设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器

计算结果2LX一、设计任务书（一）、题目设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器（二）、原始数据运输机工作轴转矩 T:800N.m运输带工作速度 V:0.70m/s卷筒直径D:350mm（三）、工作条件连续单向运转，空载启动，中等冲击，使用期限为10年，双班制工作，运输带速度允许误差为土5%二、传动方案的分析与拟定（1）为满足工作机的工作要求（如所传递的功率及转速），且综合考虑其在结构简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对本次设计采用展开式二级圆柱齿 轮减速器.。该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。传动方案简图 如下所示1电动机2V带传动3一二纵圆柱齿轮喊遂器白i一联他u5一超6运输嘴对传动简图中各标号零件的说明：1电动机 2- 联轴器3 一二级圆柱齿轮减速器4运输带 5 带筒三、电动机的选择计算（一）、选择电动机的类型和结构形式：根据工作要求采用 丫系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机, 电压380V。（二）、选择电动机的容量：按照机械设计课程设计中式（2-4 ）,电动机所需工作功率为：Pd &按照机械设计课程设计中式（2-1 ）工作机所需功率为:Tnw800 38.22950095003.22(kw)传动装置的总效率为:Y =0.825所需电动机效率为：Y =0.825Pd3.22 3.90kw0.825因载荷平稳，电动机的额定功率Pd 3.90kwPed选略大于Pd即可。由表16-1Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率（三）、确定电动机的转速按照机械设计课程设计中式（2-3 ）卷筒轴工作转速60 1000vnw 38.22r/minPed 为 3.90kw 。nw 38.22r / minV带传动比i带=24二级圆柱齿轮减速器为i减=840 ;则总传动比的范围为，i i带i减=16160故电动机转速的可选范围为nd i nw （16160） 38.22 611.52 6115.2r /min符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min, 3000r/min 三种。方案对比：如下表所示，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格以及总传动比，可以看出，如为使传动装置结构紧凑，选用方案1效果较好；如考虑电动机重量和价格，则应选用方案2。现选用方案2。选定电动机的型号为 Y132M-4Y132M-4方 案电动机型号额定功率Ped / KW电机转速 n/（r/min）同步转速满载转速1Y132S2-27.5300029202Y132M-47.5150014403Y160M-67.51000970电动机数据及总传动比:四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 （一）、传动装置总传动比的确定和分配 1、传动装置总传动比nm_1440nw 38.2237.68i 总=37.68其中，nm为选定的电动机的满载转速2、分配传动装置各级传动比减速器的传动比i减为i 总 38.68 i减二i 03=12.89取两级圆锥-圆柱齿轮减速器高速级的传动比i1 (1.4i减)0.5=(1.4 12.89 严=4.25则低速级的传动比i2=一i112.89 Ac。3.034.25（二）、传动装置运动及动力参数的计算1、（电机轴）：2、3、4、5、P0n。ToniPd 3.90kwnm 1440r / min9550 P0n0（高速轴）P00195503.90144025.86( N m)P03.900.96 3.74kwn0480r / mini09550 且 n195003.7448074.41(N m)T3（中间轴）123 3.90 0.96 0.993.70kwi14804.259550 火1（低速轴）P223112.94r / min95003.70112.94312.87( N m)n2i2P23 3.90 0.99 0.973.55kw112.943.039550 P3 n3（滚筒轴）P33437.27r/min9500P33.55 909.64( N m)37.274 3.55 0.99 0.993.48kwi14.25Y112M-6P0 