合肥工业大学电动葫芦设计说明书.doc

(word完整版)合肥工业大学电动葫芦设计说明书
设计计算和说明
依据和结果
第1章 电动葫芦的总体设计
1.1 概述
电动葫芦是一种小型的起重机械，它由电动机、减速装置、卷筒、吊具及运行小车等部分组成。电动葫芦可以单独使用，也可以用作电动单轨起重机、电动单梁或双梁起重机以及塔式、门式起重机的起重小车。电动葫芦所用的承载挠性件多数是钢丝绳。钢丝绳式电动葫芦由于起升速度快，起重高度大，工作安全可靠,应用最为普遍。

1。2 电动葫芦的设计参数
电动葫芦的主要参数有起重量、起升高度、起升速度、小车运行速度以及工作级别等。这些参数说明了电动葫芦的工作性能和技术经济指标，也是设计电动葫芦的技术依据。已知的设计参数如表1—1所示。
表1-1 电动葫芦的设计参数
起重量
起升高度
起升速度
运行速度
跨距

工作级别和接电持续率

中级,
1.3 电动葫芦传动系统的选型
电动葫芦传动系统是指电动机到卷筒之间的减速装置。该减速装置要求工作安全可靠，体积小，重量轻,传动比大,一般用齿轮传动机构。电动葫芦传动系统中常用的齿轮传动机构有定轴轮系、行星轮系和混合轮系。常用行星轮系的特点如下:
（1）N型少齿差行星系齿轮传动
传动比范围大，结构紧凑，体积及重量小，但效率比NWG型低,且内啮合齿轮变位后径向力较大，使轴承径向载荷加大,适用于小功率或短期工作的情况.
（2)NN型行星齿轮传动
传动比范围大,效率低,适用于短期工作。若行星架为从动件时,当传动比达到某一值后，机构发生自锁。
（3）NGWN型行星齿轮传动
传动比范围大,结构紧凑,体积小，效率低于NGW型,工艺性差，适用于中小功率或短期工作的情况.
（4）NGW型行星齿轮传动
效率高，体积小，重量轻，结构简单，制造方便，传递功率范围大，轴向尺寸小，可用于各种工作条件，但单级传动比范围较小。
综合考虑各种类型的传动机构的特点和设计要求，将选用NGWN行星齿轮传动机构。
1。4 均载机构的选型
行星齿轮传动中，由于多个行星轮分担载荷，使每个行星轮传递的载荷减小,因而行星齿轮传动装置具有体积小、重量轻、噪声低、承载能力高等优点.但由于制造安装误差、零件变形及温度等原因的影响，使各个行星轮分担载荷不均匀，从而降低了传动的承载能力和性能。如何能有效,简单,经济地使各个行星轮均匀分担载荷，即设计性能良好，结构简单的均在机构,是行星齿轮传动装置设计的关键之一.参考指导书中表3—6中内容，选用内齿轮浮动形式的均载机构。其特点是内齿轮通过双联齿轮联轴器于机体相连接。轴向尺寸小，但由于浮动件尺寸大，质量大，加工部方便，浮动灵敏性差。由于结构关系常用于NGWN型。
1.5 起升机构的总体设计方案
传动系统和均载机构选型完成后,可作出起升机构的总体设计方案,如图1-1所示。

