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1、 機械設計課程設計說明書設計題目設計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器（院）（專業(yè)） （班級） 姓名 學號 指導教師 2 0 0 9年7月1 0日 目 錄一 設計題目 3二 給定數(shù)據(jù)和要求 3三 應完成的工作 3四 設計內容 31. 總體設計 42. 傳動零件的設計計算 83. 軸的設計 184. 軸的校核 235. 鍵的選擇和校核 296. 滾動軸承的選擇和校核 307. 聯(lián)軸器的選擇 328. 箱體及其附件設計 329. 潤滑、密封的設計 35五 設計小結 36六 參考資料 37一、設計題目 設計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器。二、給定數(shù)據(jù)和要求已知條件：運輸帶工作拉力F=30

2、00N；運輸帶工作速度v=1.5m/s（允許運輸帶速度誤差為5%）；滾筒直徑D=250mm。其中運輸機工作平穩(wěn)，單向運轉，單班工作，使用期限8年，大修期3年，減速器由一般規(guī)模廠中小批量生產(chǎn)。三、應完成的工作 1減速裝配圖一張 2零件工作圖2張（軸和齒輪）。 3設計說明書1份。四、設計內容 1. 總體設計 2. 傳動零件的設計計算 3. 軸的設計 4. 軸的校核 5. 鍵的選擇和校核 6. 滾動軸承的選擇和校核 7. 聯(lián)軸器的選擇 8. 箱體及其附件設計 9. 潤滑、密封的設計 四、設計內容一總體設計： 圖1 帶式運輸機的專用傳動裝置 傳動方案：如圖1所示。（一） 電動機的選擇：1電動機類型的選

3、擇：根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機。2電動機功率的選擇： 取工作機的傳動效率為0.96。 工作機所需要的有效功率為： 其中，為工作機傳動效率。 為了計算電動機所需功率，需確定傳動裝置總效率。設各效率分別為：（V帶）、（8級閉式齒輪傳動）、（滾動軸承）、（彈性聯(lián)軸器）。由表22查得：；則傳動裝置的總效率為： 電動機所需功率為： 由表16 1選取電動機的額定功率為5.5。3電動機轉速的選擇：選用常用同步轉速1000r/min、1500r/min和3000r/min三種作對比。工作機轉速： 總傳動比，其中為電動機的滿載轉速?，F(xiàn)將三種電動機的有關數(shù)據(jù)列于表1比較。表1 兩種電動機的數(shù)據(jù)

4、比較方案電動機型號額定功率kW同步轉速/（）滿載轉速/（）總傳動比IY132M265.51000 9608.373IIY132S45.51500 144012.560IIIY132S125.53000 2900 25.294由上表可知方案I總傳動比過小，方案III總傳動比過大，為了能合理的分配傳動比，使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案II。 4電動機型號的確定： 根據(jù)電動機功率和同步轉速，選定電動機型號為Y132S4，查表162知電動機的機座中心高為132mm，外伸軸徑為38mm，外伸軸徑長度為80mm。 圖2 Y132S4電動機 3 總傳動比的分配：現(xiàn)總傳動比。由表23.，選V帶的傳動比為；減

5、速器傳動比為；考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應有相近的浸油深度。兩級齒輪減速器高速級傳動比與低速級傳動比的比值取為，即=，則=；。（三）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算： 3 各軸轉速的計算： 2各軸輸入功率計算： 3各軸的輸入轉矩計算： 將各軸的運動和動力參數(shù)列于表2。表2 各軸的運動和動力參數(shù)軸號轉速功率/kW轉矩/傳動比 二傳動零件的設計計算：（一） V帶傳動的設計：1 確定計算功率：已知；。由課本表8-7查得工作情況系數(shù)，則：。2 選取窄V帶帶型：根據(jù)、，由課本圖8-9選用SPZ型窄V帶。3 確定帶輪基準直徑：由課本表8-6及表8-8取主動輪基準；從動輪基準直徑，由課本表8-7取。實際傳

6、動比，與原分配傳動比一致。按式（8-13）驗算帶的速度，帶的速度合適。4 確定窄V帶的基準長度和傳動中心距：根據(jù)，初步確定中心距。 。由課表8-2選帶的基準長度。實際中心距。 5 驗算主動輪上的包角： ，主動輪上的包角合適。6 計算窄V帶的根數(shù)：由；查課本表8-4a，由線性關系得：；查課本表8-4b得：；查課本表8-5得：；查課本表8-2得：。則：。取根。7 計算預緊力：查課本表8-3得：，則： 。8 計算作用在軸上的壓軸力： 。 V帶傳動的主要參數(shù)歸于表3。 表3 V帶傳動的主要參數(shù)名稱結果 名稱 結果 名稱 結果 帶型 傳動比 根數(shù)帶輪基準直徑 基準長度 預緊力中心距 壓軸力9 帶輪設計：

