机械设计课程设计(二级减速器)直齿轮.doc

机械设计基础课程设计
计算说明书

目 录
一、设计任务书……………………………………………………(2)
二、电动机的选择…………………………………………………(3)
三、计算传动装置的运动和动力参数……………………………(4)
四、传动件设计（齿轮）…………………………………………(6)
五、轴的设计………………………………………………………(10)
六、滚动轴承校核…………………………………………………(17)
七、连接设计………………………………………………………(19)
八、减速器润滑及密封……………………………………………(19)
九、箱体及其附件结构设计………………………………………(20)
十、设计总结………………………………………………………(22)
十一、参考资料……………………………………………………(23)

设计内容
计算及说明
结 果
设计任务书

一、设计任务书
设计题目4：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器
1、系统简图

2、工作条件
单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限5年，输送带速度容许误差为±5%。
3、原始数据
已知条件
题 号
D1
D2
D3
D4
D5
D6
输送带拉力F（N）
1.6×103
1.8×103
2×103
2.2×103
2.4×103
2.6×103
输送带速度v（m/s）
1.0
1.1
0.9
0.9
1.2
1.0
滚筒直径D(mm)
400
350
300
300
300
300
注：小组成员按次序选题，本设计所选题号为D5。
4、传动方案的分析
带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经联轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。

设计内容
计算及说明
结 果
电动机的选择

二、电动机的选择
1、类型选择
电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列封闭式三相异步电动机。
2、功率选择
(1)工作机主轴所需功率

式中，，，代入上式得：
；
(2)电动机所需功率
电动机所需功率为：
从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为

查[2]表11-9：
联轴器传动效率（2个）
轴承传动效率 （4对），
齿轮传动效率（8级2对），
滚筒传动效率（1个），
则：，
；
(3)电动机额定功率
选取电动机额定功率，使，
查[2]表20-5取；

设计内容
计算及说明
结 果

3、电动机转速选择
根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为：
，
查[2]推荐二级圆柱齿轮减速器传动比为：
；
故电动机转速为：

3、电动机型号选择
符合这一范围的转速有：、、三种,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选用同步转速为的电动机作为原动机。
根据电动机类型、容量和转速，查[2]表20-5，选定电动机型号为Y126M-6的电动机。主要性能如下表：
型号
额定功率
kW
满载时

额定转速

质量

转速

电流A
(380V)

效率
％

功率因数
Y112M-6
2.2
940
5.6
80.5
0.74
2.0
45

计算传动装置的运动和动力参数

三、计算传动装置的运动和动力参数
1、传动装置的总传动比：
根据电动机的满载转速和滚筒转速可算出传动装置总传动比为：；
2、二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比：
(1)高速级的传动比为：

（2）低速级的传动比为：

3、计算传动装置各轴的运动和动力参数：
（1）各轴的转速：
1轴
2轴 ，
3轴 ，
卷筒
（2）各轴的输出功率：
1轴 ，
2轴 ，
3轴 ，
卷筒 ；
(3) 各轴转矩
0轴
1轴 ，
2轴 ，
3轴 ，
卷筒 ；
由以上数据得各轴运动及动力参数表：
轴名
功率
转矩
转速
电机轴
1.96
19.9
940
1轴
1.94
19.7
940
2轴
1.84
98.2
179
4
3轴
1.75
349.1
48
卷筒轴
1.70
338.7
48

各轴转速

各轴功率

各轴转矩

设计内容
计算及说明
结 果
传动件设计（齿轮）

四、传动零件设计（齿轮）
1、高速级齿轮传动设计
（1）选择材料及确定许用应力
因为传递功率不大，转速不高，大小齿轮都采用45钢。大齿轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。
小齿轮45钢调质，齿面硬度197~286HBS,，
大齿轮45钢正火处理，齿面硬度156~217HBS，，
由表11-5，取,,

