设计一用于带式运输机上的三角带—单级圆柱齿轮减速器

机械设计(基础)课程设计前言1.机械设计课程设计的目的机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：(1) 通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。2.机械设计课程设计的内容选择作为机械设计课程的题目，通常是一般机械的传动装置或简单机械。课程设计的内容通常包括：确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。在设计中完成了以下工作： 减速器装配图1张（A0或A1图纸）； 零件工作图23张（传动零件、轴、箱体等）； 设计计算说明书1份，60008000字。3.机械设计课程设计的步骤机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达设计结果，用设计计算说明书表示设计依据。机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：1设计准备 分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、内容和步骤。 了解设计对象，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。熟悉课程有关内容，熟悉机械零件的设计方法和步骤。 准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。2传动装置总体设计 确定传动方案圆锥齿轮传动，画出传动装置简图。 计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。 确定总传动比和分配各级传动比。 计算各轴的功率、转速和转矩。3各级传动零件设计 减速器外的传动零件设计（带传动、链传动、开式齿轮传动等）。 减速器内的传动零件设计（齿轮传动、蜗杆传动等）。4减速器装配草图设计 选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。 选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。 确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。 分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。5减速器装配图设计 标注尺寸、配合及零件序号。 编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。 完成装配图。6零件工作图设计 轴类零件工作图。 齿轮类零件工作图。 箱体类零件工作图。1.设计任务书1.1设计任务设计一用于带式运输机上的三角带单级圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，空载启动，载荷变化不大，单向运转使用期限10年，每天工作16小时，每年工作300天。运输带允许速度误差5%。1.2原始数据运输带拉力：F=3.5103N运输带速度：V=1.65m/s卷筒直径： D=380mm2.传动系统的方案拟定 图13.电动机的选择3.1选电动机类型按工作要求和条件，选用三相笼形异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型3.2选择电动机容量电动机所需工作功率为P= KWP为工作机工作时所需要的功率，即： P=因此： P= KW由电动机至运输带的传动总效率为 =式中：，分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。采用V带传动：=0.920.97（开式传动），取=0.96滚动轴承：=0.98 （三对）齿轮传动：=0.960.97 ，取=0.97 联轴器： =0.99，滚筒： =0.96， 则：=0.960.980.970.990.96=0.833所以： P=KW3.3确定电动机转速卷筒机工作转速：n=82.97 r/min 按指导书表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比 i=24，一级柱减速器传动比 i=36,则总传动比合理范围为：i=624，故电动机转速可选范围为： n= in=（624）82.97=（4981991） r/min.