图1-1 起升机构的总体设计示意图
第2章 卷筒与钢丝绳
2。1 钢丝绳及卷筒的选型
2.1。1 钢丝绳的选型
钢丝绳按编绕方式可分为顺绕绳、交绕绳和混绕绳。按丝与丝间的接触状态分为点接触绳、线接触绳和面接触绳。钢丝绳的绳芯有石棉芯、金属芯和有机物芯.起重机用的承载绳大多是采用交绕式线接触绳，绳芯为有机物芯。故在本设计中同样采用交绕式线接触绳，绳芯为有机物芯的钢丝绳。
2.1。2 卷筒的选型
电动葫芦用的卷筒,外形通常是带有螺旋形绳槽的圆柱形；卷筒按制作方式，可分为铸造卷筒和焊接卷筒两种，按绕线方式，可分为单联卷筒和双联卷筒。铸造卷筒工艺复杂，成本较高.焊接卷筒和铸造卷筒相比,重量大大减轻，当卷筒尺寸较大或单件生产时采用焊接卷筒是特别有利的。
故而，在本设计中将采用铸造单联卷筒，材料采用HT200。
2。2 钢丝绳直径的计算与选择
钢丝绳受力后，内部应力难以准确计算,通常可按钢丝绳在工作状态下的最大静拉力计算钢丝绳的最小直径.作用在钢丝绳上的最大静拉力可按下式计算：

式中——额定起升载荷；

——系数，单联卷筒，;
——滑轮组倍率，；
——滑轮组及导向滑轮的效率，对于滚动轴承，.
即
钢丝绳的最小直径可按下式计算：

式中——钢丝绳最小直径;
——钢丝绳最大工作静拉力，；
-—选择系数，。
即 ，取.
标记：。
2。3 卷筒的设计计算
2.3.1 卷筒绳槽尺寸
卷筒绳槽分标准槽和深槽两种,通常采用标准槽，在使用时钢丝绳有可能脱槽时，需采用深槽。考虑到电动葫芦的工作情况和参考其他产品，在本设计中卷筒采用标准槽.
2.3。2 卷筒直径
卷筒直径有卷筒名义直径和卷筒绕直径之分.
卷筒名义直径是指绳槽底的直径，用下式计算:

式中-—钢丝绳直径,；
——与机构级别有关的系数,。
即 ，取。
卷筒的绕直径是指卷筒上钢丝绳中心的直径,其值用下式计算:

2。3.3 卷筒长度
单联卷筒的长度可按下式计算:

其中
式中——起升高度，;
--滑轮组倍率，;
—-卷筒绕直径,；
——附加安全圈数，取为；
——螺旋槽螺距，；
——固定绳尾所需长度，取;
——卷筒两端空余部分的长度，取。
即 ,取。
2.3。4 卷筒厚度
对于钢制卷筒，卷筒的厚度.
2.3。5 卷筒的强度计算
卷筒壁主要承受压应力、扭转应力和弯曲应力，而扭转应力通常很小，可以忽略不计.当时，弯曲应力可以不考虑,其合成应力仅为压应力，即。

式中——作用在筒壁上的压应力；
—-应力减小系数，取；
——钢丝绳最大拉力，；
—-卷筒厚度,；
--卷筒螺旋绳槽螺距，.
即

其中-—钢的屈服极限，取。
即
所以，强度条件能满足。
2.3。6 卷筒转速
卷筒的转速可按下式计算：

式中——卷筒转速；
—-起升速度，;
—-卷筒绕直径，；
——滑轮组倍率,。
即 .
第3章 电动机的选择
3.1 电动机类型
电动葫芦属于小型起重机械，通常选用交流异步电动机,常用的电机型号为YZR、YZ、YEJ、ZD等。参考业内对于电动葫芦起升机构所选用的电动机类型,在本设计中将采用ZD型锥形转子异步电动机。这种电动机由锥形定子，锥形转子，制动弹簧和装在风扇及端盖上的制动环组成。当电动机通电后，除产生使转子旋转的电磁力外，气隙磁场还在转子锥形面产生轴向力，使转子产生轴向位移，压缩弹簧并使锥形制动环与后盖分离，电机正常运转。断电后，轴向磁力消失,转子在制动弹簧压力下轴向复位，使锥形制动环与后盖制动体接触，产生摩擦制动力矩，使转子停止.
3.2 电动机容量的确定
电动机容量的确定原则是在规定的工作方式下，电动机温升不超过容许值，保证有足够的启动转矩和过载能力。
3.2.1 初选电动机型号
首先应该计算稳态平均功率，对于不同的工作机构，可根据载荷和速度，按下式求出稳态的平均功率.对于起升机构：