3.90kwn0 1440r / minT0 25.86(N m)R 3.74kwn1 480r / minT1 74.41(N m)P2 3.70kwn2 112.94r / minT2 312.87( N m)P3 3.55kwn3 37.27r / minT3 909.64( N m)P4 3.48kwn4 n3 37.27r/minT4 9550 Pl9500 3.48891.71(N m)山37.276、说明1 3轴的输入功率或输出转矩，分别为各轴的输入功率或输入转矩乘 轴承效率0.997、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示n4 37.27r / minT4 891.71(N m)轴 名功率P / KW转矩 T/ (N ? m)转 速n/(r/min)传动比 i效率刀输入输出输入输出电机轴3.9042.84144034.253.0310. 960. 960. 960. 981轴3.743.5974.4171.434802轴3.703.55312.87300.36112.943轴3.553.41909.64873.2537.27卷筒轴3.483.41869.54852.1537.27各轴运动和动力参数五、传动零件的设计计算 减速箱内传动零件设计(一)、圆柱齿轮传动：1、选择材料，确定许用应力由机械设计表10-1得，小齿轮用40cr表面淬火，硬度为 48-55HRC,取为55;大齿轮用45钢表面淬火，硬度为 40-50HRC,取为45。 小齿轮许用接触应力H1 500 11 55 1105MPaH1 1105MPa计算结果H2 995MPaf 297.5MPa f1f 272.5MPa 2乙 20,Z3 24Z2 95Z2 74Mn1 d1.6KT cos 2:d fZ12.33 ，取 Mn12.5Mn1 2.5Mn2 3.5大齿轮许用接触应力H2500 11 45 995MPa小齿轮许用弯曲应力f160 2.5 55 297.5MPaf1大齿轮许用弯曲应力f 160 2.5 45 272.5MPa 22、齿面接触疲劳强度设计(1)、选择齿数通常 Z12040,取 Z120, Z3 24Z2 iZ 4.25 22 95Z4i2Z3 3.03 24 74(2)、小齿轮传递的T16 PT1 9.55 106 -74410N mn16 F2T3 9.55 102 312865N mn(3)、选择齿宽系数由于齿轮为非对称分布，且为硬齿面，所以取W d =0.5(4)、确定载荷系数KK=1.31.6,由于齿轮为非对称布置，所以取K=1.5(5)、计算法面膜数：一般 1 80 20,取 112, cos 1 0.978当量齿数Zv124, Zv2 78齿型系数由1表9-7查的YF1 2.67 ,YF2 2.27取Yf1般 1 80 200，取 1 120, cos 1 0.978当量齿数Zv3 26, Zv4 61齿型系数由机械设计查图10-17的YF3 2.60, YF4 2.28取YF31.6KT IYFcosMn2 3 3.08 取 Mn2 3.5.d Fz1(6)、齿轮几何尺寸的计算Zi Z2 Mni什 确定中心距ai 115.03 取ai 1152cos 1Z3 Z4 Mn2a2 145Mn2 3.5a1 115a2 1452cos 2计算结果111.96计算3角i分度圆齿顶圆直径齿根圆直径齿宽b2b1b4b3Z1 Z2 Mn10ar cos 11.962a1Z1 Z2 Mn20ar cos 12.13d2d3da1da2da3df10Z1Mn1cos 1Z2Mn1cos 1Z3Mn2cos 2Z4Mn2cosd1d2d3d4d1d2d3d453.680 mm183.937mm85.890 mm203.988mm2mn12mn12mn22mn22.5mn153.6802 2.52.5mn1178.93785.8902.5mn2cos 10.978cos 1 0.97858.680mmd1d2d3d42 2.52 3.5203.988 2 3.52.5mn2183.937 mm92.890mm210.988mm53.680 2.5 2.5 47.430mm176.380 2.5 2.5 172.687 mm85.890 2.5 3.5 77.140mm203.988 2.53.5195.238 mmd d10.553.680 26.840mm取b230mmb2b2 5d d3b4 5齿面接触疲劳强度校核300.5455 35mm85.890 42.945mm5 50mmKT1 i 1hi 610 bid1d1取b445mm满足强度要求b1b4b312.13053.680mm183.937 