機械設計課程設計PAGE機械設計課程設計 計算說明書 題目設計電動機卷揚機傳動裝置專業班級學號學生姓名指導教師西安文理學院機械設計課程設計任務書學生姓名專業班級學號指導教師職稱教研室題目設計電動卷揚機傳動裝置傳動系統圖：原始數據：鋼繩拉力鋼繩速度卷筒直徑178330工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動，小批量生產，單班制工作，使用期限8年，運輸帶速度允許誤差為±5%要求完成：1.減速器裝配圖1張（A2）。2.零件工作圖2張（箱體和軸）。3.設計說明書1份，6000-8000字。開始日期年月日完成日期年月日年月日目錄1．電機選擇 12．選擇傳動比 32.1總傳動比 32.2減速裝置的傳動比分配 33．各軸的參數 43.1各軸的轉速 43.2各軸的輸入功率 43.3各軸的輸出功率 43.4各軸的輸入轉矩 43.5各軸的輸出轉矩 53.6各軸的運動參數表 64.蝸輪蝸桿的選擇 74.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 74.2選擇材料 74.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設 74.4蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 84.5校核齒根彎曲疲勞強度 94.6驗算效率 94.7精度等級公差和表面粗糙度的確定 105．圓柱齒輪的設計 115.1材料選擇 115.2按齒面接觸強度計算設計 115.3計算 125.4按齒根彎曲強度計算設計 135.5取幾何尺寸計算 146．軸的設計計算 156.1蝸桿軸 156.1.1按扭矩初算軸徑 156.1.2蝸桿的結構設計 156.2蝸輪軸 166.2.1輸出軸的設計計算 166.2.2軸的結構設計 176.3蝸桿軸的校核 186.3.1求軸上的載荷 186.3.2精度校核軸的疲勞強度 216.4蝸輪軸的強度校核 236.4.2精度校核軸的疲勞強度 267.滾動軸承的選擇及校核計算 307．1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算 307.2蝸桿軸上軸承的選擇計算 318.鍵連接的選擇及校核計算 358.1輸入軸與電動機軸采用平鍵連接 358.2輸出軸與聯軸器連接采用平鍵連接 358.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接 359．聯軸器的選擇計算 379.1與電機輸出軸的配合的聯軸器 379.2與二級齒輪降速齒輪軸配合的聯軸器 3710.潤滑和密封說明 3910.1潤滑說明 3910.2密封說明 3911．拆裝和調整的說明 4012．減速箱體的附件說明 4113.設計小結 4214．參考文獻 43PAGE351．電機選擇工作機所需輸入功率所需電動機的輸出功率傳遞裝置總效率式中：：蝸桿的傳動效率0.75：每對軸承的傳動效率0.98：直齒圓柱齒輪的傳動效率0.97：聯軸器的效率0.99：卷筒的傳動效率0.96所以故選電動機的額定功率為4kw符合這一要求的同步轉速有750r/min,1000r/min,1500r/min電機容量的選擇比較：表1.1電動機的比較方案型號額定功率/kw同步轉速/r/min滿載轉速/r/min重量價格1Y160M-84750720重高2Y132M-641000960中中3Y112M-4415001440輕低考慮電動機和傳動裝置的尺寸重量及成本，可見第二種方案較合理，因此選擇型號為：Y132M-6D的電動機。2．選擇傳動比2.1總傳動比2.2減速裝置的傳動比分配所以3．各軸的參數將傳動裝置各軸從高速到低速依次定為I軸II軸III軸IV軸：、、、、依次為電動機與I軸I軸與II軸II軸與III軸III軸與V軸的傳動效率則：3.1各軸的轉速3.2各軸的輸入功率Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.3各軸的輸出功率Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.4各軸的輸入轉矩電動機Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.5各軸的輸出轉矩電動機Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸3.6各軸的運動參數表表3.1各軸的運動參數表軸號功率轉矩(N·m)轉速(r/min)傳動i效率輸入輸出輸入輸出電機軸43.557835.392796010.991軸3.52333.457935.038834.338096031.08752軸2.58892.2571800.620784.599730.88060.73513軸2.51172.4615776.754761.218530.88060.97024卷軸2.38762.33982953.532894.4577.720.95064.蝸輪蝸桿的選擇4.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型根據GB/T10085—2021選擇ZI4.2選擇材料蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC.蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。為了節約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造4.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設（1）根據閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒面接觸疲勞強度計進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。由式（11-12），傳動中心距由前面的設計知作用在蝸輪上的轉矩T2，按Z=1,估取，則：（2）確定載荷系數K因工作比較穩定，取載荷分布不均系數；由表11-5選取使用系數；由于轉速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則（3）確定彈性影響系數因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有（4）確定接觸系數先假設蝸桿分度圓直徑和中心距的比值，從圖11-18中可查到（5）確定許用接觸應力根據選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度＞45HRC，可從11-7中查蝸輪的基本許用應力應力循環次數壽命系數則（6）計算中心距:取a=160mm，由i=30，則從表11-2中查取，模數m=8蝸桿分度圓直徑從圖中11-18中可查，由于＜，即以上算法有效。4.4蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸（1）蝸桿軸向尺距=25.133mm直徑系數q==10齒頂圓直徑齒根圓直徑分度圓導程角蝸桿軸向齒厚蝸桿的法向齒厚（2）蝸輪蝸輪齒數,變位系數驗算傳動比，這時傳動比誤差為：，在誤差允許值內。蝸輪分度圓直徑喉圓直徑齒根圓直徑咽喉母圓半徑4.5校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數根據從圖11-9中可查得齒形系數Y=2.55螺旋角系數：許用彎曲應力：從表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa壽命系數可以得到：<因此彎曲強度是滿足的。4.6驗算效率已知；；與相對滑動速度有關。從表11-18中用差值法查得：代入式中，得大于原估計值，因此不用重算。4.7精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8fGB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。詳細情況見零件圖。5．圓柱齒輪的設計P=2.5117KW，，i=4.05.1材料選擇（1）小齒輪的材料為40，硬度為280,大齒輪的材料為45鋼（調質），硬度為240,二者之差為40。（2）精度等級選8級精度。（3）選小齒輪齒數，大齒輪齒數，取。（4）選壓力角為。5.2按齒面接觸強度計算設計按式（10-21）試算，即（1）確定公式中的各參數①試選載荷系數，。②計算小齒輪的傳遞扭矩③由表10-7選齒寬系數。④由表10-6查的材料的彈性影響系數。⑤由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。⑥由式10-13計算應力循環次數。⑦由圖10-19取接觸疲勞壽命系數。⑧計算疲勞需用應力。取失效概率為1%，安全系數，由式（10-12）得5.3計算（2）試算小齒輪的分度圓的直徑代入中較小值（2）計算圓周速度（3）計算齒寬（4）齒寬與齒高之比模數齒高（5）計算載荷系數根據，7級精度，由圖10-8查的動載荷系；直齒輪，。由表10-2查的使用系數：由表10-4用插值法6級精度，小齒輪相對支撐對稱分布時，由，查圖10-13得；故載荷系數（6）按實際的載荷系數校正算的分度圓直徑，有式（10-10）得（7）計算摸數5.4按齒根彎曲強度計算設計由式（10-5）得彎曲強度計算設計（1）公式內容的各計算值①由圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；②由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數③計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數由式（10-12）得④計算載荷系數⑤查齒形系數。由表10-5查的。⑥查取應力校正值系數。由表10-5查的。