明书一份

时间安排 十八～十九 两周时间

设计计算 3天 草图设计 3天 绘装配图 2天 绘零件图 1天 计算说明书 3天 文档整理 2天

1

设计任务书

1设计要求：

、 电动机

传送带 减速器

图1 卷扬机的组成部分示意图

原始数据： 卷扬机的组成部分如图1所示：

F = 8 KN 卷扬机是有电动机驱动，经带轮和齿

V = 0.94 m/s 轮减速装置带动卷筒转动，从而带动钢

D = 320 mm 丝绳提升货物。

使用说明：

㈠ 两班制，运转时间为工作时间的70%

㈡ 允许工作误差?5%，有中等的冲击，使用15年。

㈢ 三年一次中修，工作制8小时,300天/年，室外工作

20到30度。

2设计内容：

（1） 根据任务说明对卷扬机的机械结构的总体方案的设计，确定加

2

速器系统执行系统，绘制系统方案示意图 如图1。 （2） 根据设计参数和设计要求采用优化设计使系统运转良好。 （3） 选用电动机的型号，分配减速器的各级传动比，并进行传动装

置工作能力的计算。

（4） 对二级减速器进行结构设计，绘制装配图及相关的关键零件的

工作图。

（5） 编写课程设计报告说明书

3．设计目的

通过工程设计过程个主要环节的设计的训练，了解机械设计知

识在工程中的运用，掌握相关的基本知识基本理论和基本方法的运用能力，现代设计理论和方法的运用能力，观察，提问，分析解决问题的独立设计工作的能力。

3

解题过程：

一． 电动机的选择 ⑴选择电动机的类型

按工作要求及条件选用三相笼型异步电动机，封闭式结构， 电动机所需的工作功率为 Pd＝

PW?a KW

式中 ?1?2?n为各运动副的效率 对于三角带传动效率 ?1?0.96 滚动轴承每对传动效率 ?2?0.98 圆柱齿轮的传动效率 ?3?0.97 齿轮连轴器的传动效率 ?4?0.99

32那么 ?a??1??2??3??4?0.84

pd?Pw?11.42kw

1000?a⑶确定电动机转速

取V带的传动比i1=2～4,圆柱齿轮减速器的传动比为i2＝8～40 则总的传动比的合理范围是ia＝16～160 故电动机的转速可选范围

nd?ia?n?（16～160）×40＝640～5600 rmin

可选用的电动机有 1500rmin1000r/min 3000r/min 根据电动机的工作功率P＝11.42kw

由《机械零件手册》查得 三种异步电动机型号 如下表1.

4

方案电 动 机 转 速满 载 时额定功率（kw）同 步满 载电流A效率功率因数额定电流额定转速额定转矩Y160M-2Y160M-4Y180L-6Y200L-815KW15KW15KW15KW3000150010002930146097073029.488.230.388.531.489.534.1880.880.850.810.76776.5622.21.81.82.22.222综合考虑到电动机的传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可选用方案2。即选用Y160M-4。 二、确定传动装置的总传动比和分配传动比。

⑴由选定的电动机满载转速nm和主动轴转速n可得传动装置的总传动比为：

ia?nm1460??36.5 n40 ⑵分配传动装置的传动比：

由式 ia?i0?i

i0为带传动i为减速器传动比

为使V带传动外廓尺寸不应过大，初选i0=2.8 则减速器的的传动比为

i?

⑶分配减速器的各级传动比由高速级传动比 i1?1.4?i?4.26

则低速级的传动比为 i2??ii113?3.05 4.26ia?13 i0三、计算传动装置的运动和运动参数

5

为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩各轴高

速级到低速级依次为 Ⅰ轴、Ⅱ轴…… i0、i1……为相邻两轴间的传动比；

?01、?02??为相邻两轴间的传动效率P1、P2??为轴的输入功率（kw）N?M) T1、T2??为各轴的输入转矩（n1、n2??为各轴的转速（rmin)（1） 各轴的转速：

1460?521.422.8521.42?轴：n???122.394.26122.39??轴：n????40.13

3.05卷筒轴：nIV＝４０１３.?轴：n??

（2）各轴的功率如下 ：

?轴?Pd??1?11042?0.96?10.96KW?轴?P1??2??3?10.96?0.98?0.97?10.41KW??轴?P???2??3?10.41?0.98?0.97?9.89KW卷筒轴的为P????2??4?9.89?0.98?0.99?9.59KW

各轴则按电动机轴至工作机运动传递路线推出得到各轴的运动参数 如表2.