mm85.890mm203.988mm30mm35mm45mm50mmH2 610KT1 i 1b2d2d2i满足强度要求KT2 i 1H3 6101 bid3d3KT 2 i 1H4 610, bid4d4H4满足强度要求满足强度要求验证速度误差d3n23.14 85.89 112.94 - / ,0.51m/ s 60 100060 1000由表19-8取10级精度Dn43.14 350 37.2740.683m/s60 100060 1000Vv0.69 0.6830.69100%1.0%5%齿轮设计满足工作要求由机械设计查表（二）、高速级普通V带传动的设计计算 1、确定设计功率Pc10-2 , KA 1.1 ,已知 PPd 3.90kw根据1式（8-15）设计功率为：Pc KA P 1.1 3.90 4.29kW2、选定带型根据机械设计表 8-1确定为A型V带3、小带轮和大带轮基准直径取小带轮基准直径dd1112mm,则大带轮基准直径 dd2 3 112 336mm 取dd2 355mm4、验算带速dn An根据机械设计式（8-13）,带速v为v 山一 8.44m/s60 1000带速太高则离心力大，使带与带轮间的正压力减小，传动能力下降；带速太低，在传递相同功率 时，则要求有效拉力 Fe过大，所需带的根数较多，载荷分布不均匀，则一般带速在5-25m/s范围内，符合要求。Pcdd1dd24.29kW112mm355mm8.44m/ s5、初定中心距中心距过大，则结构尺寸大，易引起带的颤动；中心距过小，在单位时间内带的绕转次数会增加，导致带的疲劳寿命或传动能力降低。中心距a直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕转次数。根据机械设计式（8-20）,中心距a0为：0.7 dd1 dd2a0 2 ddi dd2326.9 a0 934取 a0 550mma0550mm6、初算带基准长度根据1式（7-14）,带的基准长度Ld0为Ld02% dd121dd2dd2 dd1 24a0Ld0 1800mm=2 5501122355355 112 1860.402mm4 550由机械设计式（8-2 )选取标准基准长度 Ld0 1800mm7、实际中心距由机械设计式（a a。Ld -Ld028-23),实际中心距a为1800-1860.402 ,550519.799mm2a=520mma=520mm考虑到安装，调整和补偿张紧的需要，实际中心距允许有一定变动。取 8、验算小带轮包角由机械设计式（8-25 ），小带轮包角1为o dd, ddo o1 180o 21 57.3o 180o355 11255057.3o 153.23120故小带轮包角 1120 ,符合要求9、V带根数由机械设计式（8-26） V带根数ZZ为：PdP0P0 K Kl取Po1.62KWP00.17KW0.93Kl1.01Z=5所以Z 4.907 根取Z 5根。10、单根V带张紧力初拉力Fo过小，传动能力小，易出现打滑；初拉力Fo过大，则带的寿命低，对轴及轴承的压力大，一般认为，既能发挥带的传动能力，又能保证带寿命的单根V带的初拉力由机械设（8-27）,单根V带的张紧力为：F02.5 K500 K Zv2PC qv由机械设计表8-3查彳导q 0.10kg / m计算结果Fo 213.394N故 Fo 213.394N11、作用在轴上的压力由机械设计式（8-31 ）,带作用在V带上的压力Fq为：1153.23FQ 2076NFQ 2F0Z sin 1 2 213.394 5 sin 2076N22六、轴的计算（一）、初步计算轴的最小直径A、高速轴设计1、选择轴的材料45号刚调质处理2、轴径的初步计算确定A值45 号刚，A=103126,因为为减速器的高速轴，所以A取较大值A=120初步计算直径d A 3 且 120 3 374 23.79mm、n1 480取 d=35mmB、中间轴设计1、选择轴的材料45号钢调质处理2、轴径的初步计算确定A值45 号钢，A=103126D1=35mmD2=50mmD3=60mm因为为减速器的中间轴，所以A取中间值，即 A=105初步计算直径d A 3 P1105 3 3.7033.59mm1112.94 考虑键槽（两个）对轴强度削弱的影响，应将直径加大7%取d2 =50 mmC、低速轴设计1、选择轴的材料45号刚钢调质处理2、轴径的初步计算：确定A值45 号钢，A=103126因为为减速器的中间轴，所以A取中间值，即 A=105选用轴承7208G 7210c7212c初步计算直径d A 3/且 105 年5547.95mm n1 37.27 考虑键槽对轴强度削弱的影响，应将直径加大3%取d2 =60 mm（二）、选择滚动轴承及联轴器1、角接触球轴承因为是斜齿齿轮传动，所以角接触球接触轴承。