⑦計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的值大（2）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模的大小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（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數4.5879并就近圓整為標準值，按接觸強度算的的分度圓直徑來計算應有的齒數，于是由取取這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5.5取幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距圓整取a=333mm（3）計算齒輪寬度圓整后，，。6．軸的設計計算6.1蝸桿軸蝸桿上的功率P轉速N和轉矩分T別如下：P=3.5223kwN=960r/minT=35.2156Nm6.1.1按扭矩初算軸徑選用45鋼調值，硬度為根據教材式，并查教材表15-3，取考慮到有鍵槽，將直徑增大7%，則：因此選6.1.2蝸桿的結構設計（1）蝸桿上零件的定位，固定和裝配一級蝸桿減速器可將蝸輪安排在箱體中間，兩隊軸承對成分布，蝸桿由軸肩定位，蝸桿周向用平鍵連接和定位。端：軸的最小直徑為安裝聯軸器處的直徑，故同時選用聯軸器的轉矩計算，查教材14-1，考慮到轉矩變化很小，故取按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件和考慮到蝸桿與電動機連接處電動機輸出軸的直徑查機械手冊表13-10選用HL6型號彈性套柱銷聯軸器。表6.1聯軸器型號公稱轉距許用轉速軸的直徑2503800608232因此選擇段長度取軸上鍵槽鍵寬和鍵高以及鍵長為。端：因為定位銷鍵高度，因此，。軸承端蓋的總長為20mm,根據拆裝的方便取端蓋外端面于聯軸器右端面間的距離為所以，段：初選用角接觸球軸承，參考要求因d=44，查機械手冊選用7209AC型號滾子承。L=24mm角接觸球軸承一端用油環定位（寬度為6mm），油環緊靠軸環端用于軸肩定位。段：直徑軸環寬度b,在滿足強度下，又要節省材料取軸肩寬度為；，；。V段：由前面的設計知蝸桿的分度圓直徑齒頂圓直徑,蝸輪的喉圓直徑。查材料11-4變形系數所以蝸輪齒寬綜合考慮要使蝸輪與內壁有一定的距離故選L=130mm圖6.1蝸桿軸6.2蝸輪軸6.2.1輸出軸的設計計算（1）輸出軸上的功率，轉速和轉矩：P=2.5371kw,N=30.8806r/min,T=784.5997Nm（2）求作用在軸上的力（3）初步確定軸徑的最小直徑選用鋼，硬度根具教材公式式，并查教材表15-3，取考慮到鍵槽，將直徑增大10%，則；所以，選用6.2.2軸的結構設計（1）軸上的零件定位，固定和裝配蝸輪蝸桿單級減速裝置中，可將蝸輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右端面用軸端蓋定位，軸向采用鍵和過度配合，兩軸承分別以軸承肩和軸端蓋定位，周向定位則采用過度配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度軸的最小直徑為安裝聯軸器處的直徑，故同時選用聯軸器的轉矩計算，查教材14-1，考慮到轉矩變化很小，故取由輸出端開始往里設計。查機械設計手冊選用HL5彈性柱銷聯軸器。表6.2聯軸器型號公稱轉矩許用轉速軸孔直徑HL4125040008411255I-II段：，。軸上鍵槽取，。II-III段：因定位軸肩高度，，考慮到軸承端蓋的長度和安裝和拆卸的方便，取。Ⅲ-IV段：初選用角接觸球軸承，參照要求取型號為7213AC型圓錐滾子軸承，考慮到軸承右端用套筒定位，取齒輪距箱體內壁一段距離a=20mm，考慮到箱體誤差在確定滾動軸承時應據箱體內壁一段距離S，取S=8。已知所選軸承寬度T=23，則。Ⅳ-V段：為安裝蝸輪軸段，，蝸輪齒寬取L=90mm，由于為了使套筒能壓緊蝸輪則mm。V-VI段：Ⅵ-V段右端為軸環的軸向定位，mmVI-VII段：。圖6.2蝸輪軸（3）軸上零件的周向定位蝸輪、半聯軸器與軸的定位均采用平鍵連接。按由教材表6-1查毒平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為80mm，同時為了保證齒輪與軸配合由良好的對稱，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯軸器與軸的連接，選用平鍵分別為為，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）參考教材表15-2，取軸端倒角為圓角和倒角尺寸，個軸肩的圓角半徑為1~26.3蝸桿軸的校核6.3.1求軸上的載荷圖6.3受力分析圖首先根據軸的結構圖（圖6.1）做出軸的計算簡圖（圖6.3）。在確定軸承的支點的位置時，應從手冊中查取得值。對于7209AC型軸承，由手冊中查得。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6.3）可以看出中間截面是軸的危險截面。現將計算的截面的、及的值計算過程及結果如下：表6.3軸上的載荷載荷HV支反力N322832281191.251191.25彎矩M總彎矩M扭矩T=34.3380（1）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，軸的計算應力：，故安全。