机械设计课程设计计算说明书-带传动－单级圆柱斜齿减速器.doc

机械设计课程设计 机械设计课程设计计算说明书带传动单级圆柱斜齿减速器专业班级： 设 计 者： 学 号: 指导教师： 日 期： 2009 年 12 月 24 日重 庆 交 通 大 学目 录一、机械设计任务书3二、传动方案拟定4三、电动机的选择5四、计算总传动比及分配各级的传动比6五、运动参数及动力参数计算6六、传动零件的设计计算7七、轴的设计及其校核计算14八、滚动轴承的选择和校核22九、键联接的选择及校核27十、联轴器的选择27十一、润滑和密封类型的选择27十二、减速器的附件选择设计28十三、减速器箱体设计30十四、小结31十五、参考资料32一、机械设计任务书设计题目: 带式运输机的传动装置设计者: XXX 学号：设计数据及要求1、 设计题目设计用于带式运输机的“带传动单级圆柱斜齿减速器”，图示如下，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，使用期限8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为5%。 2、设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)25001.182803、设计要求1、每人单独一组数据，要求独立认真完成。2、 按时完成设计图绘制，图纸要求：（1）、按照装配图绘制要求减速器装配图一张（A0）。（2）、按照零件图绘制要求绘制零件图两张（A3，齿轮、轴）。3、按时完成设计计算说明书1份。4、课程设计的主要内容：1 确定或评价传动装置的总体设计方案，；2 选择电动机；3 计算传动装置的运动和动力参数；4 传动零件、轴的设计计算；5 轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；6 机体结构及其附件的设计；7 绘制装配图及零件工作图；8 编写设计计算说明书；9参考机械设计课程设计的相关章节进行设计。二、传动方案的拟定及说明1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。运输带工作拉力F=2500N运输带工作速度V=1.18m/s卷筒直径D=280mm此传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。齿轮的位置对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。另外，该方案的电机不会与箱体发生干涉。技术条件与说明：1）传动装置的使用寿命预定为8年每年按300天计算，2班制工作每班按8小时计算；2）工作机的载荷性质是较平稳、空载启动，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度。3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；4）输送带允许的相对速度误差5%。三、电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相交流异步电动机。2.选择电动机的容量工作机的有效功率为： Pw=FV1000=25001.181000=2.95从电动机到工作机输送带间的总效率为： 式中，1、2、3、4、5分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒和带传动的传动效率。由设计手册可知：1=0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.96，5=0.96，则，=0.990.9820.970.960.96=0.850所以电动机所需工作功率为：Pd=PW=2.950.850=3.47KW 3.确定电动机的转速V带传动比i=24.单级圆柱斜齿减速器传动比i=36，则=624.工作机卷筒轴的转速为：nw=601000vd=6010001.18280=81r/min 所以电动机转速的范围为：nd= 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由有关手册选定电动机的型号为：Y132M1-6，其主要性能如表1.1所示，电动机的 主要外形和安装尺寸如表1.2所示。 表1.1 Y132M1-6型电动机的主要性能电动机型号额定功率/kw满载转速/（rmin-1）Y132M1649602.02.0 表1.2 Y132M1-6型电动机的外形和安装尺寸型号HABCDEFGDGKbb1b2hAABBHAL1Y132M13221617889388010833122802101353156023818515 四.传动装置的总传动比并分配传动比总传动比 i=nmnw=9608111.85分配传动比 =2.54.74即i=2.5，i=4.74五.计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速轴： n=nmi1=9602.5=384r/min轴： n卷筒轴： 2.各轴的输入功率轴： p=3.470.990.96=3.30kw轴： 卷筒轴： =3.140.980.99=3.05kw3.各轴的输入转矩电动机轴的输入转矩Td为：Td=9.55106Pdnm=9.551063.47960=3.45104Nmm轴： T=Td51i1=3.451040.960.992.5=8.20104轴： Nmm卷筒轴： 将以上结果汇总于表1.3如下：轴名功率P/（kw）转矩T/(N传动比i2.5转速n/（r）电机轴3.473.45104960轴3.308.201044.74384轴3.143.69105181卷筒轴3.053.58105810.970.95效率0.95六传动零件的设计计算（一）V带轮的传动设计1.确定计算功率由手册查的工作情况系数2.选择V带的带型 根据。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速V（1）初选小带轮的基准直径dd ，由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径Pd1=140mm。（2）验算带速Vv=dd1n1601000=140960601000=7.03m/s因为5m/s（3）计算大带轮的基准直径dd2，dd2=idd1=2.5140=350mm.根据教材表8-8得dd2=355mm.4.确定V带的中心距a和基准长度Ld（1）初定中心距（2）计算带所需的基准长度 = 选带的基准长度Ld=2000mm。（3）计算实际中心距a5.验算小带轮上的包角6.计算带的根数Z（1）计算单根V带的额定功率Pr 。 （2）计算V带的根数Z7.计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.18kg/m，所以，(F0)min=500(2.5-ka)pcakazv+qv2=5002.5-0.953.80.9527.03+0.187.032N=229N8.计算压轴力压轴力的最小值为：( （二）齿轮的设计1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数（1）按照题目所给的传动方案，用圆柱斜齿齿轮。