一级蜗轮蜗杆减速器.doc

课程设计报告

课程名称： 机械基础课程设计
系 别： 机械系
专业年级： 机械60803
姓 名： 聂群
班级学号： 20
指导教师： 郭玲蓉

一、课程设计任务书
题目：设计用于带式输送机的蜗杆减速器
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为±5%。
原始数据：运输带工作拉力F=2400N；运输带工作速度V=1.2m/s；滚筒直径D=410mm。
二、传动方案的拟定与分析

设计任务说明中已经给出该设计的传动方案，即一级蜗轮蜗杆传动的减速器。
三、电动机的选择
1、电动机类型的选择
选择Y系列三相异步电动机。
2、电动机功率选择
（1）传动装置的总效率：
=0.992×0.993×0.8×0.96=0.7304
（2）电机所需的功率：
电动机输出功率： kw
工作机所需的功率： =3kw
所以 kw=4.11kw
因载荷轻微振动，电动机即可，故
3、确定电动机转速
计算滚筒工作转速
r/min
按《机械设计课程设计指导书》P18表2-4推荐的传动比合理范围，取蜗轮蜗杆减速器传动比范围，则总传动比合理范围为I总=10~40。故电动机转速的可选范围为：。
符合这一范围的同步转速有1000、1500、和3000r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，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，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/mi
方案
电动机
型号
额定
动率/kw
(r/min)
1
Y132S1-2
5.5
3000/2890
2
Y132S1-4
5.5
1500/1440
3
Y132M2-6
5.5
1000/960
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S1-4。
其主要性能：额定功率5.5KW；满载转速1440r/min；额定转矩2.2。
四、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比

2、分配各级传动比

跟据课程设计指导书P18表2-4，取蜗轮蜗杆传动比（单级减速器合理）

=0.7304

=4.11kw
=3kw

=5.5kw

=54.60r/min

电动机型号为Y132S1-4

=26.37

=26.37
五、动力学参数计算
1、计算各轴转速

2、计算各轴的功率
P0=Pd=3.65 KW
P1=P0×η1=3.65×0.99=3.61 KW
P2=P1×η2×η3=3.61×0.99×0.8=3.22KW
P3=P2×η1×η2=3.22×0.99×0.99=3.16KW
3、计算各轴扭矩
T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×3.65/1440=24.21 N·m
T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×3.61/1440=23.94 N·m
T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×3.22/54.61=563.10 N·m
T3=9.55×106P3/n3=9.55×106×3.16/54.61=631.30 N·m

轴名
功率p/kw
转矩T/N.m
转速n(r/min)
传动比i
效率
输入
输出
输入
输出
电动机轴0

3.65

24.21
1440

蜗杆轴1
3.61
3.57
23.94
23.70
1440
1
0.99
蜗轮轴2
3.22
3.19
563.10
557.47
54.68
30
0.79
滚筒轴3
3.16
3.13
631.30
624.987
54.61

=1440r/min
=1440r/min
=54.61r/min
=54.61r/min

P0= 3.65 KW
P1=3.61 KW
P2=3.22KW
P3=3.16KW

T0=24.21 N·m
T1=23.94 N·m
T2=563.10 N·m
T3=631.30 N·m

六、传动零件的设计计算

蜗杆蜗轮设计计算：
1、蜗杆传动类型
GB/T 10085-1988.阿基米德蜗杆（ZA）
2、选择蜗轮蜗杆材料及精度等级
蜗杆 选40Gr，表面淬火45~55HRC；由表8-7查得，