6

各轴功率转矩转速传动比效率输入输出输入输出电动机轴11.4274.31460Ⅰ轴10.9610.74199.71195.71521.422.8Ⅱ轴10.4110.2808.73792.55122.394.26Ⅲ轴9.899.692344.82297.8740.133.05卷筒轴9.599.392274.92229.3940.131四、传动零件的设计计算 ㈠ 1带传动的设计

Pca＝Ka?P＝1.2?15＝18 式中：Pca?计算功率 P为传递的额定功率

Ka工作情况系数在表8——6中查得Ka=1.2 <<计西北工大七版》 2.选择带型

根据普通V带B

3.①小带轮基准直径d1?200mm

得d2?n1nd14601(1??)??200(1?0.02)?548.80mm 2521.42②验算带的速度根据式 ?d 1?n1v1?60?1000?15.28ms

带轮在5-25m/s范围内合适 ③基准直径

d2?i0?d1?2.8*200?560mm

4.确定中心矩a和带的基准长度

0.960.950.950.97 机械设7

0.7?d1?d2)?a0?2(d1?d2)524.16?a?1497.6取a0?700则按式1计算所需基准长度L0(d1?d2)2L0?2a0?(d1?d2)?24a0?L0?2?700??2(200?548.8)?(548.80?200)4*7002?2619.06mm

查取表8-2取和L'd相近的V带的基准长度Ld?2800mm 通过计算实际中心距 近似计算a?a0?Ld?L02800?2619?700??790.5mm 22

5. 验算主动轮的包角

?1?180??d2?d1?57.3??1550?1200合适 a6.确定带的根数 Z

由13?15得Z?Pca(P0??P0)K?KL式中P0?5.13在表13?3中得的由13?9得传动比为 d2548.8i???2.8d1(1??)200*(1?0.02)18Z??4（5.13?0.13）?1.2?0.95所以带数为4根由i?2.8查表13?4得?P?0.13

8

7.求作用在带轮轴上的压力

F0的计算式FPca0?500(2.5?1)?qv2由

Z?VK?式中的q查表13?1得为0.17kg/m

F500?184?15.28（2.50?1.2?1）?0.17?15.282?251.73N所以作用在轴上的压力是：

F?11550Q?2ZF0sin2?2?3?251.73?Sin2?1474.57N

8选择带轮的材料为HT200(高速级) 9带轮宽的计算公式为 B=（Z-1）e +2f

查表8-10得 e=15 f=10 z为轮槽 版》

㈡ 减速器齿轮的设计

减速器高速级的设计 ⒈⑴对于直齿圆柱齿轮的传动

9

《西北工业大学七

⑵卷扬机为一般工作机器,速度不高故选用7级精度(GB/0095-88)

⑶材料选择:由表10-1 选择小齿轮的材料为40Cr(调质)硬度

280HBS,大齿轮的材料为45(调质)硬度为240HBS 〈〈西北工业大学七版〉〉

⑷ 初选小齿轮数为

Z2?u?Z1?25?4.26?106

25 则大齿轮数为

⒉按齿面接触强度设计 200页

⑴确定各计算数值 ①试选载荷系数Kt?1.3 ②

小

齿

轮

的

传

N?m

da?2.323kt?T1u?1ZE2?()?du??H?……………《机械设计》

ZE?弹性影响系数递转矩

P10.96?1031T1?9500??9500??2.00?105n521.42③由表10-7选取齿宽系数为 Фd=1 〈〈西北工业大学七版〉〉

④由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE?189.8

⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的疲劳强度极限为

10

mpa

12

600mpa

撒齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim?550mpa 〈〈西北工业大学 七版〉〉

⑥由式10-31计算应力循环次数 N1 =60*njLn =7.5×108

7.5?108?1.76?108 N2?4.26 ⑦查图 10-19查得接触疲劳寿命系数为KHN?0.91KHN2?0.93

⑧计算接触疲劳许用应力,取失效概率1% 安全系数s=1.05 由齿轮许用应力计算式(10-12) 〈〈西北工业大学 〉〉

??H1??KHN1??Hlim1?0.9?600mpa?514.3

s1.05mpa??H2??KHN2??Hlim2s?0.93?550mpa?487.1mpa1.05

⒊计算

⑴ 计算小齿轮分度圆直径d1t代入??H? 中的较小值

kt?T1u?1ZE21.3?2?1054.26?1?189.8?da?2.323?()?2.32????82.38mm ?du??H?14.26?487.1?2 ⑵计算圆周速度 V??d1t?n160?1000???82.38*521.4260?1000?2.24m