7、由課本表8-10查得：；。則帶輪輪緣寬度：。大帶輪轂孔直徑由后續(xù)高速軸設計而定，。大帶輪轂寬度：當時，取。帶輪結構圖（略）。（二） 高速級齒輪傳動的設計：1 選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)：1）按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機械，速度不高，故選用8級精度。3）材料選擇：由課本表10-1選擇小齒輪材料為45鋼，調質處理，平均硬度為235HBS。大齒輪材料為45鋼，正火，硬度為190HBS，二者硬度差為45HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)，則：，取。齒數(shù)比。5）初選螺旋角。2 按齒面接觸疲勞強度設計： 1） 確定公式內的各項數(shù)值：（1） 試選載荷系數(shù)。（2） 由課本圖10

8、-30選取區(qū)域系數(shù)。（3） 由課本圖10-26查得；則：。（4） 小齒輪傳遞的轉矩：（5） 由課本表10-7選取齒寬系數(shù)。（6） 由課本表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)（大小齒輪均采用鍛造）。（7） 由課本圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；由課本圖10-21c按齒面硬度查得大齒輪的接觸疲勞強度極限。（8） 按式（10-31）計算應力循環(huán)次數(shù)： ； 。 （9） 由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。（10） 計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)，；。2） 計算：（1） 計算小齒輪分度圓直徑 ： （2） 計算圓周速度：（3） 計算齒寬和模數(shù)： ； 。（4） 齒高

9、：，。 （5） 計算縱向重合度： 。 （6） 計算載荷系數(shù)：由課本表10-2查得：使用系數(shù)；根據(jù)、8級精度，由課本圖10-8查得：動載系數(shù)；由課本表10-3查得：（假設）；由課本表10-4查得8級精度、調質小齒輪相對支承非對稱布置時： 。 根據(jù)，由課本圖10-13查得：。故載荷系數(shù)：。 （7） 按實際的載荷系數(shù)校正說算的的分度圓直徑： （8） 計算模數(shù)： 3 按齒根彎曲疲勞強度設計： 1） 確定計算參數(shù)： （1） 計算載荷系數(shù)。（2） 根據(jù)縱向重合度，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。（3） 計算當量齒數(shù)：；。 （4） 查取齒數(shù)系數(shù)及應力校正系數(shù)：由課本表10-5查得：，；，。 （5） 由

10、課本圖10-20c按齒面硬度查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；由課本圖10-20c按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限。（6） 由課本圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。（7） 計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù)，（8） 計算大小齒輪的并加以比較： ；， 大齒輪的數(shù)值大。 2） 計算（按大齒輪）： 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度說決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)于齒輪的乘積）有關。故可取由彎曲強度算的的模數(shù)并就近圓整為標準值，而按接觸強度算得的分度圓直徑重新修正齒輪齒數(shù)，取，則：，取。實際傳動比，

11、與原分配傳動比基本一致。 4 幾何尺寸計算：1）中心距計算： ，將中心距圓整為。2）按圓整后得中心距修正螺旋角： 。（9） 計算大小齒輪的分度圓直徑： ； 。4）計算齒輪寬度，圓整后取。則：（大齒輪）；（小齒輪）。因、發(fā)生變化，故相應有關參數(shù)、等需修正，然后再修正計算結果，看齒輪強度是否足夠。5）修正計算結果：（1） ；，根據(jù)課本表10-5查得：；。（2） 由課本圖10-26查得：；則：。 （3） ，根據(jù)縱向重合度，從課本圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。（4），根據(jù) 、8級精度，由課本圖10-8查得：動載系數(shù)。（5） 齒高，由課本表10-查得8級精度、調質小齒輪相對支承費對稱布置時： 根據(jù)、，

