机械设计课程设计说明书一级齿轮减速器课程设计说明书

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1、西南科技大学课程设计说明书1 目目 录录一、电动机选择一、电动机选择.3二、计算总传动比及分配各级的传动比二、计算总传动比及分配各级的传动比.4三、运动参数及动力参数计算三、运动参数及动力参数计算.4四、传动零件的设计计算四、传动零件的设计计算.5五、轴的设计计算五、轴的设计计算.12六、减速器结构设计六、减速器结构设计.24七、滚动轴承的选择及校核计算七、滚动轴承的选择及校核计算.27八、键联接的选择及校核计算八、键联接的选择及校核计算.29九、联轴器的设计九、联轴器的设计.30十、密封和润滑的设计十、密封和润滑的设计.30十一、设计小结十一、设计小结.31西南科技大学课程设计说明书2已知条

2、件：已知条件：1工作参数 运输带工作拉力 F= 6.5 kN。 运输带工作速度 V= 1.2 m/s（允许带速误差5%） 。 滚筒直径 D= 400 mm。 滚筒效率0.96j（包括滚筒与轴承的效率损失） 。2使用工况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳。3工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度 35。4动力来源 2 三相交流电，电压 380/220V。5寿命要求 使用折旧期 8 年，大修期 4 年，中修期 2 年，小修期半年。6制造条件 一般机械厂制造，小（大）批量生产。西南科技大学课程设计说明书3计算过程及计算说明计算过程及计算说明一、电动机选择1、电动机类型的选择： 选择 Y 系列三相异步

3、电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机功率选择 (1)传动装置的总功率：30.85总卷筒轴承齿轮齿轮联轴器联轴器 (2)电机所需的工作功率：PFV6.5 1.2 0.859.17KW总工作3、确定电动机的转速计算卷筒工作转速：n60 1000VD60 1000 1.240057.32r / min筒卷 按指导书 P7 表 1 推荐的传动比合理范围，取一级圆柱齿轮减速 器传动比范围 ia=36。则总传动比的范围为 ia=936。故电动机转速的可选范围为nd=ian 卷筒=（

4、936）57.32=(5152063)r/min。符合这一范围的同步转速有 750r/min，1000 r/min 和 1500 r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有两种适用的电动机型号。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择型号为 Y160L-6 的电动机，其主要性能如表一：堵转转矩最大转矩型号额定功率/kw满载转速/(r/min)额定转矩额定转矩质量/kgY160L-6119702.02.0147西南科技大学课程设计说明书4二、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：inn970 57.3216.92总动电筒卷 2、分配各级传动比(1)据指导书

5、 P7 表 1，取齿轮。1i5齿（2）12iii总齿齿21iii16.91 53.38总齿齿三、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min） 轴：n970 r / minI轴：1n n / i 194r / minIII齿轴：2n n/ i57.4 r / minIIIII齿 卷筒轴：n n57.4 r / minIVIII2、计算各轴的输入功率（KW）轴：011 PP P9.08KWIdd（）轴：12 P P8.63KWIII（） 轴： 23 P8.2KWIIIIIP（）卷筒轴：34 P7.96 KWIVIIIP3、各轴输入转矩（Nm）电动机轴输出转矩为： T =90.28N md西

6、南科技大学课程设计说明书5轴： 01T T89.38N mId轴： 112T T i424.82N mIII 轴：232T Ti1364.96N mIIIII卷筒轴输入轴转矩：1351.31 NIVT3、各轴输出转矩（Nm）和功率（KW）分别乘以轴承效率由上数据，得表如下：输入输出输入输出I轴9.088.989.3887.599701II轴8.638.46424.82416.321945III轴8.28.04 1364.96 1337.6657.43.38卷筒轴7.967.8 1351.31 1324.2857.41传动比轴功率P(kw)转矩(N*m)转速四、传动零件的设计计算1、闭式齿轮传动