初步选定三轴轴承分别为 7208G 7210G 7212C2、联轴器a、选联轴器类型运输机的安装精度一般不高，易用挠性联轴器，输出端转速低，动载荷小，转矩 较大，选用结构简单、制造容易、具有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振能力弹性柱销 联轴器。b、输出轴端联轴器的选择计算i）计算转矩TcT=848.02N m由机械设计表14-1查取工况系数K=1.5Tc KT 1.5 848.02 1272.03N mc、选择型号由P141查得HL2型型号公称直径Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmHL231556003062（三）、输出轴的校核计算1、画出轴的结构简图，确定轴上的作用力主动轮上的转矩为T=909.64N m作用在齿轮上的圆周力Ft,径向力Fr,轴向力Fa分别为Ft2T32 909.64 10008.92kNd4203.988FrFt tanan / cos3.55kNFaFt tan9.60 0.314 3.02kN2、作水平面内的弯矩图Ft 94.5支承反力：Rha6.35kN52.5 94.5Rhb FtRha8.92 6.35 2.57kN截面C处的弯矩:MhcRha 52.5 333.38N m3、作垂直面内的弯矩图支承反力:244.8NRVAFtRHARVAF2Fad42l(3.553.02 194.97 )kN2 (52.5 94.5)RVBFtRHARaFr2Fd (3.553.02 194.973764.2N 截面的弯矩:2l 22 (52.5 94.5)左侧 MVC左RVA 52.5 -244.8 52.5 10-312.85N m右侧 MV* RVB 94.5 3764.2 94.5 10 3 355.71 N m4、作合成弯矩M图截面 C左侧的合成弯矩： MC1 JM2C_M%左 J333.382 12.852 333.62N m截面C右侧的合成弯矩:Mc2 ,MHc MVC333.382 355.712 487.52N m5、作转矩T图 T=899.77N m6、作当量弯矩Me图，因单向传动，转矩可认为按脉动循环变化，所以应力校正系数取 。.6危险截面C处的当量弯矩Mec .,MC2 ( T)2,487.522 (0.6 899.77)2 727.41N m7、校核危险截面轴径3 M ECEl 1b3.727.41 1000 45.99mm 0.1 75在结构设计草图中，此处轴径为 65mm故强度足够(四)、轴承的校核低速轴1、滚动轴承的选择7212c型，轴承采用正装2、验算滚动轴承寿命(1)确定Cr由表11-4查得7212C型轴承基本额定动载荷 Cr 61.0kN基本额定静载荷 C0r48.5kNMec 727.41 N mCr61.0kNCr48.5kNFa(2)计算C0值，并确定e值Fa2.84kNCr2.84.48.50.059Fa2.84kNFaCr0.0580.087e0.430.46用线性插值法确定 e值e= 0.432, Y 1.24计算内部轴向力FS(3)已知:RHA 6.35kN,RHB 2.57kNe= 0.432, Y 1.24Rva244.8N , FVb3764.2N则：Fr12_2244.8)2 635026354.71N25702 3764.22Fr24557.96N(4)因为FS1FS2Fr12YFr22Y6354.71 2562.38N2 1.244557.96 1837.89 N2 1.24计算轴承所受的轴向载荷FaFS2 (2840 1837.89)FS1此时整个轴有向左移动的趋势，所以轴承“压紧”，而轴承2被“放松”Fr15993.2NFr25030.8NFa FS2 (2840 1837.89)N4677.89NFa2FS2 1837.89N(5)计算当量动载荷PrFS1F S22324.8N2043.3N轴承1： F1F.1查表12-12 得:Xi0.44,Y1.22Pr1X1R1 YFa10.44 6364.71 1.224677.89 8503.10 N4677.89 八0.7366354.71轴承2: F2Fr21837.890.4034557.96查表12-12 得:X20. 44,丫21. 22Pr2X2Fr2Y2Fa20.44 4557.961.22 1837.894247.73NPr2Pr1 ,轴承1危险(6)验算轴承寿命因为轴承1比轴承2危险,所以在此只校核轴承 1,若其寿命满足工作要求，则低速轴所选轴承合适1）选择温度系数ft ,载荷系数fp,寿命指数f f 1 0认为轴承的工作温度t 120。