蜗轮边缘选择ZCuSn10P1。金属模铸造。从GB/T10089-1988圆柱蜗轮蜗杆精度中选择8级精度。侧隙种类为f,标注为8f GB/T 10089-1988.
3、按齿面接触疲劳强度设计
传动中心距：
（1）、蜗杆上的转矩
T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×3.22/54.61=563100 N·mm
（2）、载荷系数K：
应工作时轻微振动，故查表11-5知载荷分布不均匀系数=1，=1.15，由于转速不高，冲击不大，动载系数=1.05
故K==1.15*1*1.05=1.21
（3）、弹性影响系数
铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配，故=160
（4）、接触系数
先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值=0.3，查图11-18可查得=3.1
（5）、许用接触应力
蜗轮材料：铸锡磷青铜ZCuSn10P1。金属模铸造。蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,表11-7知涡轮的基本许用应力=268Mpa
应力循环系数：=60*1*54.61*10*300*16=
寿命系数： =0.7088
则==0.7088x268=189.96Mpa
（6）、计算中心距a
==166.854mm
取中心距a=200mm,因=2，故从《机械设计》第八版表11-2中取模数m=6.3,蜗杆分度圆直径=63mm，这时=0.315，从《机械设计》第八版表11-18中可查的接触系数<,因此以上计算结果可用。
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与尺寸
(1)蜗杆：
轴向齿距 =19.782mm
直径系数 =10
齿顶圆直径 75.6mm
齿根圆直径 47.88mm
分度圆导程角γ=11°18´36"
蜗杆轴向齿厚9.891mm
(2)蜗轮：
蜗轮齿数=53
变位系数+0.246
验算传动比：i= = =26.5
传动比误差为%=0.5%<5%,满足条件允许
蜗轮分度圆直径=333.9mm
蜗轮喉圆直径 349.5996mm
蜗轮齿根圆直径 321.2244mm
蜗轮咽喉母圆半径=25.2112mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度：
当量齿数：=56.21
根据=0.246，56.21。从《机械设计》第八版图11-1中可查的齿形系数=2.2。
螺旋角系数：=0.9192
许用变应力：
从《机械设计》第八版表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力=56Mpa。
寿命系数：=0.570
=56X0.570Mpa=31.92Mpa
=
=15.907Mpa< 弯曲强度满足。
6、验算效率：
已知=11°18´36"=11.31°，=；与相对滑动速度有关，=4.842m/s
从《机械设计》第八版表11-18中用插值法差的=0.022，=1°16´=1.2167°带入公式中=0.8516.>0.8因此不用重算。

T2=
563100 N·mm

K=1.21

=160

=3.1

=268Mpa
N=

=0.7088
=189.96Mpa

=19.782mm
10

75.6mm
47.88mm
γ=11°18´36"
9.891

=53
+0.246
i=26.5

333.9mm
349.5996mm

321.2244mm
25.2112mm

56.21

0.9192

0.570
=31.92Mpa
=15.907Mpa

4.842m/s

=0.8516
七、轴的设计计算
Ø 输出轴的设计---蜗轮轴
1、按扭矩初算轴径
（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 [σb]=600MPa [σb]‐1=55MPa
（2）、按扭转强度，初步估计轴的最小直径
d≥
轴伸部位安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用非金属弹性元件挠性联轴器，由转速和转矩得
=1.5×9.550××3.22/54.68=843.57N•m
查表GB/T 5014-1955 HL3选弹性销柱联轴器，标准孔径d=45mm，即轴伸直径为45mm 。
（3）、轴承和键
采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用C型普通平键联接，实现周向固定。用A型普通平键连接蜗轮与轴。