符合这一范围的同步转速有：720 r/min和1440 r/min和960 r/min根据容量和转速，由手册查出有两款适用的电动机型号，因此，有三种传动比方案，如下表:表1方案 电动机型号 额定功率 同步转速 满载转速 额定转矩 最大转矩 电动机质量1 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2 2.3 682 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0 2.0 843 Y160M2-8 5.5 750 720 2.0 2.0 119当选用方案1时，总传动比i= 取i=2.9，则i=当选用方案2时，总传动比i= 取i=2.9，则i=当选用方案3时，总传动比i= 取i=2.9，则i= 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和带传动，减速器的传动比，可见方案1比较合适。因此选用型号为Y132S-4的电机。 电动机主要外型和安装尺寸如下表所示：表2中心高 外形尺寸 底脚安装尺寸 地脚螺栓孔 轴伸尺寸 装键部位尺寸 H L（AC/2+ AB K DE FGD AD）DH132 475345315 216140 12 3860 10314.计算传动装置的总传动比和分配各级传动比4.1 计算总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速可得传动装置总传动比 i=4.2分配传动装置传动比由式： i=ii式中i i分别为带传动和减速器的传动比。为使减速器传动外廓尺寸不致过大，初步取i=2.9，则i=5.计算传动装置的运动和动力参数5.1计算各级轴转速轴 n= r/min轴 n= r/min 卷筒轴 n= n=82.76 r/min5.2各轴输入功率 轴 P= P=4.80.96=4.61KW 轴 P= P=4.610.980.97=4.38 KW卷筒轴 P= P=4.380.980.99=4.25KW5.3各轴输出功率轴 P= P=2.780.98=4.52KW轴 P= P=2.650.98=4.29 KW卷筒轴 P= P=2.570.98=4.17 KW5.4 各轴输入转矩电动机输出转矩：T=9550Nm、轴输入转矩：轴：T= Ti=31.832.90.96=88.61Nm轴：T= Ti=88.6160.980.97=505.4 Nm卷筒轴输入转矩：T= T=505.40.980.99=490.34Nm5.5 各轴输出转矩 轴：T= T=88.610.98=86.84Nm轴：T= T=505.40.98=495.29 Nm卷筒轴输出转矩：T= T=490.340.98=480.53Nm运动和动力参数计算结果整理于下表：表3轴名功率P（KW）转矩T（Nm）转速r/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴4.831.8314402.90.96轴4.614.5288.6186.84496.5560.95轴4.384.29505.4495.2982.7660.97卷筒轴4.254.17490.34480.53 13.796 .传动零件的设计计算 6.1 V带的设计6.1.1确定计算功率 由表8-7工作情况系数=1.2（空载启动，载荷变动不大，每天工作16小时）， 故：6.1.2 选择V 带的带型因为小带轮转速即为电动机转速所以三角带选普通V带根据和 由图（8-11）选用A型带。6.1.3 确定大小带轮基准直径并验算带速V （1）初选小带轮的基准直径因为，为了提高V带寿命，宜选取较大直径。由表8-6和表8-8，=75mm =75112mm 取小带轮的基准直径=112mm（2）验算带速V 由式（8-13）得： V=因V在530 m/s范围内，故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径d由式（8-15）得：d=i=2.9112=325mm根据表（8-8），取d=355。6.1.4确定v带的中心距a和基准长度L（1）根据式（8-20），0.7（d d）a2（d d）0.7（112+355）a2（112+355）327a934初步选取中心距a=800mm（2）由式（8-22）计算带所需的基准长度L2 a+=2480+ mm。查表（8-2），对A型带选用L=2500 mm。