机械设计课程设计蜗杆——圆柱齿轮减速器

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1、齐齐哈尔大学普通高等教育 机械设计课程设计 题目题号： 蜗杆圆柱齿轮减速器 学 院： 机械工程学院 专业班级： 机械073班 姓 名： 学 号 ： 指导教师： 成 绩： 2009年11月24日目录一 机械设计课程设计要求3二 机构运动简图3三 中文摘要4四 运动学与动力学计算5电动机的选择计算5五.传动零件设计计算8V带传动设计8齿轮的设计11蜗杆的设计15六.轴的设计计算及校核19输出轴的设计19七.润滑与密封28八.箱体尺寸设计29九.参考文献32十.设计小结33设计要求设计如图所示用于带式运输机上的蜗杆圆柱齿轮减速器中的齿轮传动。运输机单班制工作。传动平稳。传送带容许的速度误差为5%。使

2、用期限8年。设计参数为：传动带牵引力为6800N，传动带运行速度为0.35m/s,滚筒直径为320mm。带式传动机运动简图图2.16 带式运输机传动简图1- 电动机 2-联轴器 3-减速器 4-滚筒 5-传送带中文摘要一.课程设计的目的1）培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。2）通过制定设计方案合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力、确定尺寸和选择材料，以及较全面的考虑制造工艺、使用和维护等要求，进行结构设计，达到了解和掌握机械零件、机械传动装置的设计过程和方法。3)进

3、行机械设计基本技能的训。二.蜗轮蜗杆减速机系蜗轮蜗杆减速机系按Q/ZJ1-2000技术质量标准设计制造。产品在符合国家标准GB10085-88圆柱蜗杆蜗轮减速机参数基础之上，吸取国内外最先进科技，独具新颖一格的“方箱型”外形结构，以优质铝合金压铸而成、箱体外形美观.具有以下优势性能：1.机械结构紧凑、体积轻巧、小型高效；2.热交换性能好，散热快；3.安装简易、灵活轻捷、性能优越、易于维护检修；4.传动速比大、扭矩大、承受过载能力高；5.运行平稳,噪音小,经久耐用;6.适用性强、安全可靠性大。本产品目前已广泛应用于各类行业生产工艺装备的机械减速装置，深受用户的好评、是目前现代工业装备实现大扭矩、

4、大速比低噪音、高稳定机械减速传动控制装置的最佳选择。电动机的选择1. 选择电动机类型按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2.选择电动机容量工作机所需功率Pw=(Fwvw)/1000w(KW)Fw=2600N，vw=1.7m/s,工作机的效率 w=0.940.96。对皮带运输机，取w=0.94。代入上式得 Pw=Fwvw/1000w=26001.7/（10000.94）=4.70（KW） 电动机的输出功率P0为 P0=Pw/ (KW)式中 电动机至滚筒轴的传动装置总效率。取V带传动效率带=0.96，滚动轴承效率滚=0.995，圆柱齿轮传动效率齿=0.97，圆

5、锥齿轮传动效率锥=0.98，十字滑块联轴器效率联=0.98，则 =0.960.970.99540.980.98=0.88故 P0=Pw/=4.70/0.88=5.34 (KW)因载荷平稳，电动机额定功率Pm只需略大于P0即可，查后面设计资料中Y系列电动机技术数据表选电动机的额定功率Pm=5.5KW。3确定电动机转速滚筒轴工作转速为 nw=6104vw/D=61041.7/(320)=101.5 (r/min)V带传动比范围i1=24,单级圆柱齿轮传动比范围i2=35,单级锥齿轮传动比i3=3，则总传动比范围为i=233453=1860,可见，电动机转速可选范围为 n=inw=(1860)101

6、.5=(18276090) (r/min)符合这一范围的同步转速有3000r/min，可选同步转速为3000r/min的Y系列电动机Y132S1-2,其满载转速nm=2920r/min。电动机的中心高、外形尺寸、轴身尺寸等均可查到。4计算传动装置的总传动比和分配各级传动比1） 传动装置总传动比 i=nm/nw=960/67.94=14.132） 分配各级传动比由i=i带i齿，为使V带传动的外部尺寸不致过大，取传动比i带=3，则i齿为 i齿=i/i带i蜗=68.9/（2.210）=3.15计算传动装置的运动和动力参数1） 各轴转速轴 nI=nm/i带=1440/2.2=654.5（r/min）轴

7、 n=n/i齿=654.5/10=65.5（r/min）轴 n=n/i齿=65.5/3.1=20.90（r/min）滚筒轴 nw=n=20.90（r/min）各轴功率轴 P=P0带=4.020.96=3.86 KW轴 P=P蜗=3.860.7=2.7 KW轴 P= P齿滚=2.680.970.9950.98=2.63 KW滚筒轴 Pw= P滚联=2.53 KW各轴扭矩电机轴 T0=9550P0/nm=95504.02/1440=26.67 Nm轴 T=9550P/n=95503.86/654.5=56.32 Nm轴 T=9550P/n=95502.7/65.5=393.66 Nm轴 T=955