式中——起升机构电动机的稳态平均功率；
—-稳态负载平均系数,;
——额定起升载荷，;
—-起升速度,；
—-机械总效率,取。
即
所以，初选ZD31-4型号的电动机，额定功率。
3。2。2 电动机的过载校核
起升机构电动机的过载校核公式为：

式中——基准接电持续率时的电动机额定功率；
-—额定起升载荷，；
-—起升速度，；
——机械总效率，取；
——基准接电持续率时，电动机转矩允许的过载倍数，取；
——考虑电压降、最大转矩存在误差等因素的系数，取。
即
初选的电动机不能满足要求，所以电动机选用ZD32-4型,额定功率。
3。2。3 电动机发热校核
设电动葫芦的使用年限为8年，每年工作300天，每天八小时工作制,两班倒，则电动葫芦的预期寿命。
对电动机进行发热校核时,首先按下式计算电动机所需的接电持续率:

式中——电动机所需的接电持续率;
——计算得到的稳态平均功率,；
—-基准接电持续率时的电动机额定功率，；
--一个工作循环的时间,；
——一个工作循环中电动机实际工作的时间，。
即 ，故满足要求.
3。2。4 制动力矩的验算
起升时作用在电动机轴上的转矩为：

下降时，作用在电动机轴上的转矩为:

式中——额定起升载荷,;
——卷筒绕直径，；
——滑轮组倍率，；
-—传动比,电动机额定转速和卷筒转速之比，;
——上升时机械总效率,取；
——下降时机械总效率，取。
即 ;
。
制动力矩需满足下式:

式中—-制动器的制动力矩，；
—-制动安全系数,取。
即 ，故满足要求。
第4章 行星齿轮传动系统的设计计算
4。1 齿数的确定
行星齿轮传动的齿数确定是相当费时的工作，往往需要反复估算多次，才能得到较为满意的结果。齿轮的齿数除必须满足一般齿轮传动中对齿轮齿数的要求，还必须满足传动比条件、同心条件、邻接条件和装配条件。
在机械设计手册中，行星齿轮传动中齿轮的齿数以列出标准值，可通过查表的方式确定齿数。确定的齿数见表4-1所示。
表4-1 齿轮齿数
传动比
齿轮编号
52。67
a
b
e
c
d
21
114
105
47
38
4.2 行星齿轮传动a—c副的设计计算
1，按齿面接触强度初算小齿轮分度圆直径：

式中——算式系数,；
——使用系数，；
-—计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，;
——计算齿轮副小齿轮的名义转矩,其值可按下式计算:

其中-—分别为各个齿轮的齿数，其值可在表4—1中查得；
—-齿轮所传递的转矩，
——效率,；
所以；
-—齿数比，；
——小齿轮齿宽系数，,取0.6；
——行星轮个数，；
——综合系数，；
—-电动葫芦动力系数，；
——试验齿轮的接触疲劳极限,;
即 。
2,按齿轮弯曲强度初算齿轮模数：

式中-—算式系数,；
-—计算齿轮副小齿轮的名义转矩，;
-—使用系数，；
—-计算齿轮弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，；
——综合系数，；
--小齿轮齿数，;
——载荷作用于齿顶时小齿轮的齿形系数，；
——试验齿轮的弯曲疲劳极限，;
即 ，取.
4.3 行星齿轮传动d—e副的校核计算
1，按轮齿弯曲强度计算。
计算齿根应力：

式中——齿根应力；
--端面内分度圆名义切向力，其值可按下式计算：
；
——使用系数,;
—-动载系数，;
——弯曲强度计算的齿向载荷分布系数，；
——弯曲强度计算的齿间载荷分配系数,；
-—计算齿轮弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数,;
——小齿轮齿宽，，取；
——齿轮模数，；
——载荷作用于齿顶时的应力修正系数，；
——载荷作用于齿顶时的齿形系数，;
—-弯曲强度计算的重合度系数，其值由下式确定：
，式中，所以；
-—螺旋角系数，；
即 .
许用齿根应力:

式中——许用齿根应力；
—-试验齿轮的弯曲疲劳极限，；
——试验齿轮的应力修正系数，;
-—弯曲强度计算的寿命系数，；
——相对齿根圆角敏感系数，；
——相对齿根表面状况系数，；
——弯曲强度计算的尺寸系数,；
—-弯曲强度计算的最小安全系数,;
即
所以满足条件，故安全。
2，按接触强度计算。
计算接触应力：

式中——齿面的接触应力;
——节点区域系数,；
—-弹性系数，；
--重合度系数，；
——螺旋角系数，；
-—端面内分度圆名义切向力，；
——使用系数,;
—-动载系数，；
--接触强度计算的齿向载荷分布系数，；
-—接触强度计算的齿间载荷分配系数，；
——计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，;
——齿数比，;
——齿宽，；
——小齿轮的分度圆直径，；
即 。
计算许用接触应力：

式中——齿面许用接触应力；
——试验齿轮的接触疲劳极限，;
——接触强度计算的寿命系数，；
—-润滑剂系数,；
-—速度系数, ;
-—粗糙度系数，；
—-工作硬化系数，；
——接触强度计算的尺寸系数,；
-—接触强度计算的最小安全系数，；
即
所以满足强度条件，故安全。
4.4 行星齿轮传动c-b副的校核计算
1，按接触强度计算。
计算接触应力:

式中——齿面的接触应力；
——节点区域系数,；
—-弹性系数，；
——重合度系数，；
——螺旋角系数，；
——端面内分度圆名义切向力,其值可用下式计算：
,其中
，
所以；
——使用系数，;
——动载系数，；
—-接触强度计算的齿向载荷分布系数，；
--接触强度计算的齿间载荷分配系数，；
——计算接触强度的行星轮间载荷不均衡系数，;
-—齿数比，；
——齿宽，；
——小齿轮的分度圆直径，；
即 。
计算许用接触应力:

式中——齿面许用接触应力；
——试验齿轮的接触疲劳极限，;
——接触强度计算的寿命系数，；
——润滑剂系数，；
——速度系数， ；
——粗糙度系数，；
——工作硬化系数，；
—-接触强度计算的尺寸系数，；
——接触强度计算的最小安全系数，；
即
所以满足强度条件，故安全.
2,按轮齿弯曲强度计算。
计算齿根应力：

式中-—齿根应力；
--端面内分度圆名义切向力，；
——使用系数，；
——动载系数，；
——弯曲强度计算的齿向载荷分布系数，；
-—弯曲强度计算的齿间载荷分配系数，；
——计算齿轮弯曲强度的行星轮间载荷不均衡系数，;
——小齿轮齿宽，取;
——齿轮模数，；
-—载荷作用于齿顶时的应力修正系数，；
——载荷作用于齿顶时的齿形系数，；
—-弯曲强度计算的重合度系数,其值由下式确定：
，式中，所以；
—-螺旋角系数,；
即 .
许用齿根应力:

式中——许用齿根应力；
——试验齿轮的弯曲疲劳极限,；
——试验齿轮的应力修正系数，;
——弯曲强度计算的寿命系数，;
—-相对齿根圆角敏感系数，；
-—相对齿根表面状况系数，；
——弯曲强度计算的尺寸系数，；
——弯曲强度计算的最小安全系数,;
即
所以满足条件，故安全。
4。5 传动效率的计算
醒醒齿轮传动的效率是传动装置的重要性能指标。行星齿轮传动的功率损失主要有:齿轮啮合副的摩擦损失、轴承中的摩擦损失、润滑油飞溅和搅动的液力损失、均载机构或输出机构的摩擦损失,因此考虑上述四项功率损失的行星齿轮传动总功率为：