12、由課本圖10-13查得：。 （6） ，故查取、時，假設的是合適的。仍用。（7） 齒面接觸疲勞強度計算用載荷系數(shù)；齒根彎曲疲勞強度計算用載荷系數(shù)。（8） 由課本圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。 （9） 。 （10） ，大齒輪的數(shù)值大。 （11） ， 實際、，均大于計算的要求值，故齒輪的強度足夠。 5 齒輪結構設計：小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結構；大齒輪2采用孔板式結構，結構尺寸按經(jīng)驗公式和后續(xù)設計的中間軸配合段直接計算，見表4；大齒輪2結構草圖如圖3。高速級齒輪傳動的尺寸歸于表5。 圖3 大齒輪結構草圖 （三） 低速級齒輪傳動的設計：低速級齒輪傳動的設計過程同高速級的，這里從略。低速級齒輪傳動的

13、尺寸見表6。 表4 大齒輪結構尺寸名 稱結構尺寸經(jīng)驗計算公式結果轂孔直徑由中間軸設計而定輪轂直徑輪轂寬度（取為與齒寬相等）腹板最大直徑板孔分布圓直徑板孔直徑腹板厚度表5 高速級齒輪傳動的尺寸 表6 低速級齒輪傳動的尺寸名稱計算公式結果名稱 計算公式結果法面模數(shù)法面模數(shù) 法面壓力角法面壓力角螺旋角螺旋角齒數(shù)齒數(shù)傳動比 傳動比 分度圓直徑分度圓直徑齒頂圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒根圓直徑中心距 中心距齒寬齒寬 三軸的設計：（一） 軸的材料選擇和最小直徑估算：根據(jù)工作條件，初選軸的材料為45鋼，調質處理。按扭轉強度法進行最小直徑估算，即。初算軸徑時，若最小直徑軸段揩油鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響

14、。當該軸段界面上有一個鍵槽時，增大57，兩個鍵槽時，增大1015。值有課本表15-3確定：高速軸，中間軸，低速軸。 高速軸： ，因高速軸最小直徑處安裝大帶輪，設有一個鍵槽，則：，取為整數(shù)。中間軸：，因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，取為標準值。低速軸： ，因低速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設有一個鍵槽，則：，參見七、聯(lián)軸器的選擇，取為聯(lián)軸器的孔徑，。（二） 軸的材料選擇和最小直徑估算：根據(jù)軸上零件的結構、定位、裝配關系、軸向寬度及零件間的相對位置等要求，參考表4-1、圖4-11，初步設計減速器裝配草圖圖4。 圖4 減速器裝配草圖（三） 軸的結構設計：1 高速軸的結構設計：高速軸的結構設計：高速軸軸系

15、的結構設計如圖4所示。（1） 各軸段直徑的確定： ：最小直徑，安裝大帶輪的外伸軸段，。 ：密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，定位高度，已經(jīng)密封圈的標準（擬采用氈圈密封），。 ：滾動軸承處 軸段，。滾動軸承選取30210，其尺寸。 ：過渡軸段，由于各級齒輪傳動的線速度均小于，滾動軸承采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，。 齒輪處軸段：由于小齒輪直徑較小，采用齒輪軸結構。所以軸和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為45鋼，調質處理。 ：滾動軸承處軸段，。（2） 各軸段長度的確定： ：由大帶輪的轂孔寬度確定，。 ：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，。：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定，。：由裝

16、配關系、箱體結構等確定，。：由高速級小齒輪寬度確定，。：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定，。 2 中間軸的結構設計： 中間軸軸系的結構如圖5。 圖5 中間軸軸系結構（1） 各軸段直徑的確定： ：最小直徑，滾動軸承處軸段，。滾動軸承選取30210，其尺寸為。 ：低速級小齒輪軸段，。 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，。 ：高速級大齒輪軸段，。 ：滾動軸承處軸段，。（2） 各軸段長度的確定： ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定，。 ：由低速級小齒輪的轂孔寬度確定，。 ：軸環(huán)寬度，。 ：由高速級大齒輪的轂孔寬度確定，。 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定，。（3） 細部結構設計：由表10-1查出

17、高速級大齒輪處鍵；低速級小齒輪處鍵；齒輪輪轂與軸的配合選為；滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為；查表7-19，各軸肩處的過渡圓角半徑見圖6；查表7-19，各倒角為；參考表17-10，各軸段表面粗糙度見圖6。 圖6 中間軸結構3 低速軸的結構設計： 低速軸軸系的結構如圖4所示。（1） 各軸段直徑的確定： ：滾動軸承處軸段，。滾動軸承選取30218，其尺寸為。 ：低速級大齒輪軸段，。 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，。 ：過渡軸段，考慮擋油盤的軸向定位，。 ：滾動軸承處軸段，。 ：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（擬采用氈圈密封），。 ：最小直徑，安裝聯(lián)軸器

