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1、千斤頂 機械 設(shè)計計算闡明書 . 千斤頂 設(shè)計計算闡明書 班級：09車輛2班 姓名： 王超 1225 王洪濤 1226 指引教師：何朝明 6月 目錄 千斤頂設(shè)計 第1章 問題的提出 1.1項目背景…………………………………………………..… 3 第2章 機構(gòu)選型設(shè)計 2.1自鎖裝置的選擇…………………………………………..… 3 2.1.1螺旋副自鎖機構(gòu)………………………………………....3

2、 2.1.2斜面自鎖機構(gòu)…………………………………………....6 2.2力放大機構(gòu)的選擇…………………………………………...8 2.2.1方案一……………………………………………………8 2.2.2方案二…………………………………………………....9 第3章 機構(gòu)尺度綜合 3.1力放大機構(gòu)齒輪尺寸………………………………………..10 3.2斜面自鎖機構(gòu)斜面傾角尺寸………………………………..15 第4章 力放大機構(gòu)各齒輪強度校核………………………………....16 第5章 機構(gòu)運動分析 機構(gòu)運動分

3、析……………………………………………............26 力放大機構(gòu)各齒輪運動分析…………………………... ............26 第6章 機構(gòu)動力分析………………………………………………. ..28 6.1自鎖機構(gòu)動力分析……………………………………..... ..28 6.1.1螺旋副自鎖機構(gòu)動力分析………………..……….......28 6.1.2斜面自鎖機構(gòu)動力分析………………….....................30 6.2力放大機構(gòu)動力分析…………………………………........32 第

4、7章 收獲與體會…………………………………………………....36 第8章 道謝……………………………………………………............37 參照文獻 ……………………………………………………………....37 附錄1 ………………………………………………………........……..38 附錄2 …………………………………………………........…………..45 附錄3…………………………………………………….....…………..46 - 2 - 第1章.問題的提出 1.1項目背景 千斤頂是一種垂直起

5、重高度不不小于一米的最簡樸的起重設(shè)備，千斤頂一般用于廠礦、交通運送等部門完畢起重、支撐等工作。其構(gòu)造輕巧結(jié)實、靈活可靠，一人即可攜帶和操作。千斤頂以它可實現(xiàn)力矩放大和受力自鎖這兩個重要特性，為目前的實際生產(chǎn)生活帶來了巨大的便捷。因此在做這次機械設(shè)計課程設(shè)計的時候，我們把目光投向了千斤頂，據(jù)我們所知，常用的千斤頂可分為三類：齒條千斤頂，螺旋千斤頂，液壓千斤頂和氣囊式氣動千斤頂。它們又分別具有如下特點： 一 齒條千斤頂：由人力通過杠桿和齒輪帶動齒條頂舉重物。起重量一般不超過20噸，可長期支持重物，重要用在作業(yè)條件不以便的地方或需要運用下部的托爪提高重物的場合，如鐵路起軌作業(yè)。

6、二 螺旋千斤頂：由人力通過螺旋副傳動，螺桿或螺母套筒作為頂舉件。一般螺旋千斤頂靠螺紋自鎖作用支持重物，構(gòu)造簡樸，但傳動效率低，返程慢。自降螺旋千斤頂?shù)穆菁y無自鎖作用，但裝有制動器。放松制動器，重物即可自行迅速下降，縮短返程時間，但這種千斤頂構(gòu)造較復(fù)雜。螺旋千斤頂能長期支持重物，最大起重量已達100噸，應(yīng)用較廣。下部裝上水平螺桿后，還能使重物做小距離橫移。 三 液壓千斤頂：由人力或電力驅(qū)動液壓泵，通過液壓系統(tǒng)傳動，用缸體或活塞作為頂舉件。液壓千斤頂可分為整體式和分離式。整體式的泵與液壓缸聯(lián)成一體；分離式的泵與液壓缸分離，中間用高壓軟管相聯(lián)。液壓千斤頂構(gòu)造緊湊，能平穩(wěn)頂升重物，起重量最大

7、達1000噸，行程1米，傳動效率較高，故應(yīng)用較廣；但易漏油，不適宜長期支持重物。 如長期支撐需選用自鎖千斤頂，螺旋千斤頂和液壓千斤頂為進一步減少外形高度或增大頂舉距離，可做成多級伸縮式。 液壓千斤頂除上述基本型式外，按同樣原理可改裝成滑升模板千斤頂、液壓升降臺、張拉機等，用于多種特殊施工場合。 基于齒條千斤頂起重量較小，螺旋千斤頂構(gòu)造復(fù)雜且有的不能自鎖，及液壓千斤頂不適宜長時間支持重物，我們小構(gòu)成員自行設(shè)計了一種運用行星周轉(zhuǎn)輪系來放大力矩原理的千斤頂，那么該千斤頂具有了起重量較大，能實現(xiàn)自鎖，構(gòu)造較簡樸，可以長時間支持重物的特點，分別彌補了上述幾種類型千斤頂?shù)哪承┚窒扌灾帯?

8、 第2章．機構(gòu)選型設(shè)計 2.1自鎖裝置的選擇 2.1.1螺旋副自鎖機構(gòu)[1] 如圖， 千斤頂設(shè)計 運用螺旋副的摩擦與自鎖原理。螺旋副中的螺旋線可以在平面上展開為一種直角三角形，這樣我們可以更以便的來分析螺旋副中的摩擦狀況。在進行螺旋副的力分析時候，螺母與螺桿之間的互相作用力可以當作是集中作用在中徑d2上，螺紋中徑螺旋線的升角用?表達。 在螺旋副的運動方面，螺母沿螺桿軸線的上升轉(zhuǎn)化為滑塊沿斜面的上升，稱為正行程；螺母沿螺桿軸線的下降轉(zhuǎn)化為滑塊沿斜面的下降，稱為反行程。 在螺旋副的受力方面，作用于螺母2上的軸向力FQ仍然與螺桿

9、軸線方向平 行，方向為垂直向下；作用于螺母上的力矩M轉(zhuǎn)化為水平集中力FP，兩者的關(guān)系為 M?FPd2 2 由圖可知：在正行程中，力FP與滑塊的運動方向v21成銳角，因此該力為積極力；力FQ與滑塊的運動方向成鈍角，所覺得阻力。而在另一圖中所示的反行程中則 反之，力FQ為積極力，力FP為阻力。 圖中的螺紋牙形為矩形，螺母與螺桿之間的接觸可以近似地當作是平面接觸，那么，在對矩形螺紋中的摩擦力進行分析時，滑塊與斜面之間的摩擦系數(shù)和摩擦角分別為f和?。 目前我們通過上述一系列的轉(zhuǎn)化，就很容易地對螺旋副進行分析了。在圖中，滑塊1上受三個力：FP、