式中——齿轮啮合效率，;
—-轴承效率，可忽略不计；
——考虑液力损失的效率，可不考虑；
——均载机构或N型传动输出机构的效率，;
即 。
4。6 行星齿轮传动的主要参数
经过对行星齿轮传动系统的设计计算和校核计算，可确定各个齿轮的主要参数,见表4-1所示。
表4—1 行星齿轮传动的主要参数
齿轮代号
参数名称
a
b
c
d
e
齿数
21
114
47
38
105
模数
2.5
2。5
2.5
2.5
2。5
齿宽系数
0.6
0。1
0.25
0.3
0.1
齿宽
40
35
30
30
35
分度圆直径
52.5
287.5
117。5
95
262。5
齿根圆直径
46.25
298.75
111.25
88。75
256。25
齿顶圆直径
57。5
282。5
122。5
100
267。5
4.7 均载机构的选型
行星齿轮传动中，由于多个行星轮分担载荷,使每个行星轮传递的载荷减小，因而行星齿轮传动装置具有体积小、重量轻、噪声低、承载能力高等优点。但由于制造安装误差、零件变形及温度等因素的影响,使各个行星轮分担载荷不均匀，从而降低了传动的承载能力和性能。均载机构的形式很多,查阅指导书,通过对比各种均载机构的特点和应用范围，最终选用内齿轮浮动形式的均载机构。这种均载机构的特点是：内齿轮通过双联齿轮联轴器与机体想连接。轴向尺寸较小，但由于浮动件尺寸大，质量大，加工不方便，浮动灵敏性差。由于结构关系，常用于NGWN型行星齿轮传动中.
4。8 齿轮联轴器的设计计算
齿轮联轴器广泛用于浮动机构中，使浮动构件在不平衡力作用下产生位移，以达到各个行星轮均载的目的.浮动构件中常用的齿轮联轴器有单联齿轮联轴器和双联齿轮联轴器两种类型。
单联齿轮联轴器的特点是：内齿套固定不动，浮动齿轮只能做角度位移，会引起载荷沿齿宽方向分布不均匀.双联齿轮联轴器的特点是：内齿套浮动,浮动齿可作轴线平行位移，使各行星轮均载,且齿向载荷分布均匀。
根据两种齿轮联轴器的特点，最终选用双联齿轮联轴器。
查阅指导书2—60页图3-2，可确定齿轮联轴器的基本参数如下表4—2。
表4-2 齿轮联轴器的主要参数
模数
分度圆直径
齿数
5.0
300
60
再计算齿轮联轴器的几何参数：
1,齿形角
。
2,齿顶高系数
外齿轮;内齿轮。
3，齿顶圆直径
外齿轮;
内齿轮。
4，齿根圆直径
外齿轮;
内齿轮。
5,齿宽
.
第5章 轴的设计计算
5.1 齿轮轴的设计计算
1，求轴上的功率、转速和转矩
轴上的功率可用下式计算:

式中—-电动机的额定功率，;
——滚动轴承的传递效率，取；
即
轴的转速
轴的转矩
2．求作用在齿轮上的力
已知分度圆直径
所以切向力
径向力
轴向力
3，初步确定轴的最小直径
先按下式初步确定轴的最小直径。选用轴的材料为45钢，调质处理。查表取，于是得

4，轴的结构设计
轴的结构设计主要从下面几个方面着手:拟定轴上零件的装配方案、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度、轴上的零件的州向定位和确定轴上的圆角和倒角尺寸。
轴的结构和装配示意图如图5—1所示。

图5-1 轴的结构和装配示意图
5,按弯扭合成应力校核轴的强度
首先根据轴的结构简图作出轴的弯矩图，如图5-2所示.