6.3.2精度校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面II、III、IV只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面II、III、IV均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面V和VI與蝸輪嚙合的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，中心截面上的應力最大。截面V的應力集中的影響和截面VI的相近，但截面VI不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。中心截面上雖然應力集中最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。因而該軸只需校核截面V左右即可。（2）截面E左側抗截面系數抗扭截面系數截面E左側彎矩截面E上扭矩=800.6199軸的材料為45鋼，調質處理由表11-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按附表3-2查取，因，,又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數，故有效應力集中系數教材附圖3-2尺寸系數，教材附圖3-4軸未經表面強化處理又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數?。唬?。計算安全系數故該軸在截面左側強度是足夠的。（3）截面E右側抗截面系數按教材表15-4中的公式計算抗扭截面系數彎矩及扭轉切應力為過盈配合處由附表3-8用插值法求出并取=3.16，故按磨削加工，附圖3-4表面質量系數附圖3-2尺寸系數，故得綜合系數為軸未經表面強化處理又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數??；，取計算安全系數故該軸在截面右側強度也是足夠的。本設計因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環不對稱，故可略去靜強度校核。至此蝸桿軸的設計即告結束。6.4蝸輪軸的強度校核6.4.1求軸上的載荷圖6.4受力分析圖首先根據軸的結構圖（圖6.1）做出軸的計算簡圖（圖6.3）。在確定軸承的支點的位置時，應從手冊中查取得值。對于7213AC型軸承，由手冊中查得。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖6.3）可以看出中間截面是軸的危險截面?，F將計算的截面的、及的值計算過程及結果如下：表6.4軸上的載荷載荷HV支反力N322832281191.251191.25彎矩M總彎矩M扭矩T=800.6199按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大的彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，軸的計算應力：，故安全6.4.2精度校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面II、III只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面II、III均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面III和IV處過盈處配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，中心截面上的應力最大。截面V的應力集中的影響和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。中心截面上雖然應力集中最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截中心面也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面IV左右即可。（2）截面E左側抗截面系數抗扭截面系數截面E左側彎截面E上扭矩=800.6199軸的材料為45鋼，調質處理由表11-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按附表3-2查取，因，,又由附圖3-1可知軸的材料敏性系數，故有效應力集中系數教材附圖3-2尺寸系數，教材附圖3-4軸未經表面強化處理又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數??；，計算安全系數故該軸在截面左側強度是足夠的（3）截面E右側抗截面系數按教材表15-4中的公式計算抗扭截面系數彎矩及扭轉切應力為過盈配合處由附表3-8用插值法求出并取=3.16，故附圖3-4表面質量系數附圖3-2尺寸系數故得綜合系數為軸未經表面強化處理又由3-1與3-2的碳鋼的特性系數取；，取計算安全系數>>S=1.5故該軸在截面右側強度也是足夠的。本設計因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環不對稱，故可略去靜強度校核。