10、FQ和FR12。其中FR12為斜面作用于滑塊上的力，是垂直于斜面的正壓力和平行于斜面的摩擦力兩個分力的矢量和，這兩個分力在圖中沒有畫出來，因此我們不必分別考慮，可根據(jù)移動副的運動副反力與構(gòu)件的相對運動速度v21方向成90???，直接畫出FR12的方向。 - 4 - 千斤頂設(shè)計 根據(jù)滑塊2的平衡條件FP?FQ?FR12?0，可以畫出力分析的封閉多邊形。由力封閉多邊形可以得出，正行程中有： M?d2 2FQtan(?? ?) 可以采用與正行程相似的分析措施對反行程進行分析，同樣可以得到在反行程中有： M??d2

11、 2FQtan(???) 目前我們在該螺旋副的設(shè)計中，需要的是其反行程可以自鎖，即無論FQ多大，螺母2也不會相對于螺桿1運動，從圖中可以看出，F(xiàn)Q與斜面的垂線方向之間的夾角就是升角?，根據(jù)平面移動副的自鎖條件，可以得到螺旋副反行程的自鎖條件為： ??? 因此，在這里我們只需要做出一種滿足該條件的螺旋副夾角，就可以使螺母 - 5 - 千斤頂設(shè)計 反行程達到自鎖的效果。 2.1.2斜面自鎖機構(gòu) [1] 如圖， 運用斜面機構(gòu)自鎖原理。該斜面機構(gòu)自由度為1，也是最簡樸的低副機構(gòu)，它可以將構(gòu)件2水平方向的移動變?yōu)?/p>

12、構(gòu)件3垂直方向的移動。 在這里，我們先擬定各個運動副反力的方向和大小。我們把斜面機構(gòu)的運動提成正行程和反行程兩種狀況。在正行程中，F(xiàn)P是驅(qū)動力，構(gòu)件2向左運動，構(gòu)件3向上運動；在反行程中，F(xiàn)Q是驅(qū)動力，構(gòu)件3向下運動，構(gòu)件2向右運 動。 一方面進行正行程分析，構(gòu)件2、3相對機架1的移動速度v21和v31以及構(gòu)件3 - 6 - 千斤頂設(shè)計 相對于構(gòu)件2的移動速度v32如圖所示。再根據(jù)移動副運動副反力方向的擬定方 法，可以擬定出運動副反力FR31、FR32??FR12、FR12的方向，構(gòu)件2的力平衡方 程為： FR32

13、?FR12?FP?0 構(gòu)件3的力平衡方程為： FR32?FR13?FQ?0 根據(jù)各個運動副反力的方向和力平衡方程，可以畫出力矢量封閉多邊形，如圖所示。力矢量封閉多邊形是由兩個三角形構(gòu)成的，對每個三角形應(yīng)用正弦定理，就可以求出各個力之間的關(guān)系。 圖中可以得到： FR23FP ?sin(??2?)sin(90???) FQFR23? sin(90???)sin[90??(??2?)] 整頓得： FP?FQtan(??2?) 按照相似的過程和措施，我們可以反行程進行分析，如圖, 得出在反行程中：

14、 FR23FP? sin(??2?)sin(90???) - 7 - 千斤頂設(shè)計 FQFR23 ?sin(90???)sin[90??(??2?)] 整頓可得： FP?FQtan(??2?) 可以得到斜面機構(gòu)自鎖條件為： ??2? 我們只要制作出一種滿足該自鎖條件的斜面機構(gòu)，就可以使斜面在反行程的時候達到自鎖效果。 兩種方案都很巧妙地應(yīng)用了運動副自鎖的原理，我們將接下來對這兩種方案都進行一定研究和分析。 2.2力放大機構(gòu)的選擇 2.2.1方案一[1] 如圖， 力

15、的放大機構(gòu)是由四個同樣大小的齒輪組合而成，其中大齒輪與小齒輪嚙合，如此這樣，其對力的放大就是大齒輪直徑之積比小齒輪直徑之積： i?D1D2D3D4 ， d1d2d3d4 我們設(shè)計的大齒輪齒數(shù)為Z2?75，小齒輪齒數(shù)為Z1?15，大小齒輪的模數(shù) - 8 - 千斤頂設(shè)計 都是m?2，則可以擬定大齒輪的直徑為D?150mm,小齒輪的直徑為d?30mm。 這樣的話，我們能得到的放大倍數(shù)為： 1504 ?625 i?304 該種方案構(gòu)造十分簡樸而一目了然，且傳動比即力的放大比也很容易計算出來。但顯然該方案所達到的力的放大效果不是很

16、抱負，比較小，并且四種同樣的齒輪排列成一排并沒有對每個齒輪的承載能力進行充足的運用，僅僅只是最大限度的運用第四個齒輪的承載能力，導(dǎo)致了對其他齒輪的揮霍，此外這種簡樸的齒輪排列方式顯得非常原始和沒有技術(shù)含量，空間的運用十分粗獷而不節(jié)省。 2.2.2方案二 [1] 如圖 力的放大機構(gòu)是靠一組行星周轉(zhuǎn)輪系構(gòu)成的，其構(gòu)成有大齒輪和小齒輪的嚙合，內(nèi)齒輪與外齒輪的嚙合，下面我們將擬定該機構(gòu)的對力的放大比： A齒輪與B齒輪相對于系桿C的轉(zhuǎn)速比為 CiAB??A??Cz47??B?? ?B??CzA15 15?A。 62又由于內(nèi)齒輪B是固定的，即?B

17、?0，因此?C? A齒輪與G齒輪相對于系桿C的轉(zhuǎn)速比為 CiAG??A??Cz?z16?50??EG?? ?G??CzA?zF15?17 15?A代入上式，最后得A齒輪與G齒輪的轉(zhuǎn)速比為 62將?C? - 9 - 千斤頂設(shè)計 iAG??A?3306.67 ?G ?A?3306 ?G 那么機構(gòu)對力的放大比為i? 行星周轉(zhuǎn)輪系雖然較為復(fù)雜，但是它空間占據(jù)小，自身重量較輕，傳動效率也比較高，承載能力高，傳動比往往可以達到幾千，且由于其具有內(nèi)齒輪嚙合，使得對空間的運用更充足。 綜合上述兩種力放大機構(gòu)的特點，