18、的外伸軸段，。（2） 各軸段長度的確定： ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定，。 ：由低速級大齒輪的轂孔寬確定，。 ：軸環(huán)寬度，。 ：由裝配關系、箱體結構等確定，。 ：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定，。 ：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，。 ：由聯(lián)軸器的轂孔寬確定，。（3） 細部結構設計略，參見中間軸。四軸的校核： 這里只以中心軸為例。（一） 軸的力學模型的建立：1 軸上力的作用點位置和支點跨距的確定：齒輪對軸的力作用點按簡化原則應在齒輪寬度的中點，因此可決定中間軸上的兩齒輪力的作用點位置。軸上安裝的30210軸承，從表12-6可知它的負荷作用中心到軸承外端面的距離，故可計算出支點跨

19、距和軸上各力作用點相互位置尺寸。支點跨距（實際）；低速級小齒輪的力作用點C到左支點A距離（實際）；兩齒輪的力作用點之間的距離（實際）；高速級大齒輪的力作用點D到右支點B距離（實際）。2 繪制軸的力學模型圖：初步選定高速級小齒輪為右旋，高速級大齒輪為左旋；根據(jù)中間軸所受軸向力最小的要求，低速級小齒輪為左旋，低速級大齒輪為右旋。根據(jù)要求的傳動速度方向，繪制的軸力學模型見圖7a。 圖6 軸的力學模型及轉矩、彎矩圖a）力學模型圖 b）V面力學模型圖c）V面彎矩圖 d）H面力學模型圖e）H面彎矩圖 f）合成彎矩圖g）轉矩圖 h）當量彎矩圖4設計軸上的作用力：齒輪2： 齒輪3： （三）計算反支力：4 垂直

20、面反支力（XZ平面）參看圖7b。 由繞支點B的力矩和，得： ，方向向下。同理，由繞支點A的力矩和，得：，方向也向下。由軸上的合力，校核：，計算無誤。5 水平面支反力（XY平面）參看圖7d。 由繞支點B的力矩和，得： ，方向向下。同理，由繞支點A的力矩和，得：，方向也向下。由軸上的合力，校核：，計算無誤。3 A點總反支力B點總反支力（四） 繪轉矩、彎矩圖：6 垂直面內的彎矩圖參看圖7c。 C處彎矩： D處彎矩： 2水平面內的彎矩圖參看圖7e。 C處彎矩： D處彎矩：合成彎矩圖，參看圖7f。 C處： D處： 4 轉矩圖，參看圖7g。 5 當量彎矩圖，參看圖7h。因為是單向回轉軸，所以扭轉切應力視為

21、脈動循環(huán)變應力，折算系數(shù)。 C處： D處： （五） 彎扭合成強度校核：進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。 根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調質處理，由課本表15-1查得。因，故強度足夠。（六） 安全系數(shù)法疲勞強度校核：對一般減速器的轉軸僅使用彎矩合成強度校核即可，而不必進行安全系數(shù)法校核。本處僅對安全系數(shù)叫合法作應用實例。 1判定校核的危險截面： 對照彎矩圖、轉矩圖和結構圖，從強度、應力集中方面分析，C截面是危險截面。需對C截面進行校核。2軸的材料的機械性能： 根據(jù)選定的軸的材料45鋼，調質處理，由課本表15-1查得：，。取，。7 C截面上的應力：因C截面有一

22、鍵槽，。所以：抗彎截面系數(shù)：?？古そ孛嫦禂?shù)：。 彎曲應力幅： ，彎曲平均應力。 扭轉切應力幅： ，平均切應力。8 影響系數(shù)：C截面受有鍵槽和與齒輪的過盈配合的共同影響，但鍵槽的影響比過盈配合的影響小，所以只需考慮過盈配合的綜合影響系數(shù)。由課本附表3-8用插值法求出：，取，軸按磨削加工，由課本附圖3-4求出表面質量系數(shù)：。故得綜合影響系數(shù)：， 。9 疲勞強度校核：所以軸在C截面的安全系數(shù)為： 取許用安全系數(shù)，有，故C截面強度足夠。五鍵的選擇和校核：這里只以中間軸上的鍵為例。由中間軸的西部結構設計，選定：高速級大齒輪處鍵1為，標記：鍵GB/T 10961979；低速級小齒輪鍵2為，標記：鍵GB/T