（3）按式（8-23）计算实际中心距aaa+ mm。由式（8-24）得：a=a-0.015 L=800-0.0152500=911mma=a+0.03 L=800+0.032500=981mm则 中心距变化范围911981。6.1.5 验算小带轮上的包角由式（8-25）得：=180- =167因120，则包角合适。6.1.6 计算v带根数z （1）计算单根V带的额定功率 由d=112mm和n=1440r/min，查表9-4a），得： P=1.61KW， 根据n=1440r/min，i=2.9和A型带，查表（8-4b） 得：P=0.17KW 查表（8-5） 得： K=0.97 查表（8-2） 得： K=0.99 即： =（P+P）KK =（1.61+0.17）0.970.99 =1.71KW （2）计算V带的根数 由式（8-26） 得： z= 取z=4 6.1.7 计算单根V带的初拉力的最小值（F） 由查表（8-4）得：A型带的单位长度质量q=0.1 kg/m，故由式（8-27）得单根v带的初拉力 （F）=142N 应使带的实际初拉力F（F）。6.1.8 计算压轴力F 由式（8-28） 得：F=2z FsinN 6.1.9 带轮的结构设计 安装小带轮的轴径d=28mm，小带轮的基准直径=112mm即：300mm，故采用腹板式。大带轮的基准直径=325，故大带轮采用轮辐式。根据表8-10得： e=150.3 fmin=9 则带宽 mm 因为BE ，所以带轮符合。6.2齿轮的设计已知：载荷变化不大，传动比i=6，小齿轮轴转速n=n=496.55 r/min，传动功率P=4.80.950.98=4.65 KW。6.2.1决定传动形式 因为i=6 直齿圆柱齿轮传动比i4 斜齿圆柱齿轮传动比i7 所以选择斜齿圆柱齿轮传动。6.2.2 计算齿轮转矩Nm 6.2.3选择齿轮材料、精度等级及热处理方法考虑减速器功率不大（结构尺寸要小），中速中载材料的工艺性、价格等因素，决定大小齿轮均选用45#钢制造。采用软齿面 标准齿形（）小齿轮调质处理 HBS1=217255 取240大齿轮常化（正火）处理 HBS2=162217 取200查图（10-20c），（10-20b） 得： =410 MPa =330 MPa查图（10-21d），（10-21c） 得：6=506 MPa =390 MPa查表（108） 选8级精度的齿轮。6.2.4 初选小齿轮的齿数和螺旋角 初选z=21，则z=i z=621=126 取z=127实际齿数比: 传动比误差: 所以所选齿数可用初。选6.2.5 按齿面接触疲劳强度设计参数由式（1021） 得：（1）初选=1.4 （1.21.4）（2）查表（10-7） 对称布置、软齿面=0.9-1.4 取1.2（3）查表(10-6) =189.8（4）查图（10-30） =2.45（5）査图（10-26） 因为 z100 可根据公式计算 1.67（6） 计算许用应力、应力循环次数 查图（10-18），（10-19） 得:=0.87 =0.89=0.91 =0.94=1.251.50 取1.4（发生折断） 1（点蚀破坏）所以 ：=254.79MPaMPa=MPa=M P（7）计算小齿轮的分度圆直径 由式（1021） 得：（8） 计算圆周速度=m/s（9） 查表（102） 载荷平稳 电动机KA1.0 查图10-8 =1.3 8级 =0.85 N/mm100N/mm查表10-3 查表10-4 对称布置 =1.2 b=60.1mm1.39 取3 1.39查图（10-13） （10） 校正（11） 重新计算模数 3（12） 计算实际中心距 =226.96mm 取整数 a247mm（13） 校正螺旋角在8-20 范围内且与假设值像接近，故其他参数无需修正。（14） 计算分度圆直径d、ddmmdmm d、d不能圆整,而且后面的小数部分相加应为整数(15) 计算齿宽 =77.21mm (实际啮合宽度)取 b=78 mm，b=84mm（16）验算 取 则 m/s 查图(10-22)在8级精度范围内，所以选8级精度合适设计汇总： mm mm mm mm mm 6.2.6 齿根弯曲疲劳强度校核 查表(10-5) 用插入法 求得:Y=2.705，Y=2.15Y=1.572, Y=1.81 查图(10-28) 得: Y=0.88按式（1016）验算轮齿弯曲强度（按最小齿宽52计算） MPa=260.64MPa =38.3MP=216.86MPa齿根弯曲疲劳强度安全6.2.7齿轮结构设计齿顶圆直径： mmmm齿根圆直径： mm=mm6.2.8 齿轮的润滑因为.v=1.67m/s12m/s，所以采用浸油润滑，浸油深度为最大齿顶向上10mm，计算： 按10计算。