18、我們覺得方案二對力的放大比非常大，更能符合我們對新設(shè)計的千斤頂?shù)奶匦砸?guī)定，故我們選擇方案二做為該千斤頂?shù)牧Ψ糯髾C構(gòu)。 第3章．機構(gòu)尺寸設(shè)計 3.1力放大機構(gòu)齒輪尺寸[2] * 直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計目的是擬定基本參數(shù)Z1，Z2，m，?，ha，c*， x1，x1。 根據(jù)我們對該千斤頂?shù)囊?guī)定，我們根據(jù)國標一方面擬定齒輪壓力角??20?，由于 *?1，頂隙系數(shù)規(guī)定的齒輪式正常齒制的齒輪，因此根據(jù)國標得到齒頂高系數(shù)ha c*?0.25，我們設(shè)計的是原則齒輪，因此變位系數(shù)x1?x2?0。 - 10 - 千斤

19、頂設(shè)計 如圖，為了達到我們設(shè)計的規(guī)定，即力的放大比達到3000倍左右，我們先選擇齒輪齒數(shù)分別是ZA?15，ZE?16，ZB?47，ZF?17，ZG?50。目前在需要擬定的基本參數(shù)里面，尚有模數(shù)m沒有擬定，接下來的部分我們將具體運用機械設(shè)計的知識來求出齒輪的模數(shù)m。在這里，我們以齒輪G為對象來擬定模數(shù)m，假設(shè)施加給齒輪G的力矩T?49000000N?mm。 我們運用《機械設(shè)計》上齒根彎曲疲勞強度的措施來做計算，在這里先大體簡介一下其計算公式。 由于輪緣剛度很大，故輪齒可以看作是寬度為b的懸臂梁。因此，齒根處為危險截面，它可以用30?切線法擬定：作于齒輪對稱中線成30

20、?角并與齒根過渡曲線相切的切線，通過兩切點平行于齒輪軸線的截面，即齒根危險截面。 理論上載荷應(yīng)由同步嚙合的多對齒分擔（因端面重疊度??>1）,但為了簡化計算，一般假設(shè)所有載荷作用于只有一對齒嚙合時的齒頂進行分析，另用重疊度系數(shù)Y?對齒根彎曲應(yīng)力予以修正。 沿嚙合線方向作用于齒頂?shù)姆ㄏ蛄n，可以分解為互相垂直的兩個分力：Fncos?F和Fnsin?F。前者使齒根產(chǎn)生彎曲應(yīng)力?b和切應(yīng)力?，后者使齒根產(chǎn)生壓縮應(yīng)力?c。彎曲應(yīng)力起重要作用，其他影響很小，為簡化計算，在應(yīng)力修正系數(shù)YSa，中考慮。 - 11 - 千斤頂設(shè)計 齒輪長期工作后，受拉

21、側(cè)先產(chǎn)生疲勞裂紋，因此齒根彎曲疲勞強度計算應(yīng)以拉側(cè)為計算根據(jù)。齒根的最大彎曲力矩 F2Tlcos?F M?Fncos?F?l?tlcos?F?cos?dcos? 計入載荷系數(shù)K、應(yīng)力修正系數(shù)YSa，重疊度系數(shù)Y?后，得彎曲強度校核公式 ?F??b?M2KTlcos?FKYSaY??YSaY? bs2cos?Wd6 l6()cos?F2KT2KT?YSaY??YFaYSaY????F? bdm()2cos?bdm m 以b??dd、d?mZ代入，得設(shè)計公式 m? 以上便是由彎曲強度擬定齒輪模數(shù)m的理論根據(jù)，目前我們將運用該理論

22、來求解齒輪模數(shù)m了。一下各系數(shù)的查找所有在《機械設(shè)計》一書上完畢，且齒輪的材料為淬火45鋼。 載荷系數(shù)K由公式K?KAKvKF?KF?可求得，因千斤頂需要頂起非常重的物體，那么其工作特性均在嚴重沖擊下，由表12.9，故選用使用系數(shù)KA=2.25,； 因人為搖動千斤頂搖臂，而力的放大機構(gòu)同步也是一種減速裝置，減速比達到三千分之一，多以齒輪G的圓周速度幾乎為0，由圖12.9，故選用動載系數(shù)Kv=1.0；由于千斤頂是起重機構(gòu)，由表12.5懂得齒輪的精度級別應(yīng)為8級，由表12.10，故選用齒間載荷分派系數(shù)KF?=1.4,；由表12.11，故選用齒向載荷分布系數(shù)KF?=1.38。

23、 最后得載荷系數(shù)K?KAKvKF?KF??2.25?1?1.4?1.38?4.347 由于齒輪為軟齒面，且非對稱分布，由表12.13，故選用齒寬系數(shù)?d=0.5， 許用彎曲應(yīng)力??F?因齒輪為單向受力，故選用公式??F??0.7?Flim，?Flim由圖 12.23（c），可以讀出?Flim1?550MPa， ?Flim2?350MPa。 - 12 - 千斤頂設(shè)計 那么許用彎曲應(yīng)力??F1??0.7?550?285MPa， ??F2??0.7?350?245MPa。 齒數(shù)Z?ZG?50, 齒形系數(shù)Y

24、Fa由圖12.21可以讀出YFa=2.34， 應(yīng)力修正系數(shù)YSa由圖12.22可以查的YSa=1.72， 重疊度系數(shù)Y?，由公式Y(jié)??0.25? 0.75??，Y??1， 那么 m? m? ?17.9mm 模數(shù) m圓整成m?20。 因求解出了模數(shù)m，故所有齒輪的分度圓直徑也就可以得到了： 齒輪A分度圓直徑dA?mZA?20?15?300mm； 齒輪B分度圓直徑dB?mZB?20?47?940mm； - 13 - 千斤頂設(shè)計 齒輪E分度圓直徑dE?mZE?20?16?