23、 10961979；由于是同一根軸上的鍵，傳遞的轉矩相同，所以只需校核短的鍵1即可。齒輪軸段；鍵的工作長度；鍵的接觸高度；傳遞的轉矩；按課本表6-2查出鍵靜聯(lián)接時的擠壓須用應力（鍵、齒輪輪轂、軸的材料均為45鋼調質）。，鍵聯(lián)接強度足夠。六滾動軸承的選擇與校核：這里只以中間軸上的滾動軸承為例。（二） 滾動軸承的選擇：根據(jù)載荷及速度情況，擬定選用圓錐滾子軸承。由中間軸的結構設計，根據(jù)，選取30210.其基本參數(shù)查表12-4，。（三） 滾動軸承的校核：軸承受力圖如圖8所示。1徑向載荷： 根據(jù)軸的分析，可知：A點總反支力，B點總反支力。 圖8 軸承受力圖 2軸向載荷： 外部軸向力，從最不利受力情況考慮

24、，指向A處1軸承（方向向左）；軸承派生軸向力由圓錐滾子軸承的計算公式求出：（方向向右）；（方向向左）。 因為，所以A處1軸承被壓緊，B處2軸承放松。故：，。 3當量動載荷： 根據(jù)工況（無沖擊或輕微沖擊），由課本表13-6查出載荷系數(shù)。 1軸承：因，由表12-6可知 2軸承：因，由表12-6可知 4驗算軸承壽命： 因，故只需驗算1軸承。軸承預期壽命與整機壽命相同，為8（年）365（天）8（小時）=23360。 其中，溫度系數(shù)（軸承工作溫度小于），軸承具有足夠壽命。七聯(lián)軸器的選擇：根據(jù)工作要，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器?？紤]到轉矩變化很小，取，則。按照計算轉矩小于

25、聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，差標準GB/T 50141985或手冊，選用HL6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為，孔徑，須用轉速為，故適用。標記：HL6聯(lián)軸器GT/T 50141985。八箱體結構的設計：（一）機體有足夠的剛度：在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度（二）考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱：因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm，為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為。（三）機體結構有良好的工藝性：鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便。（四）對附件設計

26、：1視孔蓋和窺視孔：在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。2油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。3油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。4通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通

27、氣器，以便達到體內為壓力平衡。5螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。6位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。7吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。九. 潤滑密封設計：對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。油的深度為（），所以。其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，連接表

28、面應精創(chuàng)，其表面粗度應為密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，。并勻均布置，保證部分面處的密封性。五、設計小結這次關于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過三星期的設計，使我對機械設計有了更多的了解和認識。我們以后的工作打下了堅實的基礎。機械設計是機械工業(yè)的基礎，是一門綜合性相當強的技術課程，它融機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、公差與配合、CAD實用軟件、機械工程材料、機械設計手冊等于一體。這次的課程設計，對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想；訓練綜

29、合運用機械設計和有關先修課程的理論，結合生產(chǎn)實際關系和解決工程實際問題的能力；鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。在這次的課程設計過程中，綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能，結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計，一方面，逐步提高了我們的理論水平、構思能力、工程洞察力和判斷力，特別是提高了分析問題和解決問題的能力，為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。六、參考資料1機械零件手冊，第5版。北京：高等教育出版社，2001。2機械設計課程設

30、計手冊，第2版。北京：高等教育出版社，1999。3機械原理與設計課程設計。北京：機械工業(yè)出版社，2005。4機械設計課程設計圖冊，第3版。北京：高等教育出版社，1989。5機械設計手冊，第4版。北京：化學工業(yè)出版社，2002。6機械設計，第7版。北京：高等教育出版社，2001。7機械零件。北京：高等教育出版社，1987。8機械設計課程設計。武漢：華中理工大學出版社，1995。9齒輪手冊。北京：機械工業(yè)出版社，1990。10幾何量公差與檢測，第3版。上海：上?？茖W技術出版社，1993。11機械設計手冊，第2版（修訂）。北京：化工學院出版社，1987。12寶鋼減速器圖冊。北京：機械工業(yè)出版社，1995。13機械設計實用手冊。北京：化工學院出版社，1999。14新編機械設計師手冊。北京：機械工業(yè)出版社，1995。15機械設計課程設計手冊。北京：中央廣播電視大學出版社，1998。16簡明機械零件設計實用手冊。北京：機械工業(yè)出版社，1999。17機械設計課程設計，第3版。北京：機械工業(yè)出版社，2000。18機械設計綜合課程設計。北京：機械工業(yè)出版社，2003。37