至此軸的設計即告結束。7.滾動軸承的選擇及校核計算根據條件，軸承預計壽命：。7．1蝸桿軸上的軸承的選擇和壽命計算（1）軸承的選擇采用角接觸球軸承，根據軸直徑d=45mm，選擇角接觸球軸承的型號為7209C，主要參數如下：基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉速（2）壽命計算因蝸桿軸所受的軸向力向左，所以只有最左邊的角接觸球軸承受軸向力該軸承所受的徑向力約為對于70000型軸承，按表13-7軸承派生軸向力，其中為表13-5中的判斷系數，其值由的大小來確定，查表13-5得角接觸球軸承判斷系數所以當量動載荷深溝球軸承所受的徑向力約為當量動載荷所以，應用核算軸承的壽命因為是球軸承，所以取指數軸承計算壽命減速器設計壽命所以滿足壽命要求。7.2蝸桿軸上軸承的選擇計算（1）軸承的選擇選擇使用深溝球軸承，根據軸直徑d=65mm，選用角接觸球軸承的型號為7213C。主要參數如下：基本額定靜載荷基本額定動載荷極限轉速（2）壽命計算對于70000C型軸承，按表13-7軸承派生軸向力，其中為表13-5中的判斷系數，其值由的大小來確定，但現軸承軸向力未知，故先初取，因此可估算：按式（13-11）得由表13-5進行插值計算，得，。再計算：兩次計算的值相差不大，因此可以確定，，，。（3）軸承當量動載荷、因為由表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為對軸承1對軸承2因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表13-6，，取。則：軸承計算壽命減速器設計壽命所以滿足壽命要求。（3）靜載荷計算查機械零件手冊可知，角接觸球軸承當量靜載荷因載荷穩定，無沖擊，所以取靜強度安全系數所以滿足強度條件（4）極限工作轉速計算以上所選各軸承的極限轉速都成立，所以他們的極限工作轉速一定滿足要求。8.鍵連接的選擇及校核計算8.1輸入軸與電動機軸采用平鍵連接根據軸徑，，查機械設計課程設計書P123可選用A型平鍵，得：，，，。即：鍵8×70GB/T1096-2021鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查的許用應力，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯軸器接觸高度。由式（6-1）得：所以此鍵強度符合設計要求。8.2輸出軸與聯軸器連接采用平鍵連接根據軸徑，，查機械設計課程設計書P123可選用A型平鍵，得：，，，。即：鍵20×70GB/T1096-2021鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查的許用應力，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯軸器接觸高度。由式（6-1）得：所以此鍵強度符合設計要求。8.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接根據軸徑，，查機械設計課程設計書P123可選用A型平鍵，得：，，，。即：鍵16×70GB/T1096-2021鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查的許用應力，取其平均值。鍵的工作長度：鍵與聯軸器接觸高度。由式（6-1）得：所以此鍵強度符合設計要求。9．聯軸器的選擇計算9.1與電機輸出軸的配合的聯軸器（1）計算聯軸器的計算轉距查表14-1得小轉距、電動機作原動機情況下取（2）型號選擇根據前面的計算，電機輸出軸，選擇彈性聯軸器TL6型。主要參數如下：公稱扭距（滿足要求）許用轉速，因此此聯軸器符合要求。軸孔直徑軸孔長度9.2與二級齒輪降速齒輪軸配合的聯軸器（1）計算聯軸器的計算轉距查表14-1得小轉距、電動機作原動機情況下?。?）型號選擇根據前面的計算，蝸輪輸出軸，選擇彈性銷柱聯軸器HL4型。主要參數如下：公稱扭距許用轉速，因此此聯軸器符合要求。軸孔直徑軸孔長度10.潤滑和密封說明10.1潤滑說明因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤滑，取浸油深度h=12mm；潤滑油使用50號機械潤滑油。軸承采用潤滑脂潤滑，因為軸承轉速v<1500r/min，所以選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。10.2密封說明在試運轉過程中，所有聯接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應涂上潤滑脂。11．拆裝和調整的說明在安裝調整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側隙及齒面接觸斑點，側隙和接觸斑點是由傳動精度確定的，可查手冊。當傳動側隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調整傳動件的嚙合位置。也可調整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。12．