2、轴的结构设计
（1）、径向尺寸的确定
从轴段d1=45mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07~0.1）d范围内， h≥（0.07~0.1）d1=（3.15~4.5）mm。应取d2=53mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=55mm，查《机械零件设计手册》选定轴承型号为7011C，d4与蜗轮孔径相配合且便于蜗轮安装。按标准直径系列，取d4=56mm；d5起蜗轮轴向固定作用，由h=（0.07~0.1）d4=（0.07~0.1）×56=3.93～5.6mm，取h=4mm，d5=64mm；d7与轴承配合，取d7=d3=55mm；d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d6=58mm。
（2）、轴向尺寸的确定
与联轴器相配合的轴段长度，L1=112mm。对蜗轮b=74mm取轴长段L4=b-(2~3)mm=72mm,对定位轴肩L5=1.4h=1.4X8mm=11.2mm,取整则L5=11mm。7011C型轴承其轴承宽度B=18mm，故L7=B=18mm. 其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗轮端面与箱体的距离取10～15mm，轴承端面与箱体内壁的距离取5mm；分箱面取55～65mm，轴承盖螺钉至联轴器距离10～15mm，初步估计L2=55mm，轴承环宽度为8mm，两轴承的中心的跨度为144mm，轴的总长为311mm。
(3)、轴的强度校核

（a） 轴的结构与装配 （b）受力简图 （c）水平面的受力和弯矩图 （d）垂直面的受力和弯矩图 （e）合成弯矩图 （f）转矩图 （g）计算弯矩图
（3.1）计算蜗轮受力
1）、绘出轴的计算简图（a）图
2）、绘制水平面弯矩图（b）图
蜗轮的分度圆直径 =334mm；
转矩 =563.167N·m
蜗轮的圆周力 =2×563.167/334=3372.26N
蜗轮的径向力
=3372.26×tan20°=1227.4N
蜗轮的轴向力760N
轴承支反力：
1686.13N
截面C处弯矩：
121.4N.m
3）、绘制垂直面弯矩图（c）图
轴承支反力：
613.7N

计算弯矩：
截面C左右侧弯矩：
43.96N.m

4）、绘制合成弯矩图（d）图
129.12N.m
5）、绘制弯矩图（e）图
563.10N.m
6）、绘制当量弯矩图 （f）图
转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取0.6，截面C处的当量弯矩为：=361.69N.m
7）、校核危险截面C的强度：
13.78Mpa<=55MPa
安全。
Ø 输入轴的设计计算---蜗杆轴
1、 按扭矩初算轴径
（1）、轴的材料的选择：
选用45号钢，调质处理，硬度HBS=230，强度极限=650Mpa，屈服极限=360Mpa，弯曲疲劳极限=300Mpa，剪切疲劳极限=155Mpa，对称循环变应力时的许用应力=60Mpa。
（2）初步估算轴的最小直径
最小直径估算：16.3mm
轴伸部位安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用非金属弹性元件挠性联轴器，由转速和转矩得
=1.5×9.550××3.61/1440=35.91N•m
查《机械零件设计手册》表GB/T4323-2002 LT4选TL型弹性套柱销联轴器，标准孔径d=20mm，即轴伸直径为20mm 。轴孔长度L=52mm
（3）、轴承和键
采用角接触球轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用C型普通平键联接，实现周向固定。

2、 轴的结构设计

（1）、径向尺寸的确定
从轴段d1=20mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07~0.1）d范围内， h≥（0.07~0.1）d1=（1.4~2）mm。应取d2=24mm；d3与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，取d3=25mm且d7=d3=25mm，查《机械零件设计手册》选定轴承型号为7005C，d4=d6=27mm。d6为轴承肩，轴承轴向固定，符合轴承拆卸尺寸，查轴承手册，取d6=27mm。d5取蜗杆齿顶圆直径 d5=75.6mm.
(2)、轴向尺寸的确定
由GB/T4323-2002查联轴段长度52mm，与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为12mm，取挡油板厚为1mm，其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗杆端面与箱体的距离取10～15mm，轴承端面与箱体内壁的距离取5mm；分箱面取55～65mm，轴承盖螺钉至联轴器距离10～15mm，轴承环宽度为18mm ，蜗杆轴总长352mm。

(3)、蜗杆的受力

齿顶圆直径=75.6mm；
转矩 =23.947N·m
蜗杆的圆周力 =2×23.94/0.0756=633.33N
蜗杆的径向力
=633.33×tan20°=230.51N
蜗杆的轴向力143.35N