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择：大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（4）选小齿轮的齿数Z1=23，则(5)选取螺旋角。初选螺旋角=1402.按齿面接触强度设计由公式： （1）确定公式内的各个计算数值试选载荷系数。Kt=1.6.计算小齿轮传递的转矩。T1=95.5105P1n1=95.51053.30384=8.207104Nmm由表10-7选取齿宽系数由表查的材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。计算应力循环次数。.由图10-19取接触疲劳寿命系数。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得H1=KHN1lim1s=0.946001=564MpaH2=KHN2lim2s=0.975501=533.5Mpa.由图10-30选取区域系数ZH=2.433.由图10-26查得.许用接触应力H=H1+H22=564+533.52=548.75Mpa（2）计算计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度V。V=d1tn1601000=51.32384601000=1.03m/s计算齿宽b及模数mnt.。 =151.32=51.32mm mnt=d1tcosz1=51.32cos1423=2.17mm h=2.25mnt=2.252.17mm=4.88mm bh=51.324.88=10.52计算纵向重合度 =0.318dz1tan=0.318123tan14=1.824.计算载荷系数K.已知使用系数KA=1,根据v=1.03m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.08;由表10-4查得KH=1.40;由图10-13查得KF=1.31;由表10-3查得故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.081.21.40=1.81.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=51.3231.811.6mm=53.47mm.计算模数mn。 mn=d1cosz1=53.47cos1423=2.26mm 3.按齿根弯曲强度设计由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为（1） 确定公式内的各个计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；取弯曲疲劳寿命系数.计算弯曲疲劳许用力。取弯曲疲劳系数S=1.4。F1=KFN1FE1S=0.855001.14Mpa=303.57Mpa F2=KFN2KFE2S=0.883801.14Mpa=238.86Mpa计算载荷系数K。K=KAKVKFKF=11.081.21.31=1.70根据纵向重合度从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88。计算当量齿数。 ZV1=Z1(cos)3=23(cos14)3=25.18 ZV2=Z2(cos)3=109(cos14)3=119.32查取齿形系数。由表查得 查取应力校正系数。计算大、小齿轮的YFa1Ysa1F并加以比较。YFa1Ysa1F1=2.6181.591303.57=0.01372YFa2Ysa2F2=2.1611.811238.86=0.01638大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得模数m=1.66圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=53.47mm，算出小齿轮齿数z1=d1cosmn=53.47cos142=25.94取 z1=26.则这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算(1) 计算中心距 将中心距圆整为154mm. (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数aKZH等不必修正。（3）计算齿轮分度圆直径 d1=z1mncos=226cos14.6=53.7mm d2=z2mncos=2123cos14.6=254.21mm(4)计算齿轮宽度b=dd1=153.7=53.7mm，圆整为55mm，故取 。(5)齿轮零件图如图所示：齿轮各参数如表1.4表1.4如下所示：名称符号计算公式及结果法面模数mnmn=2端面模数mtmt=mncos=2cos14.6=2.07mm法面压力角nn=20端面压力角tt=arctantanncos= arctantan20cos14.6 =20.61螺旋角=14.6齿顶高hh=12=2mm齿根高hfhf=（+）mn=(1+0.25) 2=2.5mm全齿高hh=h+hf=2+2.5=4.5mm分度圆直径d1d1=m1z1cos=226cos14.6=53.7mmd2d2=m2z2cos=2123cos14.6=254.2mm齿顶圆直径da1da1=d1+2h=53.7+22=57.7mmda2da2=d2+2h=254.2+22=258.2mm齿根圆直径df1df1=d1-2hf=53.7-22.5=48.7mmdf2df2=d2-2hf=254.2-22.5=249.2mm基 圆直 径db1db1=d1cost=53.7cos20.61=50.26mmdb2db2=d2cost=254.2cos20.61=237.9mm中心距aa=(Z1+Z2)mn2cos=(26+123)22cos14=153.56mm取a=154mm七轴的设计及其校核计算（一）轴的设计与计算。1.已知=3.30kw, =, n1=384r/min.2. 求作用在齿轮上的力。 Ft=2T1d1=28.2010453.73054N Fr=Fttanncos=3054tan20cos14.6=1148.7N Fa=Fttan=3054tan14.6=795.5N3. 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr, 调质处理。查表得A0=100,因轴的跨度还未确定，先按轴所受的转矩初步计算轴的最小直径。考虑到有键槽对其强度的影响，故需把轴径加大（57）%，故取d=22mm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示：（2）根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度1）将齿轮放在箱体中央，轴承对称布置。由于小齿轮分度圆直径d=53.7mm，考虑到，故应做成齿轮轴。2）初定d1=22mm，根据式取l1=38mm，段左端需要做一轴肩，轴肩高度h=(0.07-0.1)d1取h=2mm，所以d2=25mm. 3）. 