25、320mm； 齒輪F分度圓直徑dF?mZF?20?17?340mm； 齒輪G分度圓直徑dG?mZG?20?50?1000mm。 目邁進一步可以通過計算得到5個齒輪的重要幾何參數(shù)： 齒輪A基圓直徑dbA?dAcos20??300?cos20??281.9mm *m?300?2?1?20?340mm 齒輪A齒頂圓直徑daA?dA?2ha *?c*)m?300?2?(1?0.25)?20?250mm 齒輪A齒根圓直徑dfA?dA?2?(ha 齒輪A分度圓齒距p??m?62.8mm 齒輪A齒頂圓壓力角??A?arccosd

26、bA281.9?arccos?33.99? daA340 齒輪E基圓直徑dbE?dEcos20??320?cos20??300.7mm *m?320?2?1?20?360mm 齒輪E齒頂圓直徑daE?dE?2ha *?c*)m?320?2?(1?0.25)?20?270mm 齒輪E齒根圓直徑dfE?dE?2?(ha 齒輪E分度圓齒距p??m?62.8mm 齒輪E頂圓壓力角??E?arccosdbE300.7?arccos?33.35? daE360 齒輪F基圓直徑dbF?dFcos20??340?cos20??319.5mm

27、 *m?340?2?1?20?380mm 齒輪F齒頂圓直徑daF?dF?2ha *?c*)m?340?2?(1?0.25)?20?290mm 齒輪F齒根圓直徑dfF?dF?2?(ha 齒輪F分度圓齒距p??m?62.8mm 齒輪F頂圓壓力角??F?arccosdbF319.5?arccos?32.78? daF380 齒輪G和齒輪B是內(nèi)嚙合齒輪，因此它的齒頂圓直徑和齒根圓直徑算法與外嚙合齒輪不同樣，其滿足的公式為： *m da?d?2ha - 14 - 千斤頂設(shè)計 *?c*)m

28、 dfG?dG?2?(ha 齒輪B基圓直徑dbB?dBcos20??940?cos20??883.3mm *m?940?2?1?20?900mm 齒輪B齒頂圓直徑daB?dB?2ha *?c*)m?940?2?(1?0.25)?20?990mm 齒輪B齒根圓直徑dfB?dB?2?(ha 齒輪B分度圓齒距p??m?62.8mm 齒輪B頂圓壓力角??B?arccosdbB883.3?arccos?11.05? daB900 齒輪G基圓直徑dbG?dGcos20??1000?cos20??939.7mm *m?1000?2?

29、1?20?960mm 齒輪G齒頂圓直徑daG?dG?2ha *?c*)m?1000?2?(1?0.25)?20?1050mm 齒輪G齒根圓直徑dfG?dG?2?(ha 齒輪G分度圓齒距p??m?62.8mm 齒輪G頂圓壓力角??G?arccosdbG939.7?arccos?11.8? daG960 齒輪A與齒輪E的重疊度 1??AE?[ZA(tan??A?tan?)?ZE(tan??E?tan?)] 2? 1?[15?(tan33.99??tan20?)?16?(tan33.35??tan20?)] 2?

30、 ?1.49 齒輪E與齒輪B的重疊度 1??BE?[ZB(tan??B?tan?)?ZE(tan??E?tan?)] 2? 1?[16?(tan33.35??tan20?)?47?(tan11.05??tan20?)] 2? ?2.01 齒輪F與齒輪G的重疊度 1??FG?[ZF(tan??F?tan?)?ZG(tan??G?tan?)] 2? 1?[17?(tan32.78??tan20?)?50?(tan11.8??tan20?)] 2? ?1.98 3.2斜面自鎖機構(gòu)斜面傾角尺

31、寸[1] - 15 - 千斤頂設(shè)計 由反行程的受力分析圖可知， FPFR23 sin(??2?)?sin(90???) FR23FQ sin(90???)?sin[90??(??2?)] 整頓得： FP?FQtan(??2?) 因此要使機構(gòu)自鎖，則有??2?，其中?為摩擦角， 由于材料為45鋼，靜摩擦系數(shù)為0.15，故 ??arctan0.15?8.5? 則斜面的傾斜角因該設(shè)計為??2??17? 第4章．力放大機構(gòu)各齒輪強度校核[2] - 16 -

32、 千斤頂設(shè)計 已知各個齒輪的幾何參數(shù)和工作條件后，我們接下來可以每個齒輪進行強度校核了。 在強度校核之前先簡介一下需要做的強度校核即齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度。 在預(yù)定的有效期限內(nèi)，齒面不產(chǎn)生疲勞點蝕的強度條件為 ???H? ?H? 上式合用于兩圓柱體相接觸的狀況。一對齒輪嚙合時，且可將齒廓嚙合點的曲率半徑?1和?2視為接觸圓柱體的半徑，節(jié)點處的?值雖然不是最小值，但該點處一般只有一對齒嚙合，點蝕也往往先在節(jié)線附近的齒根表面浮現(xiàn)。因此，接觸疲勞強度計算一般以節(jié)點為計算點。此外，式中的F為圓柱體上的壓力，用于齒輪應(yīng)為法向力Fn；b為圓柱

33、體接觸長度，用于齒輪則為齒輪寬度b，由于端面重疊度??總是不小于1，故b應(yīng)代入接觸總長度L。 式中的 11、Fn和L用下式代入 ? ??u?1 ?d1cos?tan?u2 - 17 - 千斤頂設(shè)計 Fn?Ft2T1? cos?d1cos? L?b，b??dd1 Z?2 計入載荷系數(shù)K后，得到最大接觸應(yīng)力?H和小齒輪分度圓直徑d1分別為 ?H? ????H? ?ZEZHZ? 該式即為齒面接觸疲勞強度的校核公式。 由于輪緣剛度很大，故輪齒可以看作是寬度為b的懸臂梁。因此，齒根處為危險

34、截面，它可以用30?切線法擬定：作于齒輪對稱中線成30?角并與齒根過渡曲線相切的切線，通過兩切點平行于齒輪軸線的截面，即齒根危險截面。 理論上載荷應(yīng)由同步嚙合的多對齒分擔（因端面重疊度??>1）,但為了簡化計算，一般假設(shè)所有載荷作用于只有一對齒嚙合時的齒頂進行分析，另用重疊度系數(shù)Y?對齒根彎曲應(yīng)力予以修正。 沿嚙合線方向作用于齒頂?shù)姆ㄏ蛄n，可以分解為互相垂直的兩個分力：Fncos?F和Fnsin?F。前者使齒根產(chǎn)生彎曲應(yīng)力?b和切應(yīng)力?，后者使齒根產(chǎn)生壓縮應(yīng)力?c。彎曲應(yīng)力起重要作用，其他影響很小，為簡化計算，在應(yīng)力修正系數(shù)YSa，中考慮。 齒輪長期工作