8、0P/n=95502.63/20.90=1201.75 Nm滚筒轴 Tw=9550Pw/nw=95502.53/20.90=1156.05 NmV带传动设计1.确定计算功率Pca由表87查得工作系数 =1.2，故=1.25.5 kW=6.6kW2.选择V带的带型：根据，由课本上图810选择A型。3.确定带轮的基准直径并验算带速。（1）初选小带轮的基准直径，由V带的带型，参看课本表86和表88，取小带轮的基准直径=90mm（2） 验算带速。=6.78m/s。因为5m/s30m/s,故带速合适。(3)计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直=3.4*90=360mm根据课本表88圆整为=315mm

9、。4.确定V带的中心距a和基准长度。(1)根据式0.7（）（）初定中心距=500mm。(2)计算带的所需基准长度。（）=2500(90315) mm1661mm由表课本表82选带的基准长度=1600mm。(3)按式 a=(500)470mm 中心距的变化范围：443515mm。5.验算小带轮上的包角。（）=（31590）。6.计算带的根数Z。(1)计算单根V带的额定功率。由=90mm和=1440r/min查课本表84a得=1.064kw ，根据=1440r/min ，=3.4和A型带，查课本表84b得P=0.17kw。由课本表85查得=0.925由表82查得=0.99 ，于是有=（P）=（1.

10、0640.17）0.9250.99kW=1.13kw。(2)计算V带的根数Z。Z=5.84取6根带。7.计算单根V带得初拉力的最小值（）。 由课本表83得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m。（）=500qv2=5000.16.782N=211.8N应使实际拉力的最小值q=0.1kg/m。所以有=1.5（）=1.5211.8=317.6N8.计算压轴力。（）min=2Z（）sin=26317.6sin=2465.3N齿轮的设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）

11、。3） 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料应当差为40HBS。4） 选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=3.124=74.4，取z2=75。2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 确定公式内的各计算值1） 试选载荷系数Kt=1.3。2） 计算小齿轮传递的转矩。 T1=95.5105P1n1=95.51052.7/65.5 Nmm =3.93104 Nmm3） 由表10-7选取齿宽系数d=1。4） 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。5） 由图10-21d按

12、齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。6） 由式10-13计算应力循环次数。 N1=60n1jLh=6065.51（83608）=9.05107 N2=9.05107/3.1=2.921077） 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.0;KHN2=1.4。8） 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=KHN1lim1/s=1.0600 MPa=600MPaH2=KHN2lim2/s=1.4550 MPa=770MPa（1） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径dlt，代入H

13、中较小的值。 dlt 2） 计算圆周速度v。 V=dltn1/(601000)=43.8765.5/(601000) m/s =0.15 m/s3） 计算齿宽b。 b=ddlt=143.87mm=43.87mm4） 计算齿宽与齿高之比b/h。模数 mt=dlt/z1=43.87/24=1.82mm齿高 h=2.25mt=2.251.82mm=4.1mm b/h=43.87/4.1=10.75） 计算载荷系数。根据v=0.15 m/s,7级精度，查得动载系数Kv=1.0直齿轮，KH=KF=1；由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.417

14、。由b/h=10.7，KH=1.417,得KF=1.35;故载荷系数 K=KAKvKHKH=1111.417=1.4176） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得计算模数m。 m=d1/z1=45.15/24=1.883按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 m （1） 确定公式内的各计算数值1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa；2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；3） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 F1=KFN1FE1/S=0.85500/1.4

15、MPa=303.57MPa F2= KFN2FE2/S=0.88380/1.4MPa=238.86MPa4） 计算载荷系数K。K=KAKvKHKH=1111.417=1.4175） 查取齿形系数。由表10-5查得 YFa1=2.65；YFa2=2.23。6） 查取应力校正系数。由表10-5查得 YSa1=1.58；YSa2=1.76。7） 计算大、小齿轮的YFa1YSa2/F并加以比较。 YFa1YSa1/F1=2.651.58/303.57=0.01379YFa2YSa2/F2=2.231.76/238.86=0.01643大齿轮的数值大。（2） 设计计算 m mm对比计算结果，由齿面接触疲

16、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，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定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（既模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的模数1.40mm并就近原则为标准值m=1.5mm接触强度算得的分度圆直径d1=45.15mm，算出齿轮齿数： z1=d1/m=45.15/1.5=31大齿轮齿数：z2=3.131=96.1，取z2=97。这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿跟弯曲疲劳强度并做到结构紧凑，避免浪费。（3）几何尺寸计算1)计算分度圆直径 d1=z1m=311.5mm=46.5mm