初步选择圆锥滚子轴承。选用圆锥滚子轴承。参照工作要求，d2=25mm，选取深沟球轴承30206，内径为30mm，所以d3=d6=30mm。4）.因段右端和段左端需要一轴肩定位。故取。5）.取齿轮距箱体的距离为a=13.5mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定深沟球轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=10.5mm，已知深沟球轴承的宽度T=17.25mm，齿轮轮觳的长L=55mm。轴承右端的档油环右端超出箱体的距离取为2.25mm故L3=T+s+2.25=30mm，同理，L6=T+s+2.25=30mm。6）.轴承端盖总宽度为30.5mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与带轮右端面的距离为l=30mm,故取L2=30.5+30=60.5mm。（3）轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接，由d1=22mm查表得平键截面为，其长度取=22mm。同时选择皮带轮与轴的配合为。轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为1.5mm。5.计算轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。 计算轴的各参数如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FF=F=1527N弯矩MMH=92383.5NmmMV1=45427.635Nmm MV2=24068.715Nmm总弯矩 M1=M2H+MV12=53836.6NmmM2=M2H+MV22=95467.3Nmm扭矩TT=370209N.mm6. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据扭转应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为： 前面已选定轴的材料为40Cr, 调质处理，查得。因此e,则X=0.4,Y=1.6则有P1=1.10.41701.6+1.61288.6=3016.64N Fa2Fr2 = 493.11577.9=0.31e, 则X=1,Y=0.则有P2=1.1Fr2=1.11577.9=1735.69N6轴承验算 因为P1P2,所以按轴承1的受力大小计算取温度系数Lh1=311936h故轴上的轴承满足需求。 （三）轴的设计与计算。1.已知=3.14kw, =, n=81r/min2. 求作用在齿轮上的力。Ft=2Td2=23.69105254.21=2903.1N Fr=Fttanncos=2903.1tan20cos14.6=1091.9N Fa=Fttan=2903.1tan14.6=756.2N3. 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢, 调质处理。查表得A0=100,于是dmin=A03Pn=10033.1481=33.8mm考虑到有键槽对其强度的影响，故需把轴径加大（5-7）%，故取d=36mm。输出轴的最小直径是安装联轴器出轴的直径，为了使所选的直径d与联轴器的孔径相适宜，所以需要同时选择联轴器的型号。 联轴器的计算转矩其中取，取KA=1.3，则： Tca=KAT=1.33.69105=4.797105Nmm 按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查手册，选用LT7型弹性套柱销联轴器Y型，半联轴器的孔径为d=42mm故，取。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示：（2）根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度1）将齿轮放在箱体中央，轴承对称布置。2）. 定。为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故取L1=110mm。段右端需要制出一轴肩，故取d2=47mm3）. 初步选择轴承。选用圆锥滚子轴承。参照工作要求，d2=47mm，选取圆锥滚子轴承30210，内径为50mm，所以d3=d6=50mm。4）.取齿轮距箱体的距离为a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=10.5mm，已知圆锥滚子轴承T=20mm，齿轮轮觳的长L=50mm。右面轴承的左档油环右端超出箱体的距离取为3mm 故l6=T+s+3=33.5mm。5）段右端需要一轴肩定位。故取d4=55mm。齿轮轮觳的宽度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮轮觳的宽度，故，取l4=52mm。齿轮右面需要轴环定位，故，取d5=62mm，。6）.轴承端盖总宽度为29.5mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与带轮右端面的距离为,故取。7）已知滚动轴承宽度T=21.75mm，并设置挡油环，套筒等物体，故取L3=48.5mm（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接，查手册齿轮与轴连接选平键161045，联轴器与轴连接选平键108100。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为，同样，半联轴器与轴的配合为。轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为1.5mm5.计算轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。由已知得， 由力学关系式： 得： MH=FNH150=72577.5Nmm同理： FNV1=Fr2+Fad12L=704.752NFNV2=Fr2-Fad12L=387.12N得： MV1=FNV150=35237.6N MV2=FNV250=19356.5N所以，MVC1=MH12+MV12=80679.5N，T=T2=370209Nmm 6. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据扭转应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为：ca=M2+(T2)2W=54.87Mpa前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，查表得许用弯曲应力。因此，故安全。（四）.轴上的滚动轴承的校核（1）根据条件，轴承预计寿命为：=283008=38400h（2）已知Fa=756.2N,n=81rmin,Fr1=FNV12+FNH12=704.7522+1451.552=1613.6NFr2=FNV22+FNH22=387.122+1451.552=1502.3N（3）初选的滚动轴承为：圆锥滚子轴承30210型。