，所以ft 1.0 f1 0工作时有轻微冲击，取1P对于球轴承,2）预期寿命Lh双班制工作,使用期限为10年，Lh 54750h3）计算轴承1寿命16667 ftCLh()nfpP16667 ( 1 61000 )3 16510337.27 1 8503.10Lh所以所选轴承满足寿命要求。七、键连接的强度校核（一）中间轴一一从动轮段 1、选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键（A型）根据d50mma亥轴段长度，取键长 L40mm2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr,且轻微振动由表14-2查得许用应力取p120MPap J411. 7Nm 10 406144mm26mm2T dkl411.71000 158. 34MPa50426p故采用双键，按 强度符合要求。180布置，按1.5个键计算p/ 1. 5105. 56MPa pp J（二）低速轴一一齿轮段 1、选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键（A型）根据d60mn该轴段长度,取键长 L55mm2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr,且轻微振动由表14-2查得许用应力取p120Mpa912.3N m h t 1165mml L b 55 1837mm2Tdkl2 912.31000605 37164MPa p故采用双键，按180布置，按1.5个键计算p p/1.5109.3MPa p强度符合要求。（三）低速轴一一联轴器段1、选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键（A型）根据d40mn该轴段长度，取键长 L105mm2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr,且轻微振动由表14-2查得许用应力取p120MpaT912.3N mk h t 8 44mmlL b 105 1293mm2Tdkl2 912. 3100040493117. 9MPa p强度符合要求。八、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择（一）齿轮的润滑1、润滑方式闭式齿轮传动的润滑方法取决于其圆周速度。v 3050mm,避免齿轮旋转激起沉积在箱底的污物，造成齿面磨损。4、油量二级传动，传递每千瓦功率需油量为：L=2 X （0.350.7）升=（0.71.4）升（二）轴承的润滑方法及浸油密封1、润滑方式高速级：d n 40 480 1,92查表3-4,采用脂润滑中间级：d n 45 147.69 0.66查表3-4,采用脂润滑低速级：d n 55 63.66 0.35查表3-4,采用脂润滑2、密封类型：采用挡油环（三）轴外伸处的密封设计1、类型采用毡圈油封，适用于脂润滑及转速不高的稀油润滑。2、型号低速轴：毡圈45JB/ZQ4606-86高速轴：毡圈30JB/ZQ4606-86（四）箱体为保证密封，箱体剖分面处的联接凸缘应有足够的宽度，联接螺栓的间距亦不应过大，以保证足 够的压紧力。为保证轴承座孔的精度，剖分面间不能加垫片，可以选择在剖分面上制处回油沟， 使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。但这种方法比较麻烦，为提高密封性能，选择在剖分面 间涂密封胶。（五）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，箱内温度升高、气体膨胀，压力增大，对减速器的密封极为不利， 因此在箱盖顶部的窥视孔盖上设置通气器，使箱体内的热胀气体自由排出，以保证箱体内外压力相等，提高箱体油缝隙处的密封性能。选择材料为 Q235的M18 X 1.5通气器，这种通气器结构 简单适用于比较清洁的场合。（六）放油孔螺塞与油面指示器为将污油排放干净，应在油池的最低位置处设置防油孔。平时放油孔用螺塞基封油垫圈密封。选用圆柱螺塞，配置密封垫圈，采用皮封油圈，材料为工业用革。 螺塞直径约为箱体壁厚的 2-3倍, 选用18mm。设计放油螺塞在箱体底面的最低处， 并将箱体的内底面设计向成孔方向倾斜 ，并在 其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。选择螺塞M18 X 1.5JB/ZQ4450-86。箱体设计中，考虑到齿轮需要一定量的润滑油，为了指示减速器内油面的高度，以保持向内正常 的油量，应在便于观察和油面比较稳定的部位设置油面指示器。