17、d2=z2m=971.5mm=145.5mm2)计算中心距 a=(d1+d2)/2=(46.5+145.5)/2 mm=96mm3)计算齿轮宽度 b=dd1=146.5mm=46.5mm圆整后取 B2=50mm，B1=55mm。蜗杆的设计1.选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988的推荐值，采用渐开线蜗杆（ZI）。2.选择材料根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁H

18、T100制造。3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距 确定作用在蜗轮上的转矩T2（1）取z1=4,估取效率0.8，则T2=9.55*106=9.55*106*=393660 Nmm(2)确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；由表11-5选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数；则(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故。(4）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和转动中心距a的比值/a=0.3，从图11-18中可查得Z=3.1。（5）确定许用接触应力根据蜗

19、轮材料为铸锡磷青铜ZcuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度）45HRC，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力=268Mpa。应力循环次数N=60jn2Lh=60*1*65.5*23360=9.18*107 寿命系数 KHN=0.76则 H=KHNH=0.76*268 MPa=203 MPa（6）计算中心距 a=135.5 mm取中心距a=160，因i=10故以表11-2中取模数 m=5mm,蜗杆分度圆直径d1=50 mm。这时/a=50/160=0.3 从图11-18中可查得接触系数Z=3.0因为因此以上计算结果可采用。4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆轴向齿距 pa=15.

20、7 mm；直径系数 ；齿顶圆直径da1=60mm；齿根圆直径 df1=37.5mm；分度圆导程角 r=214805；蜗杆轴向齿厚Sa=7.85 mm。（2）蜗轮蜗轮齿数z2=41,变位系数x2=-0.5；验算传动比=/=41/4=10.25，这时传动比误差为（10.25-10）/10=2.5 是允许的蜗轮分度圆直径d2=mz2=5*41mm=205mm；蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha2=(205=2*5)mm=215mm；蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=(205-2*1.2*5)mm=187mm；蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-0.5da2=(160-0.5*215)mm=52.8mm；5

21、.校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 ；根据x2=-0.5， zv2=51.2,从图11-19中可查得齿形系数螺旋角系数许用弯曲应力 F=FKFN 从表11-中查得由ZCuSn11P1,制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa寿命系数KFN=（106/9.18107）1/9=0.605 F=560.605=33.89MPaf=1.531.213936602.750.8443/502055=33.017MpaF 弯曲强度是满足的。6.验算效率已知 =111836=11.31；，与相对滑动速度有关。从表11-18中用插值法查得=0.037，；代入式中得=0.86，大于原估计值，因此不用重算。轴的设计计

22、算及校核1.输出轴的设计1)轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选用45号钢，正火处理 b=600MPa b1=60MPa2)输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3 P3=2.63kw n3=20.90r/min T3=1201750Nmm3)求作用在齿轮上的力d2=145.5 mm而Ft=/ d2=21201750/145.5N=16518.9NFr=Fttan20。=16518.9tan20。=6012.39N4)初步确定轴的最小直径 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=

23、112，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d8-9,为了使所选的轴直径d8-9与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.5，则Tca=KAT3=1.31201750Nm=1248000Nm按照计算转矩Tca应小于公称转矩的条件，查标准GB/T5014-1985，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000 Nm。半联轴器的孔径d=60mm,故取d8-9=60mm;半联轴器长度L=142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm。2.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配（附图）。（2）根据

24、轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=67mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=70mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm.为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，先取l-=105mm.2)初步选择滚动轴承只受到径向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求根据d-=67mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为dDB=70mm150mm38 mm,故d-=d-=70mm,而l-=38mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册

25、查得定位轴肩高度h=6mm,因此取d-=82mm. 3)取安装齿轮处的轴段2-3的直径d-=75mm;齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度50mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=46mm。4)轴承端盖的总宽度为mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,故取l-=50mm5)取蜗轮距箱体内壁距离 a=20mm,大齿轮与箱体的距离为 考虑到箱体的铸造误差 s=8mm 已知滚动轴承宽度T=38mm，蜗轮与齿轮之间的距离C =30mm，取蜗杆轮毂L=50mm，d4-5=45mm则L-=

26、T+S+（120-116）=66mmL-=L+c+s-l-=42+20+16+8-12=74mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联结。按d2-3=65mm由手册查得平键截面bh=20mm12mm(GB1096-1990),键槽用键槽铣刀加工，长为100mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的联结选用平键为16mm10mm70mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参

27、考表15-2，取轴端倒角为245,另外圆角分别取1）求轴上的载荷作为简直梁的轴的支承跨距为L画受力图和弯矩图轴的受力图和弯矩图 计算数据列表如下：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=5316NFNH2=11202N FNV1=1935N, FNV2=4077N弯矩MH=627312NmmMV=228332 Nmm总弯矩M扭矩TT3=1201750 Nmm（5）按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，（即危险截面C）的强度，因为轴所受扭矩切应力为脉动循环变应力，所以去0.6根据式15-5及以上的数值，轴的计算应力 前以选定轴的材料为45钢，调质处理，由表1