35、后，受拉側(cè)先產(chǎn)生疲勞裂紋，因此齒根彎曲疲勞強度計算應(yīng)以拉側(cè)為計算根據(jù)。齒根的最大彎曲力矩 F2Tlcos?F M?Fncos?F?l?tlcos?F?cos?dcos? 計入載荷系數(shù)K、應(yīng)力修正系數(shù)YSa，重疊度系數(shù)Y?后，得彎曲強度校核公式 ?F??b?M2KTlcos?FKYSaY??YSaY? 2bscos?Wd6 - 18 - 千斤頂設(shè)計 l6()cos?F2KT?YSaY?bdm()2cos? m 2KT?YFaYSaY????F?bdm 該式即為齒根彎曲疲勞強度的校核公式。 載荷系數(shù)K由公式K

36、?KAKvKH?KH?可求得，因千斤頂需要頂起非常重的物體，那么其工作特性均在嚴重沖擊下，由表12.9，故選用使用系數(shù)KA=2.25,； 因人為搖動千斤頂搖臂，而力的放大機構(gòu)同步也是一種減速裝置，減速比達到三千分之一，多以齒輪G的圓周速度幾乎為0，由圖12.9，故選用動載系數(shù)Kv=1.0； 由于千斤頂是起重機構(gòu)，由表12.5懂得齒輪的精度級別應(yīng)為8級，由表12.10，故選用齒間載荷分派系數(shù)KH?=1.4,；由表12.11，故選用齒向載荷分布系數(shù)KH?=1.38。 最后得載荷系數(shù)K?KAKvKH?KH??2.25?1?1.4?1.38?4.347 由于齒輪

37、為軟齒面，且非對稱分布，由表12.13，故選用齒寬系數(shù)?d=0.5， 齒輪材料是45鋼，由表12.12查得彈性系數(shù)Z E， 齒輪為圓柱直齒輪，故螺旋角??0?，由圖12.16查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.5， 許用接觸應(yīng)力推薦取??H??0.9?Hlim，由于材料為45鋼，由圖12.12（c）查得 ?Hlin1?710MPa和?Hlim2?580MPa 故??H1??0.9?Hlim1?638MPa ??H1??0.9?Hlim2?522MPa 許用彎曲應(yīng)力推薦取??F??0.7?Flim，由于材料為45鋼，由圖12.

38、23（c）查得 ?Flin1?450MPa和?Flin2?350MPa 故??F1??0.7?Flim1?315MPa - 19 - 千斤頂設(shè)計 ??F2??0.7?Flim2?245MPa 以上系數(shù)是接下來做強度校核時不變的系數(shù)，背面的計算為了以便，我們將直接代入以上的系數(shù)。 對齒輪F做校核： 重疊度系數(shù)Z?? 得到 Z????0.82， 齒輪F與齒輪G的重疊度??FG?1.98，故可以計算這里的d1即為齒輪F的分度圓直徑dF?340mm， 扭矩為T? 傳動比u? 故最后得

39、 49000000?170?16660000， 500ZG50?，傳動形式為內(nèi)嚙合， ZF17 ?H?ZEZHZ??189.8?2.5?0.82?832MPa???H??522MPa 該成果闡明齒輪F的齒面接觸疲勞強度能滿足規(guī)定，故需要重新選材，根據(jù)圖 12.12（c），齒輪F可以選擇合金鋼。 已知該齒輪的齒數(shù)為17，齒形系數(shù)根據(jù)圖12.21，可以查得齒形系數(shù)為YFa?2.95。 已知該齒輪的齒數(shù)為17，應(yīng)力修正系數(shù)根據(jù)圖12.22，可以查得應(yīng)力修正系數(shù)為YSa?1.52。 已知該齒輪與齒輪G的重疊度為1.98，根據(jù)公式Y(jié)?

40、?0.25? 得到重疊度系數(shù)為Y??0.25?0.75?0.63。 1.98 - 20 - 0.75??，可以計算 千斤頂設(shè)計 這里的b為齒輪寬b=170mm，d為齒輪分度圓直徑d=340mm。 故最后得 2KT ?F?YFaYSaY? bdm 2?4.34?16660000 ??2.95?1.52?0.63 170?340?20 ?329MPa???F??245MPa 該成果闡明齒輪F的齒根彎曲疲勞強度不能滿足規(guī)定，，故需要重新選材，根據(jù)圖 12.23（c），齒輪F也應(yīng)當選

41、擇合金鋼。 因此校核闡明齒輪F的材料的確應(yīng)當有合金鋼來替代。 對齒輪E做校核： 重疊度系數(shù)Z?? 得到 Z????0.81， 齒輪E與齒輪B的重疊度??EB?2.01，故可以計算這里的d1即為齒EF的分度圓直徑dE?320mm， 傳動比u?ZB47?，傳動形式為內(nèi)嚙合， ZE16 這里的扭矩T很明顯已經(jīng)不再是16660000N?m，我們需要單獨來分析齒輪E上的受力狀況了，因此我們畫出了齒輪E的簡圖，并在上面表白了受力的狀況和方向，“?”表達力是由外向里的，“?”表達力是由里向外的，D1表達的是齒輪E的直徑，D2表達的是齒輪F的直徑，具

42、體如圖： - 21 - 千斤頂設(shè)計 齒輪是在勻速的旋轉(zhuǎn)，那么齒輪滿足動態(tài)平衡的受力和扭矩關(guān)系， 根據(jù)?M?0，有FD2?F1D1?F2D1，即 340F?320F1?320F2, 根據(jù)?F?0，有F1?F?F2 已知F?98000N，故得 33 F1?F?101062N 32 1F?3062.5N F2?32 應(yīng)為F1更大，因此我們在這里應(yīng)當研究齒輪E與齒輪B嚙合點的強度狀況， F1D1 2 101062?320 ??16169920N?mm 2 故最后得

43、 此時扭矩T? ?H?ZEZHZ??189.8?2.5?0.81?898MPa???H??522MPa 該成果闡明齒輪E的齒面接觸疲勞強度不能滿足規(guī)定，故需要重新選材，根據(jù)圖 12.12（c），齒輪E可以選擇合金鋼。 - 22 - 千斤頂設(shè)計 已知該齒輪的齒數(shù)為16，齒形系數(shù)根據(jù)圖12.21，可以查得齒形系數(shù)為YFa?2.9。 已知該齒輪的齒數(shù)為16，應(yīng)力修正系數(shù)根據(jù)圖12.22，可以查得應(yīng)力修正系數(shù)為YSa?1.55。 已知該齒輪與齒輪B的重疊度為2.01，根據(jù)公式Y(jié)??0.25? 得到重疊度系數(shù)