(2)按齿面接触强度设计
设齿轮按8级精度制造。

确定公式中的各计算数值：
1) 查[1]表11-3，选择载荷系数；
2) 小齿轮的转矩：；
3) 查[1]表11-6，选择齿宽系数；
4) 齿数比；
5) 由[1]表11-4，选择弹性系数；
6) 对于标准齿轮，区域系数；
小齿轮分度圆直径：

齿数取, 则
设计模数
(3)验算轮齿弯曲强度
查[1]有轮齿弯曲强度验算公式（11-6）：

确定公式中的各计算数值：
1) 查[1]图11-8，取齿形系数；
2) 查[1]图11-9，取应力集中系数；
3) 查[1]表11-5，取安全系数，则：

，

设计内容
计算及说明
结 果

(4)决定模数
综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相对大者为基准，并按[1]表4-1取标准模数。
(5)几何尺寸计算

1)分度圆直径：
，
；
2)齿轮齿宽：，
取，；
4) 中心距：
（6）齿轮的圆周速度

对照[1]表11-2可知选用8级精度是合宜的。
2、低速级齿轮传动设计
（1）选择材料及确定许用应力
因为传递功率不大，转速不高，大小齿轮都采用45钢。大齿轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。
小齿轮45钢调质，齿面硬度197~286HBS,，
大齿轮45钢正火处理，齿面硬度156~217HBS，，
由表11-5，取,,

(2)按齿面接触强度设计
查[1]公式（11-3）有小齿轮最小设计依据：

确定公式中的各计算数值：
1) 查[1]表11-3，选择载荷系数；
2) 小齿轮的转矩：；
3) 查[1]表11-6，选择齿宽系数；
4) 齿数比；
5) 由[1]表11-4，选择弹性系数；
6) 对于标准齿轮，区域系数；
小齿轮分度圆直径：

齿数取,则
设计模数：
(3)按轮齿弯曲强度设计
查[1]有轮齿弯曲强度验算公式（11-6）：

确定公式中的各计算数值：
1) 查[1]图11-8，取齿形系数；
2) 查[1]图11-9，取应力集中系数；
计算：

4)决定模数
综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相对大者为基准，并按[1]表4-1取标准模数。
(5)几何尺寸计算
1)分度圆直径：
，
；
2)齿轮齿宽：，
取，；
3)中心距：；
（6）齿轮的圆周速度

对照[1]表11-2可知选用8级精度是合宜的。
3、传动齿轮主要参数表

高速级
低速级
齿数z
32
168
32
120
中心距a(mm)
200
228
模数m(mm)
2
3
齿宽b(mm)
60
55
85
80
分度圆直径d(mm)
64
336
96
360

设计内容
计算及说明
结 果
轴的
设计

轴的设计
（在本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴的强度校核）
一． 高速轴1的设计
1、选择材料及热处理方式
选取轴的材料为45号钢，调质处理。
2、初估轴径
按扭转强度法估算高速轴的直径，由[1]表14-2，取常数，由[1]公式(14-2)，轴的最小直径满足：
；
该段轴上有一键槽将计算值加大3%，取
此轴的最小直径即安装在联轴器处轴的最小直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。
3、选择联轴器
根据传动装置的工作条件拟选用HL型弹性注销联轴器。
查[1]表17-1，取,则计算转矩：
；
按照及电动机轴尺寸等限制条件，查[3]表13-1，选用HL2型弹性柱销联轴器。其公称转矩，半联轴器的孔径，可满足电动机的轴径()要求.
最后确定减速器高速轴外伸直径。
4、初选轴承
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据[1]表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸，由[2]表18-2选用轴承型号为6005，其，。
5、高速轴1的结构设计
(1)拟定轴的结构方案如图（采用齿轮轴设计）：