28、5-1查得=60MPa,因此，故安全。 精确校核轴的疲劳强度3.输出轴的校核（1）判断危险截面 截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的的最小直径是按扭转强度较为宽裕来确定的，所以截面A，B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面VI和VII处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面VII的相近，但截面VI不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里的轴径最大，故截面C也不必校核。截面和

29、截面显然更不必校核。因为键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面VII左右两侧即可。截面VII右侧： 抗弯截面系数 ； 抗扭截面系数 ； 截面VII右侧的弯矩M为 ； 截面VII上的扭矩为 ； 截面上的弯曲应力 ； 截面上的扭转切应力 ； 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表3-2查取。因，；经插值后可查得，。又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为，。故有效应力集中系数为；由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为。轴未经表面强化处理，即，则综合系数为；又由合金钢的特性系

30、数，且，即，故取，于是，计算安全系数值，则；故可知其安全。 （2）截面VII左侧： 抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。 ； 抗扭截面系数 ； 截面左侧的弯矩M及弯曲应力为 ； 扭矩及扭转切应力为 ； ； 过盈配合处的，由附表3-8查得，并取，于是得 ； ； 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 故得综合系数为； 所以轴在截面右侧的安全系数为； 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可省略静强度校核。润滑与密封轴承用润滑脂，由表15.2选用钙基润滑脂（GB492-1989）。只需填充轴承空1/3-1/2并在轴承内设挡油环，是油池中的不能进

31、入轴承以稀释润滑脂齿轮的中圆周速度 因v12,所以采用浸油润滑，由表15.1选用L-AN68全损耗系统用油（GB443-1989）齿轮浸入油中的深度为0.7个齿高，但不应少于10mm。 箱体尺寸设计(1）箱座壁厚，取(2）箱盖壁厚 (3）箱座加强肋厚 (4）箱盖强肋壁厚 (5）箱座分箱面凸缘厚 (6）箱盖分箱面凸缘厚 (7）平凸缘底座厚 (8）斜凸缘底座厚 ，(9）地脚螺栓 (10）轴承螺栓 (11）联接分箱面螺栓 (12）轴承盖螺钉 第1根周处为6个 d=10mm 第2根轴-轴处为4个 d=10mm 第1根周处为6个 d=10mm(13）检查孔 宽75mm长130mm 检查孔盖：=105mm

32、 =90mm =160mm =145mm 圆角 R=5 孔数为4 孔径=6.5mm(14）吊耳环 =50mm =75mm b=25mm R=75mm r=12.5mm(15）地脚螺栓数 (16）=22 =18 =30 =5 r=3 =22 =3.6(17）轴承座孔边缘至轴承螺栓线的距离=14mm(18）轴承座孔外端面至箱外壁的距离=+3=43mm(19）轴座孔外的直径 因为第一凸缘式轴承盖 第二凸缘式轴承盖 第三凸缘式盖(20）轴承螺栓的凸合高 =72mm(21）箱座深度 (22）箱体分箱面凸缘圆角半径+)=0.7(10+22+18)=35mm(23）箱内壁圆角半径 =10mm(24）箱内壁与

33、齿顶圆的距离 (25）箱体内壁与齿轮端面的距离 (26）外箱壁至轴承座端面的距离 =+10=50mm(27）联接螺栓的间距L=150mm(28）轴承座联接螺栓距离 (29）底座高 =245mm(30）吊钩 K参考文献1 赵学田.自动机械自学入门. 北京：冶金工业出版社，19822 Patton W.J. Mechanical Power Transmission .New Jersey: Prentice-Hall, 19803 濮量贵，纪名刚.机械设计.7版.北京：高等教育出版社，20014 Mechanical Drive (Reference Issue).Machine Design.

34、 52(14), 19805 庞启淮.小功率电动机应用技术手册.北京：机械工业出版社，19966 王世刚，张秀亲，苗淑杰.机械设计实践.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，20037 徐灏.机械设计手册.2版. 北京：机械工业出版社，2001 8 陆玉,何在洲,佟延伟.机械设计课程设计.3版. 北京：机械工业出版社，20009 孙桓，陈作模主编.机械原理.6版. 北京：高等教育出版社，200110 机械设计手册编委会.机械设计手册.新版.北京：机械工业出版社，200411 林景凡，王世刚，李世恒.互换性与质量控制基础. 北京：中国科学技术出版社，199912 刘鸿文.材料力学.3版. 北京：机械工业

35、出版社,1992设计心得机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准等等问题。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。最后感谢一直以来支持和帮助我的老师和同学们！34