減速箱體的附件說明機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，箱體的一些結構尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消耗、質量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規則和應力分布的復雜性，未能進行強度和剛度的分析計算，但是可以根據經驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數也可以保證箱體的剛度和強度。箱體的大小是根據內部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。13.設計小結早在大一的時候我就看著學長每天也是這么忙的在做課程設計，當時我就很不理解，我們專業有這么忙嗎？現在我才知道了，原來我們專業是很有意思，能夠讓人學到很多知識。轉眼間，我就大三了，拿到任務書時我是非常的興奮，當時心里就想一定要把課程設計做好?！稒C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。在這一階段中在老師的開題講座中，我明白了我們本課程設計要設計什么，那一階段該干些什么。在設計計算階段中，我遇到了最大的一個問題就是蝸輪的傳動比分配不合理。在這問題直接導致了我重新分配傳動比，再次對減速器的各個零件的設計及選用。第二階段，減速器裝配圖草圖繪制階段。在這一階段我們主要要根據我們之前的計算實現在圖紙上，要確定箱體的大小，以及各個零件該安裝在箱體的那個位置上。在老師的幫助下，我也參考了書籍資料，最終毫不費力的把草圖繪制出來了。第三階段，用CAD繪制裝配圖和零件圖。由于前兩個階段我做的比較仔細所以各個零件的尺寸我很快的就繪制了出來，但是由于工程制圖的很多相關知識的遺忘，在繪制標準件和減速器附件時不是很順利，要不停的去看書和查尺寸。但是經過我廢寢忘食的繪制，最后這個難關也被我攻克了。第四階段，減速器設計說明書的書寫。在這一階段中，由于個零件圖和裝配圖，與我最初的設計計算有一些出入，所以很多數據又進行了再計算。但是當我把說明書在word中體現出來后，文章的排版是一個很繁瑣而又復雜的難題，按照老師的版面要求，最后把說明書排成了老師要求的版式。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。通過這次設計把我以前落下的和忘了的知識都補了回來。雖然在設計的工程中我有抱怨，但是我的內心還是想必須要把這個課程設計要做好。所以我每天從早八點到晚上十一點，不是太累的時候，我還做到凌晨的三四點。在這個繁瑣又復雜的設計中，我體會到了我們專業需要我們嚴謹的思維、精確的計算、刻苦的精神。在此設計的過程中，又把我高三的奮斗精神激發了出來。這次課程設計我學到了以前沒有學到的知識，體會到了我們專業的偉大，展望出了我們就業前景的美好。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的，所以任何一個環節都馬虎不得，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。14．參考文獻[1]濮良貴、紀名剛．機械設計（第八版）．北京：高等教育出版社，2021．5[2]陸玉．機械設計課程設計（第4版）．北京：機械工業出版社，2021．12．[3]張龍．機械設計課程設計手冊（第一版）．北京：國防工業出版社，2021．5取L=90mmmmT=34.3380

論大學生寫作能力寫作能力是對自己所積累的信息進行選擇、提取、加工、改造并將之形成為書面文字的能力。積累是寫作的基礎，積累越厚實，寫作就越有基礎，文章就能根深葉茂開奇葩。沒有積累，胸無點墨，怎么也不會寫出作文來的。寫作能力是每個大學生必須具備的能力。從目前高校整體情況上看，大學生的寫作能力較為欠缺。一、大學生應用文寫作能力的定義那么，大學生的寫作能力究竟是指什么呢？葉圣陶先生曾經說過，“大學畢業生不一定能寫小說詩歌，但是一定要寫工作和生活中實用的文章，而且非寫得既通順又扎實不可?！睂τ诖髮W生的寫作能力應包含什么，可能有多種理解，但從葉圣陶先生的談話中，我認為：大學生寫作能力應包括應用寫作能力和文學寫作能力，而前者是必須的，后者是“不一定”要具備，能具備則更好。眾所周知，對于大學生來說，是要寫畢業論文的，我認為寫作論文的能力可以包含在應用寫作能力之中。大學生寫作能力的體現，也往往是在撰寫畢業論文中集中體現出來的。本科畢業論文無論是對于學生個人還是對于院系和學校來說，都是十分重要的。如何提高本科畢業論文的質量和水平，就成為教育行政部門和高校都很重視的一個重要課題。如何提高大學生的寫作能力的問題必須得到社會的廣泛關注，并且提出對策去實施解決。二、造成大學生應用文寫作困境的原因：（一）大學寫作課開設結構不合理。就目前中國多數高校的學科設置來看，除了中文專業會系統開設寫作的系列課程外，其他專業的學生都只開設了普及性的《大學語文》課。學生寫作能力的提高是一項艱巨復雜的任務，而我們的課程設置僅把這一任務交給了大學語文教師，可大學語文教師既要在有限課時時間內普及相關經典名著知識，又要適度提高學生的鑒賞能力，且要教會學生寫作規律并提高寫作能力，任務之重實難完成