s ⑶计算齿宽b b??d?d1t?1?82.38?82.38 ⑷计算齿宽和齿高之比bh

mm

11

模数 mt?d1t82.38??3.29mm z125 齿高 h?2.25?mt?2.25?3.29?7.40mm bh? ⑸计算载荷系数

根据v=2.24 m/s 七级精度 由图10-8查得动载荷 kv?1.4

直齿轮假设 kAFt/b?100N/M 由表10-3查得

KH???1.1

82.38?11.13mm 7.40 由表10-2查得使用系数 KA?1.50

由表10-4查7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时 KH??1.12?0.18(1?0.6)?0.23?10?3?82.38?1.42 由b/h=11.13 KH??1.42 查图10-13得KF??1.26故k

k?kA?kV?kH??kH??1.5?1.4?1.42?1.1?3.28 ⑹ 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径有 d1?d1t3k3.128?82.383?112.14kt1.31mm

⑺ 计算模数 m?d1z?4. 根据齿根弯曲强度校核 由式 ?F?112.14?4.48 25kFt?YFa?YSa???F?………………《机械设计》bm197页〈〈西北工业大学 〉〉

12

k 载荷系数 YFa 齿形系数 YSa 应力校正系数 ⑴ 确定式中的各系数

Ⅰ 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲强度极限?FE1?500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限

?FE2?380Mpa

Ⅱ 由图10-18查得疲劳寿命系数 KFN1=0.91 KFN2=0.94 Ⅲ 计算弯曲许用应力

取弯曲疲劳许用系数为 s=1.5 由式10-12得

??F?1?KFN1??FE1?0.91?500?303.3 ???F2S1.5K??0.94?380 ?FN2FE2?238.13MpaS1.5Mpa Ⅳ 计算载荷系数k

K?Ka?Kv?KF??KF??1.5?1.4?1.1?1.24?2.86 Ⅴ 查取齿形系数 由表 10-5查得 YFa1=2.62 YFa2=2.18 Ⅵ 查取应力校正系数 由表10-5 YSa1=1.59 YSa2=1.79 则对于小齿轮 由 ?F1?kFt?YFa?YSa?100?303.3mpa bm 据上数据得 应该增加齿数 降低模数

故选m=2 z1=35 查表取 YFa=2.45 YSa=1.65 则计算得到 ?F1?303.3mpa

对于大齿轮 Z2=iz1=35*4.26=149mm

13

d2?m?z2?149?2?298mm0.5则 选大齿轮的齿宽系数为b2?298?0.5?82.5

计算得到大齿轮的强度足够大

低速级的齿轮设计

1.1)选用直齿圆柱齿轮传动 2)对于其速不高,故选7级精度

3)材料选择,选小齿轮的材料为40Cr硬度为280HBS 大齿轮的材料为45(调质)硬度为240HBS

4)选小齿轮的齿数为25 则大齿轮的齿数为Z=20*3.05=61 2.按齿面接触强度设计

K?Tu?1?z1?? d1t?2.323t1? ?????du???H??2 ⑴确定式中各参数 1) 选定载荷系数Kt=1.3 2) 计算小齿轮传递的转矩 3) 由表10-7选取齿宽系数 ?d?1

4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 Mpa1/2 5) 由图 10-21d按齿面硬度查得 小齿轮的疲劳强度极限为

14

600Mpa

大齿轮的接触疲劳极限为?HLim?6006) 由10-13式计算应力循环次数

N1?60njLn?60?122.39?1?8?10?300?1.76?109N11.76?109N2??5.77?108i3.05Mpa

7) 由表10-19查得接触疲劳寿命系数KN1=0.90 Kn2=0.92 8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% 安全系数S=1.05 由齿轮许用应力计算是10-12