选用HL2型弹性柱销联轴器

选用6005深沟球轴承
设计内容
计算及说明
结 果

(2)各轴段直径与长度的确定
1)由所选半联轴器的孔径，取高速轴最小直径；半联轴器与轴配合的毂孔长度为，VIII-IX断的长度应比略短一些，现取；
7) 为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端要求制出一轴肩，故取VII-VIII段的直径；轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为15mm。故取。
3)根据所选轴承尺寸确定，；
4)为满足轴承的轴向定位要求，取，综合中间轴设计取；
5)轴的齿轮段直径，长度；

至此已初步确定各轴段的直径与长度。

(3) 轴上零件的周向固定
1)半联轴器与轴的周向定位采用平键联接，配合选H7/k6。
按，由[1]表10-9查得平键的截面，，根据该轴段长度，取。
四、 滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
(4)轴上倒角与圆角
根据[4]表15-2，取轴端倒角C1.2，各轴肩处的圆角半径见齿轮轴零件图。

键6×6×45GB/T 1069-1979

倒角C1.2
设计内容
计算及说明
结 果

6、轴的受力分析
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。确定轴的支点位置，对与轴承6207，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为266.5mm。
计算轴齿轮上的圆周力：
，
径向力：
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

7、判断危险截面
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出C截面是危险截面。现将C截面处的MH、MV及M的值列于下表：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力

弯矩

总弯矩

扭矩

8、轴的弯扭合成强度校核
进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C）的强度。

设计内容
计算及说明
结 果

根据[4]公式15-5及[4]表15-4中轴的抗弯截面系数的计算公式，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力：
；
之前已选定轴的材料为45号调制钢，由[4]表15-1查得许用弯曲应力。因此，故安全。
B 中间轴2的设计
1、选择材料及热处理方式
选取轴的材料为45号钢，调质处理。
2、初估轴径
按扭转强度法估算高速轴的直径，由[1]表14-2，取常数，由[1]公式(14-2)，轴的最小直径满足：
；
3、初选轴承
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据[1]表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取，由[2]表18-2选用轴承型号为6206，其，。
5、中间轴2的结构设计
(1)拟定轴的结构方案如图：

(2)各轴段直径与长度的确定
1)根据所选轴承的直径，取中间轴最小直径；综合壁厚及箱体尺寸等因素，现取；

选用6206深沟球轴承

设计内容
计算及说明
结 果

2)为满足齿轮的轴向定位要求，轴段右端及轴段左端要求制出一轴肩，故取。根据高速级大齿轮及低速级小齿轮的齿宽，分别取，；
3)为满足齿轮的轴向定位要求，取。根据齿轮间间隙推荐值，取；
至此已初步确定各轴段的直径与长度。
1) 轴上零件的周向固定
1) 齿轮与轴的周向定位采用平键联接。
段平键，按，由[1]表10-9查得平键的截面，，由该轴段长度取。
段平键，按，由[1]表10-9查得平键的截面，，由该轴段长度取。
同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。
2)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
(4)轴上倒角与圆角
根据[4]表15-2，取轴端倒角C1，各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。

C 低速轴3的设计

1、选择材料及热处理方式
选取轴的材料为40Cr，调质处理。
2、初估轴径
按扭转强度法估算高速轴的直径，由[1]表14-2，取常数，由[1]式(14-2)，轴的最小直径满足：
；
此轴的最小直径即安装在联轴器处轴的最小直径，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选取联轴器的型号。

键10×8×50GB/T 1069-1979

键10×8×28GB/T 1069-1979

倒角C1.2

设计内容
计算及说明
结 果

3、选择联轴器
查[1]表17-1，取,则计算转矩：
；
按照及电动机轴尺寸等限制条件，查[3]表13-1，选用HL3型弹性柱销联轴器。其公称转矩，半联轴器的孔径，故取低速轴3最小直径。
4、初选轴承
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据[1]表16-2选用深沟球轴承。又根据设计尺寸，由[2]表18-2选用轴承型号为6209，其，。