7、的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 260HBS。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 220HBS；由于减速器要求传动平稳，所以用圆柱斜齿轮。初选。10查取教材可得： ， ， ，；25. 1AK11. 1VK2 . 1K1 . 1K 83. 11 . 12 . 111. 125. 1KKKKKVA又由表查得各数据如下： ， ， ，取则47.2HZ8.189EZ88.0Z1099.0cosZ (2)按齿面接触疲劳强度设计西南科技大学课程设计说明书6查图可知： ；MPaMPaHH610,7002lim1lim

8、 1 . 12lim1limHHSS则应力循环次数： 9116060 970 1 8 16 3002.2 10hNn jL 8211/4.46 10NNi又查图可知： 则：121NNZZMPaSZHNHHP36.6361.117001lim11lim1 MPaSZHNHHP55.5541.116102lim22lim2 取、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数0 . 1d211312332(1)2.47 189.8 0.88 0.992 1.83 89.38 10(5 1)554.551.0556.2HEHPdZ Z Z ZKTidimm (4)、确定 中心距a 156.2(1)(1 5)168.6

9、22daimm 尽量使尾数为 0 或 5,以便于制造和测量，所以初定。170amm (5)、选定模数、齿数、和螺旋角nm1z2z 12()2cosnmazz 一般，。初选， 则40201z158130z 1021 15 30150zi z 122 cos2 170 cos101.8630150namzz西南科技大学课程设计说明书7 由标准模数取 ，则2nm 122 cos2 170 cos10167.42nazzm 取12167zz 则 12116727.811 5zzzi 取128z 则 2139z 齿数比： 21/139/ 284.96zz 与的要求比较，误差为 0.8% ，可用。于是5i

10、 1112()2 167coscos9.4722 170nm zza 满足要求。 （6） 、计算齿轮分度圆直径小齿轮 1122857coscos9.47nm zdmm大齿轮 222 139282.995coscos9.47nm zdmm （7） 、齿轮宽度 11.0 5757dbdmm圆整大齿轮宽度 260bmm取小齿轮宽度 165bmm （8） 、校核齿轮弯曲疲劳强度 查表可知： ； ；Flim1lim2280;260FMPaMPa5.1minFS西南科技大学课程设计说明书8 121NNYY lim111min280 21373.331.5FSTFpNFYYMPaS lim222min260

11、 21346.671.5FSTFpNFYYMPaS 取2346.67FPFPMPa 根据、查表取：，1z2z12.52FaY22.16FaY11.63saY21.81saY，0.75Y9.0Y 又157dmm1111132b2 1.83 89.38 102.52 1.63 0.75 0.9057 57 2139.58FFasanFPKTYY Y Yd mMPa222111FP2.16 1.81139.58132.852.52 1.63FasaFFFasaYYYYMPa 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。齿轮基本数据如下：西南科技大学课程设计说明书9名称符号齿1齿2齿数z2813

12、9分度圆直径d57282.995齿顶高ha22齿根高hf2.52.5齿顶圆直径da61286.995齿根圆直径df52277.995标准中心距a齿宽b65601702、开式齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 260HBS。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 220HBS；由于减速器要求传动平稳，所以用圆柱斜齿轮。初选。10查取教材可得： ， ， ，；25. 1AK11. 1VK2 . 1K1 . 1K 83. 11 . 12 . 111. 125. 1KKKKKVA又由表查得各数据如下： ， ，

13、，取则47.2HZ8.189EZ88.0Z1099.0cosZ (2)按齿面接触疲劳强度设计查图可知： ；MPaMPaHH610,7002lim1lim 1 . 12lim1limHHSS则应力循环次数： 8116060 194 1 8 16 3004.47 10hNn jL 8211/1.3 10NNi西南科技大学课程设计说明书10又查图可知： 则：121NNZZMPaSZHNHHP36.6361.117001lim11lim1 MPaSZHNHHP55.5541.116102lim22lim2 取、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数0 . 1d221312332(1)2.47 189.8 0.