44、為Y??0.25?0.75??，可以計算0.75?0.62。 2.01 這里的b為齒輪寬b=160mm，d為齒輪分度圓直徑d=320mm。 故最后得 2KT ?F?YFaYSaY? bdm 2?4.34?16169920 ??2.9?1.55?0.62 160?320?20 ?378MPa???F??245MPa 該成果闡明齒輪E的齒根彎曲疲勞強度不能滿足規(guī)定，，故需要重新選材，根據(jù)圖 12.23（c），齒輪E也應(yīng)當選擇合金鋼。 因此校核闡明齒輪F的材料的確應(yīng)當有合金鋼來替代。 對齒輪

45、B做校核： 齒輪B與齒輪E內(nèi)嚙合，而齒輪B相對來說是大齒輪，本來大小齒輪在一起只需驗證小齒輪的強度，但是通過上面的校核發(fā)現(xiàn)小齒輪的強度已經(jīng)不滿足規(guī)定，因此這里我們不能擬定齒輪B與否強度滿足設(shè)計規(guī)定，因此我們目前必須也對齒輪B做一下強度校核。 重疊度系數(shù)Z?? 得到 Z????0.82， 齒輪E與齒輪B的重疊度??BE?2.01，故可以計算這里的d1即為齒輪B的分度圓直徑dB?940mm， F1dB 2 101062?940 ??47499140N?mm 2扭矩為T? 傳動比u? ZB47?，傳動形式為內(nèi)嚙合，

46、ZE16- 23 - 千斤頂設(shè)計 故最后得 ?H?ZEZHZ??189.8?2.5?0.82?305MPa???H??522MPa 該成果闡明齒輪B的齒面接觸疲勞強度能滿足規(guī)定，那么接下來就要對齒輪B進行齒根彎曲強度校核。 已知該齒輪的齒數(shù)為47，齒形系數(shù)根據(jù)圖12.21，可以查得齒形系數(shù)為YFa?2.4。 已知該齒輪的齒數(shù)為47，應(yīng)力修正系數(shù)根據(jù)圖12.22，可以查得應(yīng)力修正系數(shù)為YSa?1.74。 已知該齒輪與齒輪E的重疊度為2.01，根據(jù)公式Y(jié)??0.25? 得到重疊度系數(shù)為Y??0.25?0.75??，可以

47、計算0.75?0.62。 2.01 這里的b為齒輪寬b=470mm，d為齒輪分度圓直徑d=940mm。 故最后得 2KTYFaYSaY? ?F?bdm 2?4.34?47499140 ??2.4?1.74?0.62 470?940?20 ?120MPa???F??245MPa 該成果闡明齒輪B的齒根彎曲疲勞強度能滿足規(guī)定。 上面的驗證闡明齒輪B完全滿足設(shè)計的規(guī)定。 對齒輪A的校核： 重疊度系數(shù)Z?? 得到 Z????0.91， 齒輪E與齒輪A的重疊度??AE?1.

48、49，故可以計算這里的d1即為齒輪A的分度圓直徑dA?300mm， - 24 - 千斤頂設(shè)計 齒輪A與齒輪E嚙合點的反力為F2，故扭矩為 F2dA 2 3062.5?300 ??459375N?mm 2T? 傳動比u? 故最后得 ZE16?，傳動形式為外嚙合， ZA15 ?H?ZEZHZ??189.8?2.5?0.91?325MPa???H??522MPa 該成果闡明齒輪A的齒面接觸疲勞強度能滿足規(guī)定，那么接下來就要對齒輪A進行齒根彎曲強度校核。 已知該齒輪的齒數(shù)為15，

49、齒形系數(shù)根據(jù)圖12.21，可以查得齒形系數(shù)為YFa?2.85。 已知該齒輪的齒數(shù)為15，應(yīng)力修正系數(shù)根據(jù)圖12.22，可以查得應(yīng)力修正系數(shù)為YSa?1.55。 已知該齒輪與齒輪E的重疊度為1.49，根據(jù)公式Y(jié)??0.25? 得到重疊度系數(shù)為Y??0.25?0.75??，可以計算0.75?0.75。 1.49 這里的b為齒輪寬b=150mm，d為齒輪分度圓直徑d=300mm。 故最后得 - 25 - 千斤頂設(shè)計 2KTYFaYSaY? bdm 2?4.34?459375 ??2.85?1.

50、55?0.75 150?300?20 ?F? ?14.5MPa???F??245MPa 該成果所得到的強度大大地不不小于許用彎曲應(yīng)力，闡明齒輪B的齒根彎曲疲勞強度能滿足規(guī)定。 上面的計算闡明，齒輪A可以滿足設(shè)計規(guī)定，且離最小許用應(yīng)力還相稱遠。 第5章. 機構(gòu)運動分析與動力分析 機構(gòu)運動分析 機構(gòu)運動分析就是根據(jù)在機構(gòu)各構(gòu)件運動尺寸已擬定、且原動件的運動規(guī)律（一般原動件做勻速轉(zhuǎn)動）已知來擬定其她構(gòu)件上某些點的軌跡、位移、速度和加速度（或某些構(gòu)件的位置、角位移、角速度、角加速度）等運動參數(shù)。 為了擬定機構(gòu)工作過程的運

51、動和動力性能，往往要懂得機構(gòu)構(gòu)件上某些點的速度、加速度及其變化規(guī)律。對于高速和重載機械，其運動構(gòu)件的慣性力往往很大，因此，在進行強度計算、動力特性分析和機構(gòu)動力學設(shè)計（如機構(gòu)平衡）時常需要計算構(gòu)件慣性力。因而，也就規(guī)定一方面對機構(gòu)的速度和加速度進行分析。 力放大機構(gòu)各齒輪運動分析[1] 由于我們選擇的力的放大機構(gòu)是行星周轉(zhuǎn)輪系，因此這種輪系的運動分析措施不像定軸輪系的運動分析那樣簡樸。在以機架為參照系的周轉(zhuǎn)輪系中，行星輪的軸心線是運動的。但是，若以系桿為參照系，則輪系中各個齒輪的軸心線位置就不再發(fā)生變化，輪系變成定軸輪系，這樣我們可以運用定軸輪系的傳動比的計算措施來計算。于