5、低速轴3的结构设计
(1)拟定轴的结构方案如图：

(2)各轴段直径与长度的确定
1)由所选半联轴器的孔径，取低速轴最小直径；半联轴器与轴配合的毂孔长度为，断的长度应比略短一些，现取；
2)为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端要求制出一轴肩，故取段的直径；轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离
为25mm。故取。

选用HL3型弹性柱销联轴器

选用6209深沟球轴承

设计内容
计算及说明
结 果

3)根据所选轴承直径尺寸确定，取，；
4)为满足轴承的轴向定位要求，取，综合中间轴设计取；
5)为满足齿轮的轴向定位要求，取该段直径，长度；
6)根据齿轮几何尺寸，段直径，长度取；

至此已初步确定各轴段的直径与长度。

(4) 轴上零件的周向固定
1) 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。
按，由[1]表10-9查得平键的截面，，根据该轴段长度，取。
同理按，由[1]表10-9查得平键的截面，，根据该轴段长度，取。
同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。

2)半联轴器与轴得配合选H7/k6。
五、 滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
(4)轴上倒角与圆角
根据[4]表15-2，取轴端倒角C1.6，各轴肩处的圆角半径见低速轴零件图。

键10×8×70GB/T 1069-1979

键14×9×45GB/T 1069-1979

倒角C1.6

设计内容
计算及说明
结 果
滚动轴承校核

滚动轴承校核
（本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上轴承的校核）
根据要求对所选的在高速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承型号均为6207，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。
前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：
，，
，；
由上可知轴承2所受的载荷大于轴承1，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1也必满足要求。
1、求比值
对于深沟球轴承所受径向力：

所受的轴向力 ：，
根据[4]表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。
2、计算当量动载荷P
根据[4]式(13-8a)，，按照[4]表13-5，X=1，Y=0，按照[4]表13-6，，取。则：

3、验算轴承的寿命
按要求轴承的最短寿命为：
；
所选轴承6207基本额定寿命，根据[4]式(13-5)有：
；
则，故所选的轴承6207满足要求。

设计内容
计算及说明
结 果
连接设计

连接设计
（本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴上键的校核）
1、选择键连接的类型和尺寸
本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按，由[1]表10-9查得平键的截面尺寸，，由该轴段长度取。
2、校核键联接的强度
由[1]式(10-26)有平键连接的挤压强度条件：
；
1)键、轴和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由[1]表10-10查得许用挤压应力，取；
2)键的工作长度，则由上式得：
；
故所选的平键满足强度要求。
键的标记为：键8×7×70GB/T 1069-1979。

减速器润滑及密封

减速器润滑及密封
1、齿轮的润滑
由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，计算它们的速度：
，
；
，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查[2]表19-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。
2、滚动轴承的润滑
由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查[2]表19-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。
3、 减速器的密封
为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。

全损耗系统用油(GB/T 433-1989)，代号为L-AN32

钙基润滑脂(GB/T 491-1987)，代号为L-XAMHA1
设计内容
计算及说明
结 果
箱体及其附件结构设计

箱体及其附件结构设计
A箱体的结构设计
箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计。
1、确定箱体的尺寸与形状
箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚。
为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。
2、合理设计肋板；
在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。
3、合理选择材料；
因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。
4、由[2]表6-5设计减速器的具体结构尺寸见下页表格。

B附件的结构设计
1、检查孔和视孔盖
检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。
2、放油螺塞
放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。
3、油标
油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。
4、通气器
通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。
5、起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。
6、起盖螺钉
为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。
7、定位销
在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。