选用带有螺纹的杆式油标。最低 油面为传动零件正常运转时所需的油面，最高油面为油面静止时高度。且游标位置不能太低，油 标内杆与箱体内壁的交点应高于油面。油标插座的位置及角度既要避免箱体内的润滑油溢出，又 要便于油标的插取及插座上沉头座孔的加工。选择杆式油标M12。九、箱体设计（一）结构设计及其工艺性采用铸造的方法制造，应考虑到加工时应注意的问题，例如壁厚应均匀，过度平缓，外形简单，考虑到金属的流动性，避免缩孔、气孔的出现，壁厚要求8,铸造圆角要求r 5mm,还要考虑到箱体沿起模方向应有1： 20的起模斜度，以便方便起模。要保证箱体有足够的刚度，同时要保证质量不会过大，因为初始设计时此减速器各个零件都较大，综合考虑壁厚取10mm,并在轴承座附近加支撑肋，选用外肋结构。另外，为提高轴承座处的联接 刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，但不得不与轴承端盖联接螺钉的螺钉孔干涉，为此轴承 座附近做出凸台，有一定高度以留出足够的扳手空间，但不超过轴承座外圆。凸台高度取40mm。箱盖、箱座的联接凸缘及箱座底凸缘应有足够的刚度。设计箱体结构形状时还应尽量减小机械加 工面积，减少工件和刀锯的调整次数，保证同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便 链孔并保证链孔精度。各轴承座外端面应位于同一平面，箱体两侧应对称，便于加工检验。尽量 减少加工面积，螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑，结构设 计满足连接和装配要求，螺纹连接处留出足够的扳手空间等等。（二）附件结构的设计要设计启盖螺钉，其上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成 半圆形，以免顶坏螺纹。为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体联接凸缘的长度方向两端各设一圆锥定位销。两销间的距离尽量远，以提高定位精度。长度应大于箱盖和 箱座联接凸缘的总厚度，以利于装拆。为了拆卸及搬运减速器，在箱盖上装有吊耳，可直接在箱 盖上铸出；在箱座两端凸缘下面直接铸出吊钩，用于调运整台减速器。游标的设计主要以可以方 便装拆为设计准则，注意使箱座油标的倾斜位置便于加工和使用。游标的作用是保持向内正常的油量。选用带有螺纹的杆式油标。最低油面为传动零件正常运转时所需的油面，最高油面为油面静止时高度。窥视孔的设计应保证可以看到两齿轮的啮合点，以便观察工作是否正常。通气器选M18 1.5,通气器作用降低箱体内压力，自由排气，保证减速器正常运行。放油孔设在油池的的最低位置处，作用是将废油及污垢排尽，平时放油孔用螺塞及封油垫圈密封，选用外六角螺塞M18X1.5 ,采用纸制封油圈材料为石棉橡胶纸。根据机械设计课程设计表 3-1计算得铸铁减速器箱结构尺寸列于下表铸铁减速器箱体结构尺寸名 称符 号减速器型式及尺寸关系箱座壁厚8mm箱盖壁厚18mm箱座凸缘厚度b1.5 8 = 12 mm箱盖凸缘厚度61.5 8 1 = 12mm箱座底座凸缘厚度b22.5 8 = 20mm地脚螺钉直径df16mm地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径d112mm箱盖与箱座联接螺栓直 径d28mm轴承端盖螺钉直径d38mm窥视孔盖螺钉直径d46mm定位销直径d6mmdf、d1、d 2至外箱壁距离dfC126mmd1cl22mmd2C116mmdf、d2至凸缘边缘距离d f C224mmd2c214mm轴承旁凸台半径R120mm外箱壁至轴承座端面距 离11c1 C2 10大齿轮顶圆与内箱壁距 离11 9.6 取10齿轮端面与内箱壁距离21 8 取 10箱盖、箱座筋厚mi、m10mm十、设计小节及心得体会时间过得很快，一眨眼已经二个礼拜过去了。咱这三个礼拜的时间里，我体会到了什么叫 做融入的感觉。回想上周四，和几个同学从新图走出来计算时间的情景，那个时候我们都惊异于 每天在上就来图书馆一直到晚上才回去的日子竟然已经持续了一个多礼拜。而我们却是全然没有感觉，也许这就是努力做一件事时的状态吧，现在看着手里的图，觉得它比平时很喜欢的东西都 珍贵，原因呢就是我们为他付出了好多。希望以后我们还能有这样的机会，体会大家齐头并进在一起的感觉！十一、参考文献卢书荣、张翠华、徐学忠、江晓明主编机械设计课程设计西南交通大学出版社陈国定，吴立言主编机械设计西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著高等教育出版社。计算结果