查教材可知，Fs=Fr2Y 。查手册可知，当时，X=0.40,Y=1.4;当e时，X=1,Y=0,其中e=0.42,动载荷C=73300N, 基本静载荷CO=92100N。则Fs1=Fr12Y = 576.3N, Fs2=Fr22Y = 312.9N,（4）压紧与放松的判别Fs2+Fa=312.9+756.2=1069.1N 即轴承1被压紧，轴承2被放松故Fa2=Fs2=312.9N,Fa1=Fs2+Fa=312.9+756.2=1069.1N(5)计算当量载荷轴承的当量动载荷计算公式为：P=，Fa1Fr1 = =0.66e,则X=0.4,Y=1.4.则有Fa2Fr2 = 312.91502.3=0.21e, 则X=1,Y=0.则有P2=1.1Fr2=1.11502.3=1652.5N6轴承验算因为P1P2,所以按轴承1的受力大小计算取温度系数Lh1=19721591h故轴上的轴承满足需求。八键连接的选择及校核1.轴上的键的连接。带轮与轴的周向定位采用平键连接，由查表得平键截面为，其长度取=24mm。轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。故，选择圆头普通平键（A型），b=6mm,h=6mm,L=24mm。键的材料为45钢。由相关资料查得键连接的许用应力为120Mpa。故，强度满足。2.轴上的键的连接。齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接。齿轮与轴连接：由d=55mm，选圆头普通平键（A型）161045，键的材料为45钢。由相关资料查得键连接的许用应力为120Mpa。联轴器与轴连接选：由d=42mm，选圆头普通平键（A型）108100，键的材料为45钢。由相关资料查得键连接的许用应力为120Mpa。故，强度满足。九联轴器的选择由机械设计手册查得，根据已知条件，选用按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查手册，选用LT6型弹性套柱销联轴器Y型，半联轴器的孔径为d=32mm，。十.润滑和密封类型的选择1.润滑方式（1）齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为42mm。（2） 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。（3）润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。2.密封类型的选择（1）轴伸出端的密封。轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。（2）箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3. 轴承箱体内，外侧的密封（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。十一.减速器的附件选择设计1.观察孔及观察孔盖的选择与设计 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表4-15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为和。2.油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。3. 通气器的选择 通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表4-15-6选型通气帽。4.放油孔及螺塞的设计 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表4-15-7选型外六角螺塞。5.起吊环、吊耳的设计 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。为吊起整台减速器，在箱座两端凸缘下部铸出吊钩。6起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。7定位销选择 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。十二.减速器箱体设计名称符号计算公式结果机座壁厚0.025a+188机盖壁厚10.02a+188机座凸缘厚度1.512机盖凸缘厚度 1.5112机座底凸缘厚度20地脚螺钉直径0.036a+12 M18地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径0.75df M14机盖与机座联接螺栓直径(0.50.6)d f M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8窥视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M7定位销直径=（0.70.8）7，至外机壁距离查机械课程设计指导书表18，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表16外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(58) 40内机壁至轴承座端面距离L2d+c1+c2+(58)48齿轮顶圆与内机壁距离D11.2d 10齿轮端面与内机壁距离D2d 8机盖、机座肋厚m1、m2m10.85d1，m20.85dm1= m2=6.8轴承端盖外径D2D+(55.5)d3125(轴)165(轴)轴承旁联接螺栓距离SSD2125(轴)165(轴)轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3 9十三.小结课程设计是我们第一次真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实际锻炼。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的设计工作打下了坚实的基础。课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而每一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服。另外，对我们以前所学过的知识，要求也很高，对于以前学过的而又忘记的知识，我们就只有翻书和查阅相关资料。当我们去翻以前的书的时候，就可以补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。由于时间紧迫，设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。十四.参考文献1濮良贵，纪名刚 主编.机械设计，第八版.北京：高等教育出版社，2006年5月2 王连明，宋宝玉 主编.机械设计课程设计。哈尔滨工业大学出版社，2008年1月3荣涵瑞 主编. 机械设计课程设计简明手册，哈尔滨工业大学出版社，2005年1月 - 36 -