??H1??KHN1??Hlim1?600?0.90?514.28S1.05??H2??KHN2??Hlim2?550?0.92?438.09S1.05Mpa

Mpa⑵ 计算

1) 计算小齿轮分度圆直径 d1 带入取小值的

K?Tu?1?z1?? d1t?2.323t1????38.42 mm ???du???H???38.42?122.39?0.25m 2) 计算圆周速度 V?s60?100023) 计算齿宽 b??d?d1t?38.42mm 4) 计算齿宽与齿高之比 b/h

模数 m?d1t38.42??1.537z125mm

齿高 h?2.25?1.537?3.46 则 ?11.0

bhmm

5) 计算载荷系数 根据 V=0.25 m/s 7级精度由图 10-8查得懂载荷系数 KV=1.01

15

直齿轮假设KAFt<100m/s 由表 10-3查得 KH??1.1 由表查得使用系数 KA=1.50

由表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时

KH??1.12?0.18(1?0.6?d2)?0.23?10?3b?1.417

由b/h=11.11 KH??1.420查图10?13得KF??1.3

《西北工业 大学》

则 K K?KV?KAKHA?KHB?1.5?1.01?1.1?1.417?2.450 6)按实际得载荷系数校正所得的分度圆直径由 图10-10a

d1?dK21t3K?38.423.45.3?47.45mm t1计算模数 m=d1/z1=1.90 mm 根据齿根弯曲强度校核 根据校核式 ?k?Ft?YFaYSaF?bm???F? K载荷系数 YFa齿形系数 YSa应力校正系数

1) 确定式中各数值

由图 10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳极限

16

3.

?FE?500Mpa大齿轮的为400MpaKFN1?0.91

KFN2?0.922) 计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳许用系数.s=1.5 由式 10-12得

??F1??KFN1??FE1S?500?0.911.5?303.33Mpa???0.92 F2??KFN2??FE2S?4001.5?246.33Mpa3) 计算载荷系数 K?KA?KV?KF??KFB?1.5?1.01?1.1?1.23?2.05 由表10-5 查得

YFA1?2.62Ysa1?1.59YFa2?2.22Ysa2?1.77

?KFt?YFa?YSaF1?bm?438.9Mpa

??F1?2??F1?

则可以适当增大齿数 减小模数

故选 m=1.5 则取 Z1=30 Z2?30?3.05?92

几何参数选定

1) 计算分度圆直径 d1=30*1.5=45 mm d2=92*1.5=138 mm 2) 计算中心距 a?d1?d22?75?1382?111.5mm

计算齿宽 b??d?d1?45?1?45mm

2T2?8.08?105F验算 t?d??35911N145K

A?Ftb?100N?m17

4.

结果 合格

5. 关于齿轮的结构设计 (见附图)