图5-2 轴的载荷分析图
在水平面内:

在竖直面内：

合成弯矩：

计算轴的应力：

式中——轴的计算应力，；
——轴所受的弯矩,；
——折合系数，；
——轴所受的扭矩，；
—-轴的抗弯截面系数,其值可用下式计算得到
.
即
轴的材料选用45钢，调质处理，查得对称循环应力时轴的许用弯曲应力，故满足轴的弯扭合成强度条件.
6，验算轴承寿命
由于轴承只承受径向载荷，所以轴承所承受的载荷.
计算轴承的寿命:

式中——轴承的计算寿命；
——轴承的转速，；
——轴承的基本额定动载荷,;
——指数，;
即 ，轴承的预期寿命为6300小时，所以轴承的使用寿命能够满足要求。
7，花键连接强度校核
花键连接强度条件为：

式中—-花键连接所传递的转矩，;
——载荷分配不均匀系数,；
——花键的齿数,;
——齿的工作长度，；
——花键齿侧面的工作高度，;
——花键的平均直径,；
——花键连接的许用挤压应力，。
即 ，故满足强度条件。
5.2 行星轴的设计计算
1，求轴上的功率、转速和转矩
轴上的功率可用下式计算：

式中——轴的输入功率，;
-—齿轮传动的效率，；
——滚动轴承的效率，；
即
轴的转速可用下式计算：

式中——输入转速，；
--传动比,
即 。
转矩可按下式计算:

式中——轴的输出转矩,；
——轴的输出转速，。
即
2．求作用在齿轮上的力
已知分度圆直径，所以
切向力

径向力

轴向力
3,初步确定轴的最小直径
先按下式初步确定轴的最小直径。选用轴的材料为45钢，调质处理。查表取,于是得

4，轴的结构设计
轴的结构设计主要从下面几个方面着手：拟定轴上零件的装配方案、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度、轴上的零件的州向定位和确定轴上的圆角和倒角尺寸。
轴的结构和装配示意图如图5—3所示.

图5—3 行星轴的结构示意图
5，按弯扭合成应力校核轴的强度
首先根据轴的结构简图作出轴的弯矩图，如图5-4所示。

图5-4 扭矩图
在水平面内：

在竖直面内：

合成弯矩:

取其中较大的数值作校核。
计算轴的应力:

式中-—轴的计算应力,；
——轴所受的弯矩，；
—-折合系数,；
-—轴所受的扭矩,；
——轴的抗弯截面系数，其值可用下式计算得到

其中——轴的直径,；
——键槽的切深，；
—-键的宽度，，
所以
；
即
轴的材料选用45钢，调质处理,查得对称循环应力时轴的许用弯曲应力，故满足轴的弯扭合成强度条件。
6，验算轴承寿命
由于轴承只承受径向载荷，所以轴承所承受的载荷
。
计算轴承的寿命：

式中-—轴承的计算寿命;
-—轴承的转速，；
——轴承的基本额定动载荷，；
——指数，；
即 ，轴承的预期寿命为6300小时，所以轴承的使用寿命能够满足要求。
7，普通平键键连接强度校核
花键连接强度条件为:

式中——花键连接所传递的转矩，；
-—键与轮毂键槽的接触高度,；
-—齿的工作长度,；
——轴的直径，;
——花键连接的许用挤压应力，。
即 ，故满足强度条件。
第6章 电动葫芦的电气控制
电动葫芦及其行走部分一般采用软电缆供电,随起重小车的行走,供电电缆随之伸展和叠卷。其控制一般通过按钮盒软电缆连接电机，控制吊钩升降和起重小车行走。
吊钩的提升和下降及起重小车的前、后运行的电气控制原理图如图6—1所示.