查表10-12，45#钢，v=1.67m/s，选取150v/cst运动黏度的润滑油。 查表10-11，选用工业齿轮润滑油SY1172-88.牌号为：150#v=（135-165）cst7.轴的设计计算7.1.求各轴的转矩T1=9550000=88.61NmmT2=9550000=505.4Nmm7.2计算作用在齿轮上的力已知.大小齿轮分度圆直径d1=64.34mm d2=389.08mmFt1=2754N =317N Ft2=N Fa2=551N式中Ft为圆周力，Fr 为径向力，Fa为轴向力7.3 选择材料，决定最小直径7.3.1 输入轴（1）选择材料 因为没有特殊要求，轴的材料选用45#钢，调质处理。 HBS=217255MPa 取240MPa A0=107126 取112（2）初步决定输入轴的最小直径由公式得：dt=mm轴上可能有两个键槽dmin=23.1（1+13%）=26.1mm查手册取大带轮的孔径dmin=30mm7.3.2输出轴(1)选择材料 因为没有特殊要求，轴的材料选用45#钢，调质处理。 HBS=217255MPa 取240MPa A0=107126 取112（2）初步决定输出轴的最小直径由公式得：dt=mm轴上可能有两个键槽dmin=41.3（1+13%）=46.6mm 其为外伸轴，最小轴径在联轴器处。查手册，选用LT8联轴器。其dmin=50 mm7.4轴的结构设计7.4.1 输入轴的结构设计（1）拟订装配方案如下图所示:图2 轴套，挡油环，左轴承及轴承端盖从左边装入。齿轮，轴套，右轴承及轴承端盖从右边装入。（2）根据定位要求确定各段轴的直径和长度 因为其为斜齿轮传动，所以预选7309轴承。 查手册，d=45mm，D=100mm，B=25mm，da=55mm。 dn=45496.55=2.2 则该轴承采用脂润滑。取轴承端面到壳体内壁的距离为10mm，齿轮端面到壳体内壁的距离为15mm。I-II段轴用于安装带轮，故取直径为30mm，轴长为50。II-III段轴用于安装轴承端盖及一部分外伸轴，外伸轴是便于拆卸。由于带轮需要轴肩定位，所以轴肩高度，因此轴径取为40。根据计算选取连接螺栓为M16，查得：C1min=22mm ， C2mi=20mm 。所以 放轴承处凸缘的壁厚为d=10+22+20+（812）=60mm， 轴承端盖凸缘厚度为t=（11.2）d3 取t=12mm。因此轴长取65。III-IV段轴用于安装轴承和挡油环，则直径为45mm.，轴长为54。IV-V段轴用于安装齿轮，此时为非轴肩定位，则直径为48mm.，轴长为。 V-VI段轴为轴环，因为齿轮需要轴肩定位，则轴肩高度，因此直径为60，轴环长为，取9。VI-VIII段轴安装挡油环和轴承，直径为45mm.，轴长为52。 则轴的总长L=50+65+54+82+9+52=302。查手册 轴的总长圆整为L=300mm。 根据轴承内径d=45mm，得齿轮的孔径d=48mm。 查手册 键 bh=148 t1=3.8mm。 e= =0.572mn 此轴为齿轮轴。最后根据结构和画图进行调整，将轴的结构进行重新设计和圆整。其结构如下图所示：图3 7.4.2 输出轴的结构设计（1）拟订装配方案如下图所示:图4 齿轮，轴套，挡油环，轴承，轴承端盖，联轴器从左边装入；轴套，挡油环，轴承，轴承端盖从右边装入。（2）根据定位要求确定各段轴的直径和长度 装联轴器的轴径最小，d=50mm。查手册 d=50mm，L1=112mm。 预选用7313轴承，查手册 d=65mm，D=140mm，B=33mm， da=77mm。 16104 所以采用脂润滑方式润滑。 取轴承端面到壳体内壁的距离为10mm，齿轮端面到壳体内壁的距离为15mm。I-II段轴用于安装联轴器，故取直径为50mm，轴长为112。II-III段轴用于安装轴承端盖及一部分外伸轴，外伸轴是便于拆卸螺栓和联轴器。由于联轴器需要轴肩定位，所以轴肩高度，因此轴径取为62。根据计算选取连接螺栓为M16，查得：C1min=22mm ， C2mi=20mm 。所以 放轴承处凸缘的壁厚为d=10+22+20+（812）=60mm， 轴承端盖凸缘厚度为t=（11.2）d3 取t=12mm，联轴器A=56。因此轴长取119。III-IV段轴用于安装轴承和挡油环，则直径为65mm.，轴长为60。IV-V段轴用于安装齿轮，此时为非轴肩定位，则直径为68mm.，轴长为。V-VI段轴为轴环，因为齿轮需要轴肩定位，则轴肩高度，因此直径为82，轴环长为。