㈢ 关于从动轴的设计

1选取材料 轴的材料选用40Cr –载荷较大无很大冲击 由表查得3.13-1查得硬度为 241-266HBS

抗拉强度 750 Mpa 屈服极限 550 Mpa 扭转疲劳 350 Mpa 《西北工业大学七版》

2.由表2 查得P3=9.59kw n3?40.13T3?2.274?106

求得低速级大齿轮的分度圆直径 d2=138mm 其中??200

2T32?2.274?106 Ft???32969N

d2138 Fr?Ft?tg??32969?tg200?11999.73N 轴向力 Fa=0

垂直齿轮的接触法向力 Fn?Ft32969?35450.53cos?0.93N

计算转矩 由表18-1 -------------------------------《机械设计》 取 K=1.4

Tc=1.4*2274.89*103=3184.864N?mm

根据 TC值 查GB5014-85<<机械零件简明手册〉〉P80 轴孔直径为d=65

轴孔直径为142

18

3.初选滚动轴的系数按照低速级大齿轮的系数得： 齿轮直径为138 长度45

且初选轴承为6308型深沟型轴承：《机械设计课程设计手册》

型号 基本尺寸 安装尺寸 基本额定动载荷 额定静载荷 d D B daDa Cr C0

6308 40 90 23 49 81 40.8kw 24

极限转速为7000

按照轴承和齿轮的数据设计轴的下面的轴

4确定轴的倒角是1.5?450 下面进行受力分析 基本参数

额定动载荷40.8KW 额定静载荷是24KW

19

d=40 d=90 B=23

按照弯矩对轴进行校核，判断装齿轮的截面是危险截面

Fr A ├———131———Ft–━——77—┤

(1)垂直方向的支反力

F77AV?77?131?F77r?208?11999?4441.9NBBV?131

131?77?F131r?77?131?11999?7557.0N

(2)水平方向的支反力；

F77AH?208?32969?12204N

FBH?131208?32969?20764.1N

20

（3）水平方向的弯矩图如下

FAH

FBH

MH

MH?FA?131?12204?131?1598.7Nm

(4)垂直方向的弯矩图如下； FAV

FBV

21

MV

则MV?FAV?131?4441.9?131?581.89N.m

M1 T1

判断得危险截面是在齿轮装在轴上的地方；

T转?Fd1t?2?32969?452?741802.5Nmm 应力为脉动循环，取折合系数为0.6 则当量弯矩为；

M2a?M2v?MH?518.892?1598.72?1679.8Nm

Me?M2a?T222转?1679.8?714.8?1824.9Nm其为45号纲强度极限为650Mpa 所以轴的强度符合要求

五： 对其他的两轴进行校核，符合强度的要求

六：轴承的设计

22

选的型号是6308型则数据如下

型号 基本尺寸 安装尺寸 基本额定动载荷 额定静载荷 d D B daDa Cr C0

6308 40 90 23 49 81 40.8kw 24

极限转速为7000

1算当量动载荷

P?XFr?YFFaaF?e?0.8r则X?0Y?0所以P?11199.73N

P〈Cr所以符合要求2轴的寿命计算：

按照L106h?60n(CP)?h 式中的Lh为工作寿命 n为轴的额定主转速是40.13 C为额定动载荷：40.8KW P为当动量载荷是：11199.73N 对深沟球轴承是?取3

则L106C?10640800?h?60n(P)?60?40.13(11199.73)?7.096年

23

七：联轴器的选择

根据上面的Tc值查表选择的是ZC形带制动弹性柱销 式联轴器………………………………..<<机械零件设计手册》

八.键的强度校核

12?40， 根据轴径的大小来选取键， ?轴左边选取键 GB1096?79，右边选用

键16?40 GB1096?79；?轴左边选用键20?60 GB1096?79。右边选取键

16?50 GB1096?79；??轴左边选用键20?60 GB1096?79，右边选用键16?60GB1096?79

由于齿轮跟轴的联结都是以键联结的，所以下面进行键的校核。 键的许用许用挤压应力???P 查《机械设计》表13-1得???P=120MPa 由以上的设计数据得高速轴键的D=30mm,b?h=8?7查《机械设计课程设计》表14-26得W=2.29cm3 ,wT=4.94cm3. 键的强度校核?P=

2T????P，其中k=0.5?h=3.5mm dlk 所以?P

2?66.55?103==24.86 MPa≤???P=120MPa

30?51?3.5 所以高速轴的键是安全的。

其他轴的键同理可知2级轴?P=30.5 MPa≤???P=120MPa，所以该轴也是安全的。

九．箱体的设计（相对寸见装配图）

选择箱体的材料为：铸铁

（1）箱体（座）的壁厚? ?＝8mm （2）箱盖的壁厚?1 ?1?8mm （3）箱座凸缘的厚度b b?1.5??12mm （4）箱盖凸缘的厚度b1 b1?1.5?1?12mm （5）箱体凸缘的厚度b2 b2?2.5??20mm （6）箱座肋厚m m?6.8m （7）螺钉 直径M10

24

C?23mm（8）底座凸缘尺寸 C1?25mm （9）轴承旁联结螺栓直径d1 （10）箱体、箱盖联结螺栓直径d2

d1?0.75df?0.75?16?12mm

d2??0.5~0.6?df?8~9.6mmM10取

（11）通孔直径 M11

（12）凸圆尺寸 c1?18mm c2?14mm （13）沉头座直径 M22 （14）定位销直径 M8 （15）轴承盖螺钉直径 M8 （16）窥视孔盖螺钉直径 M4 （17）轴承旁凸台半径R R?14mm （18）外机座至轴承座端面距离l1 l1?c1?c2??8?12? 取l1?40mm （19）大齿轮顶圆与内机壁距离?1 ?1?1.2??9.6 取?1?10mm （20）齿轮端面与内机壁距离?2 ?2???8 取?2?9mm ( 21)