14、88 0.992 1.83 424.82 10(3.38 1)554.551.03.38103.04HEHPdZ Z Z ZKTidimm (4)、确定 中心距a 2103.04(1)(1 3.38)225.6622daimm 尽量使尾数为 0 或 5,以便于制造和测量，所以初定。225amm (5)、选定模数、齿数、和螺旋角nm1z2z 12()2cosnmazz 一般，。初选， 则40201z158130z 1021 13.38 30101zi z 122 cos2225 cos103.3830101namzz 由标准模数取，则3.5nm 122 cos2 225 cos10126.63.

15、5nazzm 取12126zz 则 12112628.9113.38zzzi西南科技大学课程设计说明书11 取129z 则 297z 齿数比： 21/97/ 293.345zz 与的要求比较，误差为 1.0% ，可用。于是3.38i 1112()3.5 126coscos10.122225nmzza 满足要求。 （6） 、计算齿轮分度圆直径小齿轮 11104cosnm zdmm11104cosnm zdmm大齿轮 22346cosnm zdmm （7） 、齿轮宽度 11.0 104104dbdmm圆整大齿轮宽度 2105bmm取小齿轮宽度 1110bmm （8） 、校核齿轮弯曲疲劳强度 查表可

16、知： ； ；Flim1lim2280;260FMPaMPa5.1minFS121NNYY lim111min280 21373.331.5FSTFpNFYYMPaS lim222min260 21346.671.5FSTFpNFYYMPaS 西南科技大学课程设计说明书12 取2346.67FPFPMPa 根据、查表取：，1z2z12.52FaY22.19FaY11.63saY21.79saY， 21.79saY0.9Y 又1104dmm2111132b2 1.83 424.82 102.52 1.63 0.75 0.90104 104 3.5113.87FFasanFPKTYY Y Yd mM

17、Pa222111FP2.19 1.79139.58108.682.52 1.63FasaFFFasaYYYYMPa 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。齿轮基本数据如下：名称符号齿1齿2齿数z2997分度圆直径d104346齿顶高ha3.53.5齿根高hf4.3754.375齿顶圆直径da111353齿根圆直径df95.25337.25标准中心距a齿宽b110105225五、轴的设计计算轴的设计计算与校核：西南科技大学课程设计说明书13不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的位置；轴上零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。 按承载性质，减速器中

18、的轴属于转轴。因此，一般在进行轴的结构设计前先按纯扭转对轴的直径进行估算，然后根据结构条件定出轴的形状和几何尺寸，最后校核轴的强度。这里因为从动轴为轴，故只对轴进行强度的校核，对两根轴进行尺寸的设计计算过程。 具体步骤如下： 1、小齿轮轴的材料选择、热处理方式，许用应力的确定。选择 45 钢正火。硬度 170217HBS初步计算各轴段直径 （1）计算 d1，按下列公式初步计算出轴的直径，输出轴的功率 P 和扭矩 T 19.08P 189.38T 最小直径计算（查机械设计基础教材表 153 取 c=110）西南科技大学课程设计说明书1413319.0811023.6970pdcmmn考虑键槽1.

19、03 23.624.3dmm选择标准直径 124dmm （2）计算2d 2111122 (0.07 0.1)27.4 28.8ddaddmm 因必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取=30mm；2d2d （3）计算3d ，且必须与轴承的内径一致，32(1 5)31 35ddmmmm3d圆整=35mm，初选轴承型号为 6207,查附表可知，3dB=17mm，D=72mm，；25.5,15.2rCkN CkN （4）计算4d ，为装配方便而加大直径，应圆整为标43(1 5)36 40ddmmmm准直径，一般取 0，2，5，8 尾数，取=40mm；4d （5）计算5d 5444422(0.07 0.