图6-1 电动葫芦及行走机构电气控制原理图
图中M1为起升电动机，由KM1、KM2控制其正、反转.M2为小车行走电动机，由KM3、KM4控制其正、反转.两台电动机的控制分别通过按钮SB1~SB4实现点动控制,运行极限位置的控制通过各自的行程开关SQ1～SQ4实现.短路、过载用熔断器FU保护.
按下按钮SB1时，KM1线圈支路接通,KM2线圈支路断开，M1电动机得电,锥形转子向左移动使制动器松开，吊钩做提升运动；如吊钩上升到极限位置碰到行程开关SQ1,KM1线圈支路断开,KM1失电,M1电动机停止转动，电动机的锥形转子右移，制动器制动并保持原位。
按下按钮SB2时，KM1线圈支路断开，KM2线圈支路接通，M1电动机反转，吊钩做下降运动，SQ2为下降极限位置控制保护行程开关.
按下SB3按钮，切断KM4支路，接通KM3支路，KM3线圈得电运动,电动机M2正转,小车向前行走；到极限位置时，碰到行程开关SQ3，切断KM3支路，接通KM4支路，电动机M2反转，小车向后行走。SQ4为向后行走极限位置控制行程开关.
第7章 心得体会
通过本次为期将近四周的产品综合设计课程设计的教学，加之知道老师们悉心而热情的教导，我从中学到了很多知识，巩固了书本上所学到的理论知识,锻炼了手工制图的能力，提高了机械工程师该具备的多种素养。自己的所得所获总结起来,主要有一下几个方面。
第一，做为机械工程师，工作要严谨.做产品的详细设计，要进行大量的设计计算,需要翻阅很多设计手册。这些工作不仅工作量较大，而且还经常需要反反复复的重复多次才能得到理想的结果。因此，这就要求我们在今后的工作当中，要对设计负责，对工作负责，做事要严谨。
第二，在做课程设计过程中，学到了一些新的机械传动结构的设计方案和方法。通过本次的课程设计,我们学到了行星轮减速机构的设计方法，还了解到了其应用的领域和结构特点。因此，要成为一位优秀的机械工程师，应该开阔自己的视野，多储备一些机械设计的方案和方法.
第三，做设计要大胆创新.在做课程设计过程中,要勇于提出与指导书不同的方案，这样有利于发散自己的思维，提高自己的创新能力。
第四，做机构设计要满足要求，也要降低成本。在做零件的结构设计时，不仅要能满足设计要求和使用要求，同时也要优化结构，尽可能的简化加工工艺,从而达到降低成本的目的。
最后，由衷的感谢各位指导老师悉心的指正与指导。

【1】，2—26，公式(1-26）

【1】,2—12，公式（1—20）

【1】，2-9，公式（1-10)

【1】，2-9，公式（1-11）

【1】,2—10，公式（1—12）

【1】,2-11，公式(1—14）

【1】,2-19，公式（1-27）

【1】,2—18，公式（1—23)

【1】，2-18，公式（1—24）

【1】,2—19,公式（1—25）

【1】，2-20,公式（1—28)

【1】，2-20,公式(1-29）

【1】，2—20，公式(1—30)

【1】，2-44，公式（3—2）

【1】，2—47，公式（3—9）

【3】,P215，图10-26

【1】,2-47，公式3—5

【1】，2-47,公式3—4

【1】，2-47,公式3—5

【1】，2-47，公式3-4

【1】，2-47，公式3-5

【1】,2—47，公式(3—9)

【1】，2—47，公式3—5

【1】,2—48，公式(3—13)

【3】，P370，公式（15—2）

【3】,P373,公式(15-5）

【3】,P319，公式（13-5)

【3】，P110，公式（6-5）

【1】，2—44，公式（3—1）

【3】,P370,公式(15-2）

【3】，P373，公式(15—5）

【3】，P319，公式（13-5）

【3】，P106，公式（6-1）

参考文献
【1】 高荣慧主编.机械产品综合设计课程设计指导书之二-—电动葫芦设计.合肥:合肥工业大学出版社，2011
【2】 朱家诚主编。机械设计课程设计.合肥：合肥工业大学出版社，2005
【3】 濮良贵，纪名刚主编。机械设计.第八版.北京:高等教育出版社，2011
【4】 成大先主编。机械设计手册单行本机械传动。第五版.北京:化学工业出版社，2010
【5】 成大先主编。机械设计手册单行本轴及其联接。第五版。北京：化学工业出版社,2010
【6】 成大先主编.机械设计手册单行本机械制图·精度设计。第五版。北京：化学工业出版社，2010
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