dfd1d2至轴承座端面距离 16

定位、润滑和密封

定位：带轮与轴、齿轮与轴、联轴器与轴之间轴向与圆周方向的定位均采用键定位。

轴承的轴向采用轴承套定位。键与轴承套的结构设计（略）

润滑：齿轮、轴承润滑方式均采用浸油润滑。 密封：轴伸出端密封方式采用毡圈密封。

端盖安装处、窥视孔盖密封方式采用垫圈密封。

十：润滑剂的选择

根据轴承的工作条件，对于要求不高的低速场合和轴的转速极限

为7000r/min我们选择的是润滑脂。（具有良好的抗水性 但耐热能力差 工作温度不超过55～65°C）

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装配图，零件图（另附）

心 得 体 会

本次为期两个星期的课程设计，使我受益匪浅。一方面，使我对以往学过的

课程有了全新的回顾，加深了知识的体系结构，更深刻地领悟其中的内涵；另一方面，给了我一个实践的机会，让我亲身感受到机械设计的各个过程，明白设计所具备的素质，为我今后的学习指明了方向。

以下是我在课程设计中的体会： 1） 参考已有资料与创新。设计是一项从现实出发，复杂细致的工作，

设计质量是由长期经验积累而逐渐提高的，所以熟悉和利用已有资料，既可减少重复工作，加快设计进度，也是继承和发展这些经验和成果，提高设计质量的重要保证。另一方面，任何新的设计任务，又是根据特定设计要求和具体工作条件提出的，因此必须具体分析，创造性地进行设计。所以参考已有资料与创新二者不可偏废，而要很好地结合起来。 2）正确使用标准和规范。设计中正确运用标准，有利于零件的互换性和加

工工艺性，从而收到良好的经济效果。同时也可减轻设计工作量，节省设计时间。

3）强度计算与结构和工艺。任何机械零件的尺寸，都不可能完全由理论计

算确定，而应该综合考虑对零件本身及整个部件结构方面的要求，如加工和装配工艺，经济性和使用条件等。

4）正确处理计算和画图。有些零件可以由计算得到尺寸后，画草图决定结

构；而有些零件则需要先画草图，以取得计算所需的条件，零件的尺寸，以图纸最后确定的为准。

5）理论联系实际，综合运用已经学过的理论和生产实际知识去分析和解决

工程实际问题的能力。懂得机械设计的一般方法，了解和掌握常用零件，机械传动装置或简单的设计过程和进行方式，同时具备基本的技能训练。

这次课程设计，任务比以往更繁重，计算量繁多也够为复杂，设计考虑的因素也涉及诸多方面。而这些恰恰能培养我们实事求是，严谨求学，科学设计的能力，使我们养成良好的求学和科研设计作风，为我们今后的学习和工作作好充分的准备！

结 束 语

经过两周的设计一个卷扬机的基本结构和基本数据已经处理完毕，在设计过程中遇到了不少的问题和难题，不过经老师的帮助和相关质料的查询基本已经解

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决。

通过这两周的设计，我学到了许多的知识，不光是书本上的一些理论知识而且在设计过程中必须注意的许多问题，如：如何选择经济而且实惠的材料、如何校对各种数据、如何选择配合的各种零件等。并在设计说明书时对一些问题的处理如：如何处理数据、如何校核齿轮、轴、键等的强度、刚度等。

通过这次设计我也了解了不少他们在生产实践中要研制一个新机器时的困难性、艰巨性，也了解了不少当代大学生与生产实践过程中的生产工人的差距在哪，虽然我们了解了书本知识要比一般的工人要多，但是我们动手实践的能力实在太差了，所以在以后的日子里我们一定要在学好书本理论知识的同时要很好的与实践结合好，这样才能在毕业以后能更好的为社会服务。

在设计过程中老师给了许多宝贵的意见在此表示感谢。

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参考文献

1．《机械零件设计手册》 国防工业出版社 扬黎明 黄凯 等编 1986年12月第一版

2．《简明机械设计手册》 机械工业出版社 朱龙根 编 2003年3月第一版

3．《机械设计课程设计指导书》 高等教育出版社 龚溎义主编1990.4 2版

4．《新编机械设计课程设计图册》 高等教育出版社 陈铁鸣 2003.7 第一版

5．《机械设计》高等教育出版社 西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著 濮良贵 纪名刚 主编 2001.6第七版 6．《机械设计》 高等教育出版社 吴克坚 于晓红 钱瑞明 主编 2003.3第一版

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