20、1)45.6 48ddaddmm 取 =50mm；5d （6）计算6d ，同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承座孔镗制6335ddmm和减少轴承类型。 电动机轴各阶梯轴直径列表如下： 名称1d2d3d4d5d6d西南科技大学课程设计说明书15直径（mm）243035405035 3、计算轴各段长度 （1）计算 1L 半联轴器的长度 l=62mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故第一段的长度应比 l 略短一些，取 =60mm;1L （2）计算 2L 21Llem 轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取，其中 d31320,1.29.6lmm edmm为螺钉直径 M8，由轴承外径

21、 D=72mm，查表，取 d3=7mm， 式中，为箱体壁厚，3123(3 8)mLBccB 轴承轴承取=8mm， 取轴旁连接螺栓的直径为 10mm，查得；1216,14cmm cmm 由于轴承的轴颈直径和转速的乘积（1.52）105，故轴承采用脂润滑，取 =9mm，3 所以 m=8+16+14+8-9-17=4mm, 所以 =20+8.4+4=32.4mm，21Llem 取 =33mm；2L （3）计算3L ，32321712.510241.5mmLB 轴承西南科技大学课程设计说明书16式中，2为大齿轮端面至箱体内壁距离，应考虑两个齿轮的宽度差，两齿轮的宽度差为 5mm，取小齿轮至箱体内壁的距

22、离为 10mm，则 mmBB5.1225102大轮小轮小22 取 L3=42mm（4）计算4L ;4260258Lbmm （5）计算5L 取 L5=65441.41.4 (0.07 0.1)1.4 45.6Lbadmm （6）计算6L6235-L17 15 10636LBmm 轴承 各段轴长度列表如下: 名称1L2L3L4L5L6L长度/mm60334258636 尺寸设计部分具体步骤如下： 1、大齿轮轴的材料选择、热处理方式，许用应力的确定。西南科技大学课程设计说明书17 选择 45 钢正火。硬度达到 170217HBS,抗拉强度=600MPa，屈服强度=355MPa。=55MPabeb12

23、、初步计算各轴段直径 （1）按下列公式初步计算出轴的直径，输出轴的功率 P 和扭矩 T 28.46PMPa2416.32 .TN m最小直径计算（查机械设计基础教材表 142 取 c=110）32328.4611038.7194pdcmmn考虑键槽1.03 38.739.9dmm选择标准直径 140dmm （2）计算2d 2111122 (0.07 0.1)45.6 48ddaddmm 因必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取=50mm；2d2d （3）计算3d西南科技大学课程设计说明书18 ，且必须与轴承的内经一致，圆整32(1 5)51 55ddmmmm3d=55mm，初选轴承型号为 63

24、11,查附表可知，3dB=29mm，D=120mm，；71.5,44.8rCkN CkN （4）计算4d ，为装配方便而加大直径，应圆整为标43(1 5)56 60ddmmmm准直径，一般取 0，2，5，8 尾数，取=60mm；4d （5）计算5d 5444422(0.07 0.1)68.2 72ddaddmm 取 =75mm；5d （6）计算6d ，同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承座孔镗制6355ddmm和减少轴承类型。 电动机轴各阶梯轴直径列表如下： 名称1d2d3d4d5d6d直径（mm）405055607540 3、计算轴各段长度 （1）计算 1L L1 段部分为插入开式齿轮的

25、长度：b2 小齿轮=110mm， 取 L1=120mm （2）计算 2L西南科技大学课程设计说明书19 轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取，1320,1.28.4lmm edmm其中 d3为螺钉直径，由轴承外径 D=120mm，查表，取 d3=7mm， ，轴承轴承BccBLm3213)83( 式中，为箱体壁厚，取=8mm， 取轴旁连接螺栓的直径为 10mm，查得；1216,14cmm cmm 由于轴承的轴颈直径和转速的乘积（1.52）105，故轴承采用脂润滑，取 =9mm，3 所以 m=8+16+14+8-9-29=8mm, 所以 212088.436.4mmLlem 取 ；237mmL （3）计