设计内容
计算及说明
结 果

减速器铸造箱体的结构尺寸
名称
公式
数值(mm)
箱座壁厚
δ=0.025a+3≥8
10
箱盖壁厚
δ1=0.02a+3≥8
8
箱体凸缘厚度
箱座
b=1.5δ
15
箱盖
b1=1.5δ
12
箱座底
b2=2.5δ
25
加强肋厚
箱座
m≈0.85δ
8.5
箱盖
m1≈0.85δ
8.5
地脚螺钉直径和数目
df=0.036a+12
M20
n=4
轴承旁联接螺栓直径
d1=0.72 df
M16
箱盖和箱座联接螺栓直径
d2=0.6 df
M12
轴承盖螺钉直径和数目
高速轴
d3 =0.4-0.5 df
M8
n=4
中间轴
M8
低速轴
M10
轴承盖外径D2
高速轴
D2=D+5d3
122
中间轴
112
低速轴
135
观察孔盖螺钉直径
d4=0.4 df
M8
df、d1、d2
至箱外壁距离
df
C1
26
d1
22
d2
18
df、d1、d2
至凸缘边缘的距离
df
C2
24
d1
20
d2
16
大齿轮齿顶圆与内壁距离
Δ1>1.2δ
14
齿轮端面与内壁距离
Δ2>δ
12
外壁至轴承座端面的距离
l1=C2+C1+(5～10)
50

设计内容
计算及说明
结 果
设计总结

设计总结
1、分析方案优缺点
1)能满足所需的传动比；
齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了1∶16的总传动比。
2)选用的齿轮满足强度刚度要求；
由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。
3)轴具有足够的强度及刚度；
由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。
4)箱体设计的得体；
设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。
5)加工工艺性能好；
设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。
6) 由于经验及知识等的欠缺，设计存在诸多缺点；
设计功率、尺寸等相对方案需要的余量过大，造成成本浪费。箱体结构庞大，重量很大。齿轮及轴的计算校核不够精确等。

2、个人心得
相较同组成员，我提前了很久开始课程设计。于是在起步的时候，真可谓举步维艰。加上我们专业并未系统学习《机械设计》与《机械原理》，而只修过《机械设计基础》，这让我们在基础上就难以达到设计所需的知识水平。当然，在设计过程中硬着头皮不断探索，着实让自己收获很多。在借阅设计指导书的基础上，向机械专业的同学借来《机械设计》和《减速器装配图》，自己学习，帮助很大。
通过此次机械设计，我对机械零件设计步骤和设计思想，得到了充分掌握，真正地把所学到的知识初步地运用到了实践之中。同时，也从中发现了许多知识掌握不足。设计过程中面对各个未曾学过的问题，逐个攻破，掌握了许多新知识，还对《机械设计》有了重要的认识。觉得虽然学校没有为我们安排《机械设计》这门课程，但对于内燃机专业的学生，我们应
该也必须学好这门课。也因为自学时间及基础知识的有限，导致学习心得不够深刻，不能对现学的知识达到熟练的运用，这还需要在今后不断的学
习和提高。

设计内容
计算及说明
结 果

虽然机械设计课程设计已经完成，但应当承认，我的设计的全面性还不够，考虑问题的周密性也不强，所设计的最后结果还没有达到最优效果。这其中有多方面原因，这包括对所学或未学的知识理解不透，也包括我们对实践中的机械零件的不够了解。
课程设计让我有机会把理论和实践相结合，学会了用理论去指导实践，同时也只有通过实践检验才知道理论正确与否。同时在这次设计中我深刻体会到机械设计发展的速度之快，在社会各领域的地位也越来越高。因此在这方面我们应不断学习，不断更新知识，不断充实自己，这样才能适应信息时代的发展。
最后，感谢胡老师给我们《机械设计基础》的教学以及本次课程设计的指导。同时，也非常感激一位机械电子的同学在设计过程中对自己的帮助，为我解决了很多知识欠缺的问题。

参考资料

参考资料
参考文献：
[1]杨可桢，程光蕴，李仲生.机械设计基础(第5版).北京:高等教育出版社，2006.
[2]王旭，王积森.机械设计课程设计.北京：机械工业出版社，2003.
[3]宋宝玉，吴宗泽.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社，2006.
[4]濮良贵，纪名刚.机械设计(第八版).北京：高等教育出版社，2006.