VI-VIII段轴安装挡油环和轴承，直径为60mm.，轴长为47。 则轴的总长L=48+10+76+60+112+119=425。查手册 轴的总长无需圆整。其结构如下图所示：图57.5 轴的校核7.5.1 输入轴的校核(1) 按扭转强度条件计算 轴的直径 由于轴的材料是45# 查表15-3，得到A0=126130，取A0=103。 因为输入轴的最小轴径dmin=30mm。所以轴符合。（2）按弯矩合成强度条件计算轴的载荷分析图如图6所示：图 6 1）求垂直面的支承反力（图b） F= NF= FF=156.8 N2）水平面的支承反力（图c）3）绘垂直面的弯矩图（图b）4）绘水平面的弯矩图（图c）5）求合成弯矩（图d）6）该轴所受扭矩为 7）按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式（15-5）及以上数据，并取=0.6，轴的计算应力抗弯截面系数： 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得。因此，故安全。7.5.2 输出轴的校核 (1) 按扭转强度条件计算 轴的直径 由于轴的材料是45# 查表15-3，得到A0=126130，取A0=103。 因为输入轴的最小轴径dmin=45mm。所以轴符合。(2) 按弯矩合成强度条件计算轴的载荷分析图如图7所示： 图 71）求垂直面的支承反力（图b） F= NF= FF=484.2N2）水平面的支承反力（图c）3）绘垂直面的弯矩图（图b）4）绘水平面的弯矩图（图c）5）求合成弯矩（图d）6）该轴所受扭矩为 7）按弯扭合成应力校核轴的强度根据文献1式（15-5）及以上数据，并取=0.6，轴的计算应力抗弯截面系数： 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得。因此，故安全。8 8.确定轴上零件的型号8.1轴承的选择：1）输入轴上选用角接触轴承，型号为7309，其参数如下：d=45 mm（内径），D=100 mm（外径），B=25mm（宽）轴承端盖的选择：选用凸缘式轴承端盖（根据结构），HT150。轴承外径D=100mm，螺钉直径d=8，螺钉个数：4个. mm ，取e=10mm,m由画图时具体结构确定，最终确定m=26mm。则轴承盖：L=e+m=10+26=36 mm2）输出轴上选用角接触轴承，型号为7313，其参数如下：d=65 mm（内径），D=140mm（外径），B=33mm（宽）轴承端盖的选择：选用凸缘式轴承端盖（根据结构），HT150。轴承外径D=100mm，螺钉直径d=10，螺钉个数：6个. mm ,m由画图时具体结构确定，最终确定m=20mm。则轴承盖：L=e+m=12+20=32 mm8.2联轴器的选择：计算转矩：T=KT，（查表141得，K=1.3）T=T=324.01Nm则 Nm故从GB/T中查得：选用LT8型弹性柱销联轴器，轴径为：4563,故合用。用Y型。.其参数如下：L=112mm,D=224mm,A=65mm。9 轴承的寿命计算 9.1 校核输入轴上的轴承。1) 型号为7309的轴承参数如下：d=45 mm（内径），D=100 mm（外径），B=25 mm（宽）基本额定动载荷：C=49.2KN基本额定静载荷：C=39.8 KN 极限转速：n=6000 r/min所需轴承的寿命为：L=1630010=48000 h2) 求相对轴向载荷对应的e值与Y值。已知Fa=317N,所以相对应的轴向载荷为，在表中可查得X=1,Y=0。当量动载荷 3) 验算轴承7309的寿命经计算，所需轴承寿命：LL=48000 h.故所选6209型号角接触轴承合适。9.2 校核输出轴上的轴承1）型号为7313的轴承参数如下：d=65mm（内径），D=140 mm（外径），B=33mm（宽）基本额定动载荷：C=91.5 KN基本额定静载荷：C=80.5 KN 极限转速：n=4300 r/min所需轴承的寿命为：L=1638010=60800 h2） 求相对轴向载荷对应的e值与Y值。已知Fa=300N,所以相对应的轴向载荷为，在表中可查得X=1,Y=0。当量动载荷 3) 验算轴承7309的寿命经计算，所需轴承寿命：LL=48000 h.故所选7312型号角接触轴承合适。