26、算3L ，32322912.510253.5mmLB 轴承式中，2为大齿轮端面至箱体内壁距离，应考虑两个齿轮的宽度差，两齿轮的宽度差为 5mm，取小齿轮至箱体内壁的距离为 10mm，则 mmBB5.1225102大轮小轮小22 取 L3=54mm（4）计算4L ;4260258Lbmm （5）计算5L 5441.41.4 (0.07 0.1)1.4 68.4Lbadmm取 L5=8mm西南科技大学课程设计说明书20 （6）计算6L ；6235-L29 15 10846LBmm 轴承 各段轴长度列表如下: 名称1L2L3L4L5L6L长度/mm120375458846 强度校核部分具体步骤如下：

27、输入轴 求分度圆直径：已知1d57mm 求转矩：已知1T89380N mm求圆周力 Ft，根据教材 P142 式（6.12）得：11Ft2Td2 89380 573136N 求径向力 Fr,根据教材 P142 式（6.12）得：00 nFrFt tan/cos3136 tan20 /cos9.471157.23N 求轴向力 Fa,根据教材 P142 式（6.12）得： 0at FF tan3136 tan9.47523.1N 轴承支反力： 6该轴两轴承对称: 西南科技大学课程设计说明书21AB LL54mm水平支反力： 12HHtRRF1215682tHHFRRN垂直面内支反力： 1v20Vr

28、RFR1(5454)540VraRFM/ 2523.1 57/ 214908.35 .MaFaDN m得 1716.65NvR v1R =440.57N 作出弯矩图 7分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距： 84672N mmHM138699.1N mmVM223790.78N mmVM总弯距22HVMMM 193096.55N mmM 287950.83N mmM 作出计算弯矩图 822)( TMMca221()107438.03N.mmcaMMT2287950.83N mmcaMM 校核轴的强度 9-1故安全。116.790.1 dcacacaMMW西南科技大学课程设计说明书22输出轴

29、 求分度圆直径：已知2d282.995mm 求转矩：已知2T424820N mm 求圆周力 Ft，根据教材 P142 式（6.12）得： 22Ft2Td2 424820 282.9953002.3N求径向力 Fr,根据教材 P142 式（6.12）得：00 nFrFt tan/cos3002 tan20 /cos9.471107.85N 求轴向力 Fa,根据教材 P142 式（6.12）得： 0atFF tan3002.3 tan9.47500.8N西南科技大学课程设计说明书23 轴承支反力： 6 该轴两轴承对称: ABLL54mm水平支反力： 12HHtRRF121501.12tHHFRRN

30、垂直面内支反力： 1v20VrRFR1(5454)540VraRFM/ 270891.5 .MaFaDN m得 v1=1210.33Rv2=53.1R 作出弯矩图 7分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距： 81059.4N mmHM165357.8N mmVM22867.4N mmVM总弯距22HVMMM 1104126.2N mmM 281110.1N mmM 作出计算弯矩图 822)( TMMca221()275339N.mmcaMMT2281110.1N mmcaMM 校核轴的强度 91.212齿轮端面与内箱壁距离210箱盖、箱座肋厚、1mm0.8 1m10.85m=6.4、=6.1

31、mm8轴承端盖外径2D西南科技大学课程设计说明书27 根据机械设计课程设计指导书P26，得如下表格：七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命(一年按 300 个工作日计算）Lh=163008=38400h 1、计算输入轴承 初选深沟球轴承 6207，查手册有：Cr=25500N,Cor=15200N 由教材表 8.6 取 =1.0 pf 又22VHRRR 2211 R11724NVHRR 2222R21628.72NVHRR 1AFa523.1N2A0N轴承 I： A1/Cor0.0344 由教材表 8.5，用线性插值法取 e=0.25e=0.25 A1/ R10.303e由表