52、是在這里可以提出一種周轉(zhuǎn)輪系運動的分析措施： 將運動分析的參照系選擇為系桿，是周轉(zhuǎn)輪系轉(zhuǎn)化成“定軸輪系”，各個齒輪相對于系桿的相對轉(zhuǎn)速關(guān)系可以應(yīng)用定軸輪系傳動比的計算措施和公式，最后，再運用相對轉(zhuǎn)速與絕對轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系，便可以得到各個齒輪、系桿絕對轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系。 - 26 - 千斤頂設(shè)計 在圖中我們將以畫箭頭的方式依次擬定出輪系中各個齒輪的轉(zhuǎn)向。 一般狀況下，為了表達輪系運動輸入與輸出軸轉(zhuǎn)向之間的關(guān)系作如下商定：當輪系的輸入軸和輸出軸的軸心線是平行的或重疊的時候，轉(zhuǎn)向關(guān)系通過加在傳動比前面的符號表達:如果輸入軸和輸出軸的轉(zhuǎn)向相似，傳動比前加“

53、+”，如果輸入軸和輸出軸的轉(zhuǎn)向相反，傳動比前加“—”。 該千斤頂是靠人運用與齒輪A的軸相連的搖臂予以一種均勻輸入轉(zhuǎn)速，目前設(shè)這個轉(zhuǎn)速就是?A，而每個齒輪的齒數(shù)都如圖所示。 目前我們就以系桿為參照系，由于輪系中的所有構(gòu)件的轉(zhuǎn)動軸心線都是平行的或者重疊的，因此，各個齒輪相對于系桿的賺死可以用代數(shù)的加減得到。系桿的角速度設(shè)為?C，則每個齒輪相對于系桿的轉(zhuǎn)速為該齒輪的絕對轉(zhuǎn)速?i加上一種“??C”，即：?iC??i??C， ，輪系也成為“定軸輪系”，該輪系為原差動輪i?1,2,3。此時系桿“固定不動” 系的轉(zhuǎn)化機構(gòu)。內(nèi)嚙合使得兩齒輪轉(zhuǎn)向相似，外嚙合使得兩齒輪轉(zhuǎn)向

54、相反。 齒輪A與齒輪E相對轉(zhuǎn)速為： iC AEC???C?AZ?C?A??E ?E?E??CZA 齒輪E與齒輪B相對轉(zhuǎn)速為： C???CZB?Ei?C?E? ?B?B??CZECEB 齒輪F與齒輪G相對轉(zhuǎn)速為： iC FGC???CZG?F?C?F? ?G?G??CZF 齒輪G為輸出端，齒輪A為輸入端，那么輸入與輸出之間的傳動比為： iC AGC???C?AZZ?C?A??EG ?G?G??CZAZF CiAG??A??C1650??? ?G??C1517 齒輪A與齒輪B的相

55、對轉(zhuǎn)速為： iC ABC???C?AZ?C?A??A ?B?B??CZB CiAB??A??C47?? ?B??C15 - 27 - 千斤頂設(shè)計 由于覺得齒輪B是固定的，因此?B?0，因此?C? 將?C?15?A 62???C165015C， ?A???A代入iAG62?G??C1517 最后得?A?3306.67?G 即傳動比為iAG? ?A?3306.67 ?G 第6章. 機構(gòu)動力分析 機構(gòu)動力分析的重要內(nèi)容是擬定實現(xiàn)設(shè)定的機構(gòu)運動所施加于機構(gòu)上的力，此力被稱為機構(gòu)的平衡力或平衡力

56、矩。 擬定機構(gòu)的平衡力（或平衡力矩）在工程上具有重要意義?？梢愿鶕?jù)擬定出來的平衡力（或平衡力矩）選擇動力驅(qū)動裝置，擬定機械裝置的工作能力等。在求解過程中還可以求出機構(gòu)中各個運動副的反力，為零件的強度、剛度設(shè)計提供根據(jù)?？傊瑱C構(gòu)的動力分析對于理解機構(gòu)的傳力性能、進行驅(qū)動裝置的選擇。擬定機械的工作能力等方面都是非常必要的。 6.1自鎖機構(gòu)動力分析 6.1.1螺旋副自鎖機構(gòu)動力分析[1] 螺旋副中的螺旋線可以在平面上展開為一種直角三角形，這樣我們可以更以便的來分析螺旋副中的摩擦狀況。在進行螺旋副的力分析時候，螺母與螺桿之間的互相作用力可以當作是集中作用在中徑

57、d2，上，螺紋中徑螺旋線的升角用?表 - 28 - 千斤頂設(shè)計 示。 在螺旋副的運動方面，螺母沿螺桿軸線的上升轉(zhuǎn)化為滑塊沿斜面的上升，稱為正行程；螺母沿螺桿軸線的下降轉(zhuǎn)化為滑塊沿斜面的下降，稱為反行程。 在螺旋副的受力方面，作用于螺母2上的軸向力FQ仍然與螺桿軸線方向平 行，方向為垂直向下；作用于螺母上的力矩M轉(zhuǎn)化為水平集中力FP，兩者的關(guān) 系為 M?FPd2 2 由圖可知：在正行程中，力FP與滑塊的運動方向v21成銳角，因此該力為積極力； 力FQ與滑塊的運動方向成鈍角，所覺得阻力。而在另一圖中所示的反行

58、程中則 反之，力FQ為積極力，力FP為阻力。 圖中的螺紋牙形為矩形，螺母與螺桿之間的接觸可以近似地當作是平面接 - 29 - 千斤頂設(shè)計 觸，那么，在對矩形螺紋中的摩擦力進行分析時，滑塊與斜面之間的摩擦系數(shù)和摩擦角分別為f和?。 目前我們通過上述一系列的轉(zhuǎn)化，就很容易地對螺旋副進行分析了。在圖中，滑塊1上受三個力：FP、FQ和FR12。其中FR12為斜面作用于滑塊上的力，是垂 直于斜面的正壓力和平行于斜面的摩擦力兩個分力的矢量和，這兩個分力在圖中沒有畫出來，因此我們不必分別考慮，可根據(jù)移動副的運動副反力與構(gòu)件的相對運動速度v21方向成