10 键联结的选择与验算10.1 键的主要参数值 轴、轴上所需开键槽的轴径分别为：d=30 mm，d=45 mm，d=62 mm轴段长度分别为：L=50 mm，L=112mm，L=76mm查机械设计手册P51可得：选择A型圆头普通平键，其参数分别为：键：键宽 b=8 mm键高 h=7 mm键长 L取40mm键槽 t=4.0 mm，t=3.3 mm，键槽倒角 r=0.250.4 键：键宽 b=14 mm键高 h=9 mm键长 L取90 mm键槽 t=5.5mm，t=3.8 mm，键槽倒角 r=0.250.4 键：键宽 b=18mm键高 h=11 mm键长 L取50mm键槽 t=7.0 mm，t=4.4 mm，键槽倒角 r=0.250.4 10.2校核键的强度键：查表1010可知，键联结的许用挤压应力为： =5060，由平键联结的挤压强度条件 得： MP因为：故键是安全的，合适。 键：查表1010可知，=5060 由 MP 因为： 故键是安全的，合适。 键：查表1010可知，=100120由 MP 因为： 故键是安全的，合适。11. 减速器附件的选择通气器的选用：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M241.5油面指示器的选用：选用游标尺M16起吊装置的选用：采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞的选用：选用外六角油塞及垫片M201.5 窥视孔盖的选用： 根据中心距的大小选用单极的中心距的窥视孔盖。其具体参数为：长L=120mm，宽B=90mm，孔数为4个，孔的直径为7mm，盖厚为4mm，圆角半径为5mm。12.密封方法的选取和紧固件的选择选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈油封实现密封，材料为半粗羊毛毡，毡圈的大小由轴径决定。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。根据要求选择相适应的垫片或垫片组。13.减速器机体结构尺寸表 4名称符号尺寸关系（mm）机座壁厚一级：0.025a+18 取=8机盖壁厚一级：0.02a+18 取=8机座凸缘厚度b1.5=12机盖凸缘厚度b1.5=12机座底凸缘厚度b2.5=20地脚螺钉直径d0.036a+12=20.17地脚螺钉数目na250500时，n=4轴承旁联接螺栓直径d0.75d=15.1机盖与机座联结螺栓直径d（0.50.6）d=10.0512.06 取12轴承端盖螺钉直径d（0.40.5）d=8.0610.05 取10窥视孔盖螺钉直径d（0.30.4）d=6.058.06 取8d、d、d至外机壁距离cc=34 c=22 c=18d、d至凸缘边缘距离c c=28 c=16轴承旁凸台半径RRc凸台高度h实际情况确定外机壁至轴承座端面距离lc+c+（812）大齿轮顶圆与内机壁距离9.6齿轮端面与内机壁距离8机盖、机座肋厚m、mm6.8，m6.8轴承端盖外径DD=1.25D+10=160轴承端给凸缘厚度t（11.2）d轴承旁联结螺栓距离S尽量靠近，以M d与M d互不干涉为准，一般取SD小结 通过在这三个多星期的机械课程设计里，让我学到了很多,也知道了自己的很多的不足之处。在我不停的努力下，我基本上按要求完成了机械设计课程设计中指定的各项任务，通过这次设计，进一步提高了我的机械知识水平，巩固了所学课程；无论是看图能力还是画图能力都得到了较大的提高，使我们对机械有了更深刻的理解和认识，培养了我综合运用所学知识解决工程实践问题的能力。由于实践经验和资料的缺乏，加之时间紧迫，在设计过程中遇到了许多问题，大部分问题在老师的指导和同学们的帮助下下得以解决。但也有很多地方设计的不近人意，例如所绘制的图纸有些地方表达的不是很清楚，希望各位老师给予谅解。对于这次的课程设计，还有许多美好的设想由于时间和自身因素无法得以实现，这不能不说是本次设计的遗憾之处。不过，至少它启发了我的的思维，提高了我的动手能力，丰富了我为人处世的经验，进一步巩固了所学知识，这为我在以后的学习过程当中奠定了坚实的基础 。也为以后在自己的工作岗位上发挥才能奠定了坚实的基础。参考文献1西北工业大学机械原理及机械零件教研室 濮良贵 纪名刚主编机械设计（第 七 版） 高等教育出版社2清华大学、北京科技大学 吴宗泽 罗圣国主编机械设计课程设计手册（第三版） 高等教育出版社3龚桂义主编机械设计课程设计指导书（第二版） 高等教育出版社4哈尔滨工业大学龚桂义编机械设计课程设计图册（第三版） 高等教育出版社5刘小年 刘大魁主编机械制图高等教育出版社出版6何志刚主编(第三版)中国农业出版社7单辉祖主编材料力学（第二版） 高等教育出版社8东南大学 戴枝荣主编 高等教育出版社32