32、 8.5 求得：x1=0.56,y1=1.75所以11111()1.00.56*1724 1.75*523.11880.865NPPfx Ry A轴承 II ： 2P2Pf R1628.72N 轴承寿命计算：P1P2 故取P=P1=1880.865N深沟球轴承=3轴承端盖凸缘厚度t(11.2) 3d10轴承旁联接螺栓距离SS2D西南科技大学课程设计说明书28取f t=1n1970r / min由教材 P175（8.2）式得6h10L()60Cn P=4281738400h预期寿命足够,所选轴承 6207 合格 2、计算输出轴承初选深沟球轴承 6311，查手册有：Cr=71500N,Cor=44

33、800N 由教材表 8.6 取 =1.0 pf 又22VHRRR 2211R11928.3NVHRR 2222R21502.04NVHRR A1Fa500.8NA20轴承 I： A1/Cor0.0112 由教材表 8.5，用线性插值法取 e=0.19e=0.19 A1/ R10.259e 由表 8.5 求得：x1=0.56,y1=2.30所以11111()2229.85NPPfx Ry A轴承 II ： 2P2Pf R1502.04 N 轴承寿命计算P1P2 故取 P=P1=2229.85N深沟球轴承 =3n2=194r/min 取 f t=1由教材 P175（8.2）式得6h10L()280

34、0000h38400h60Cn P预期寿命足够,所选轴承 6311 合格西南科技大学课程设计说明书29八、键联接的选择及校核计算 1、联轴器与 I（输入）轴的联接 轴径 d1=24mm,L1=60mm 查手册 P53 选用 A 型平键，得： GB/T 1096 键 8740(A 型） 根据教材 P77（3.1）式得p=4T1dhl=48938024740 =53.2Mpap(120Mpa) 2、输入轴与齿轮 1 联接采用平键联接 轴径 d2=40mm L2=58mm 查手册 P53 选 A 型平键，得： GB/T 1096 键 12845(A 型） 根据教材 P77（3.1）式得 p=4T2d

35、hl =24.83Mpap(120Mpa)3、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接轴径 d3=60mm L3=58mm 查手册 P53 选用 A 型平键，得：GB/T 1096 键 181145(A 型）根据教材 P77（3.1）式得 p=4T2dhl=57.2Mpap (120Mpa)4、输出轴与齿轮 3 之间的联接轴径 d4=40mm L4=120mm 查手册 P53 选用 A 型平键，得：GB/T 1096 键 12890(A 型）根据教材 P77（3.1）式得西南科技大学课程设计说明书30 p=4T2dhl=59.00Mpap (120Mpa)九、联轴器的设计由于减速器载荷平稳，速度不高，

36、无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器，取工作情况系数 1.3k 选用 LT5 联轴器 弹性套柱销联轴器,根据主动轴连接联轴器处，24dmm将各种参数列表如下：型号公称转矩T许用转数n轴孔直径d轴孔长度L外径D材料轴孔类型LT512546002562130HT200Y 型联轴器承受转矩001.3 9.0895509550116.2 .125 .970cKPTN mTN mn故： 合适。十、密封和润滑的设计 1. 密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然西南科技大学课程设计说明

37、书31弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。 2润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度 v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离 H 不应小于 3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递 1KW 需油量 V0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十一、设计小结

38、 机械设计课程设计是我们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环节。(1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了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。 参考资料：机械设计 （武汉理工大学出版社，杨明忠、朱家诚主编）机械设计课程设计指导书 （高等教育出版社，罗圣国、李平林等主编）机械设计课程设计手册 （高等教育出版社，吴宗泽、罗圣国主编）机械设计课程设计图册 （高等教育出版社，龚溎义主编）西南科技大学课程设计说明书32机械原理 （高等教育出版社，第七版，郑文纬、吴克坚主编）