59、90???，直接畫出FR12的方向。 根據(jù)滑塊2的平衡條件FP?FQ?FR12?0，可以畫出力分析的封閉多邊形。由力封閉多邊形可以得出，正行程中有： dM?2FQtan(???) 2 可以采用與正行程相似的分析措施對反行程進行分析，同樣可以得到在反行程中有： dM??2FQtan(???) 2 以上就是我們對螺旋副自鎖機構(gòu)的動力與阻力的關(guān)系分析。 6.1.2斜面自鎖機構(gòu)動力分析[1] 如圖， 該斜面機構(gòu)自由度為1，也是最簡樸的低副機構(gòu)，它可以將構(gòu)件2水平方向的移動變?yōu)闃?gòu)件3垂直方向的移動。 在這里，我們先

60、擬定各個運動副反力的方向和大小。我們把斜面機構(gòu)的運動提成正行程和反行程兩種狀況。在正行程中，F(xiàn)P是驅(qū)動力，構(gòu)件2向左運動， - 30 - 千斤頂設(shè)計 構(gòu)件3向上運動；在反行程中，F(xiàn)Q是驅(qū)動力，構(gòu)件3向下運動，構(gòu)件2向右運 動。 一方面進行反行程分析，構(gòu)件2、3相對機架1的移動速度v21和v31以及構(gòu)件3 相對于構(gòu)件2的移動速度v32如圖所示。再根據(jù)移動副運動副反力方向的擬定方 法，可以擬定出運動副反力FR31、FR32??FR12、FR12的方向，構(gòu)件2的力平衡方 程為： FR32?FR12?FP?0 構(gòu)

61、件3的力平衡方程為： FR32?FR13?FQ?0 根據(jù)各個運動副反力的方向和力平衡方程，可以畫出力矢量封閉多邊形，如圖所示。力矢量封閉多邊形是由兩個三角形構(gòu)成的，對每個三角形應(yīng)用正弦定理，就可以求出各個力之間的關(guān)系。 圖中可以得到： FR23FP ?sin(??2?)sin(90???) FQFR23? sin(90???)sin[90??(??2?)] 整頓得： FP?FQtan(??2?) 按照相似的過程和措施，我們可以反行程進行分析，如圖， - 31 - 千斤頂設(shè)計 得出在反行

62、程中： FR23FP ?sin(?_2?)sin(90???) FQFR23? sin(90???)sin[90??(??2?)] 整頓可得： FP?FQtan(??2?) 以上就是斜面機構(gòu)的動力與阻力的關(guān)系分析。 6.2力放大機構(gòu)動力分析 對力放大機構(gòu)的動力分析，我們將采用ADAMS軟件進行建模分析， 圖1 7所受的力的變化 圖2 7所受的力矩變化 - 32 - 千斤頂設(shè)計 圖3 10的受力變化 圖4 10所受力矩的變化

63、 圖5 12的受力變化 圖6 12受力矩的變化 圖7 齒數(shù)16和17兩齒輪的中間軸的加速度 圖8齒數(shù)16和17兩齒輪的中間軸的角加速度 - 33 - 千斤頂設(shè)計 圖9齒數(shù)為16的齒輪的加速度 圖10 齒數(shù)為16的齒輪的角加速度 圖11 齒數(shù)為17的齒輪的加速度 圖12齒數(shù)為17的齒輪的角加速度 圖13 齒數(shù)為47的齒輪的加速度 圖14 齒數(shù)為47的齒輪的角加速度 - 34 - 千斤頂設(shè)計 圖15齒數(shù)為50的齒輪的角速度 圖16

64、齒數(shù)為50的齒輪的速度 圖17 轉(zhuǎn)動副A的受力變化 圖18 轉(zhuǎn)動副A所受力矩變化 圖19 轉(zhuǎn)動副B的受力變化 圖20 轉(zhuǎn)動副B所受的力矩變化 圖21 轉(zhuǎn)動副E的受力變化 圖22 轉(zhuǎn)動副E所受的力矩變化 圖23 轉(zhuǎn)動副F的受力變化 圖24 轉(zhuǎn)動副F所受的力矩變化 - 35 - 千斤頂設(shè)計 注釋： （機構(gòu)的輸入的轉(zhuǎn)速為1/120 轉(zhuǎn)/秒，在此條件下檢測機構(gòu)各構(gòu)件的加速度和角加速度變化狀況，以及運動副處所受的力和力矩的變化狀況） 轉(zhuǎn)

65、動副A——連接齒數(shù)為15的齒輪和桿H 轉(zhuǎn)動副B——連接齒數(shù)為16的齒輪和桿H 轉(zhuǎn)動副E——連接齒數(shù)為50的齒輪和桿M 轉(zhuǎn)動副F——連接齒數(shù)為17的齒輪和桿M 轉(zhuǎn)動副G——連接齒數(shù)為15的齒輪和機架 7的受力變化——齒數(shù)為17的齒輪和中間軸之間的受力變化 7所受力矩變化——齒數(shù)為17的齒輪和中間軸之間的力矩變化 12的受力變化——桿M和機架之間的受力變化 12所受力矩變化——桿M和機架之間的力矩變化 10的受力變化——齒數(shù)為15的齒輪與機架之間的受力變化 10所受力矩變化——齒數(shù)為15的齒輪與機架

66、之間的力矩變化 第7章. 收獲與體會 通過將近一種學期的努力，我們從“千斤頂”項目方案的提出，到力放大機構(gòu)和自鎖機構(gòu)的設(shè)計、校核，從開始對機構(gòu)選擇的迷茫到目前對機構(gòu)性能的完全掌握，從開始到處查閱資料到目前幾乎成了“半個專家”，我們小組經(jīng)歷了太多的心酸歷程，體會到了更多的徘徊與泄氣，感受到了許多對于完畢工程項目的嚴謹思考和實事求是，最后我們通過一次又一次的討論研究和分析比較，該千斤頂?shù)脑O(shè)計已基本完畢，這凝聚了我們小組兩位成員的心血和汗水，也讓我們感受到了一份辛勤一分收獲的喜悅。 通過這次機械綜合設(shè)計，我們發(fā)現(xiàn)了諸多問題，看到了自身局限性，同步也收獲了諸多東西。 1. 通過這次綜合設(shè)計，我們進一步鞏固了自身對機械學科知識的學習， 特別是將實際工程需要的設(shè)計與理論融會貫穿，較能靈活運用既有的 知識，解決我們在設(shè)計過程中遇到的問題。 2. 在力放大機構(gòu)和自鎖架構(gòu)的設(shè)計方案的擬定過程中，我們學會綜合運 用既有知識，從各方面去分析方案的優(yōu)缺陷，擬定最合適的設(shè)計方案。 并且通過這次綜合訓(xùn)練，我們的思維得到了較好