45号钢
[σb]=600MPa [σb]‐1=55MPa

843.57N•m
HL3选弹性销柱联轴器
角接触球轴承

d1=45mm
d2=53mm
d3=55mm
d4=56mm
d5=64mm
d6=58mm
d7=d3=55mm
轴承型号为7011C

L1=112mm
L4=72mm
L5=11mm
L7=B=18mm
L2=55mm
=311mm

3372.26N

1227.4N

760N

=1686.13N
121.4N.m

613.7N

43.96N.m

129.12N.m

563.10N.m

361.69N.m

13.78Mpa
<=55MPa

45号钢
HBS=230
=650Mpa
=360Mpa
=300Mpa
=155Mpa
=60Mpa
35.91N•m
弹性套柱销联轴器LT4

d1=20mm
d2=24mm
d7=d3=25mm
d4=d6=27mm
d5=75.6mm
轴承型号：7005C

=352mm

633.33N
230.51N

143.35N

八、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命： 10×300×16=48000小时
1、 计算输入轴轴承
（1）已知=1440r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=115.25N
初选两轴承为角接触球轴承7005C型
根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力
FS=0.68FR 则FS1=FS2=0.68FR1=78.37N
（2）∵FS1+Fa=FS2 Fa=143.35
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=78.37N FA2=FS2=221.72N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=78.37N/115.25N=0.68
FA2/FR2=221.72N/115.25N=1.92
根据教材P321表13-5得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2>e x2=1
y1=0 y2=0
（4）计算当量载荷P1、P2
根据教材P321表13-6取fP=1.1
根据教材P320式13-8a得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1×(1×115.25+0)=126.775N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1×(1×115.25+0)=126.775N
（5）轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=126.775N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7005C型的Cr=23000N
由教材P320式13-5a得
Lh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/1440×(1×23000/126.775)3
=3216949974h>48000h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴轴承
（1）已知nⅢ=54.68r/min
= 760N, FR=FNH1=1686.13N
试选7011C型角接触球轴承
根据教材P322表13-7得FS=0.68FR，则
FS1=FS2=0.68FR=0.68×1686.13=1146.57N
（2）计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+=FS2 = 760N
∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷：FA1=1146.5N
FA2= FS1+=1906.5N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=1146.5/1686.13=0.68
FA2/FR2=1906.5/1686.13=1.13
根据教材P321表11-8得：e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2>e ∴x2=1
y2=0
（4）计算当量动载荷P1、P2
根据表P321表13-6取fP=1.1
根据式13-8a得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1×(1×1686.13)=1854.743N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1×(1×1686.13)= 1854.743N
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2 故P=1854.743 ε=3
根据手册P71 7011C型轴承Cr=30500N
根据教材P320 表13-4得：ft=1
根据教材P320式13-5a得
Lh=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/54.68×(1×30500/1854.743)3
=1355674.4h>48000h
∴此轴承合格，预期寿命足够。

FR1=FR2=115.25N
角接触球轴承7005C
FS1=FS2=78.37N

FA1=78.37N FA2= 221.72N

FA1/FR1=0.68
FA2/FR2=1.92

P1=126.775N
P2=126.775N

P=126.775N
ε=3

Lh=3216949974h
>48000h
预期寿命足够。

7011C型
角接触球轴承
FS1=FS2=1146.57N

FA1=1146.5N
FA2=1906.5N

FA1/FR1=0.68
FA2/FR2=1.13

P1=1854.743N
P2=1854.743N

Lh=1355674.4h
>48000h

九、键连接的选择及校核计算
1、联轴器与输出轴连接采用平键连接
轴径d1=45mm，L1=112mm
查《机械零件设计手册》P291 选用C型平键，得：
b=14 h=9 L=50即：键C14×50 GB/T 1096-2003
l=L1-b=112-14=98mm T2=631.30N·m
根据教材P106式6-1得
σp=4T2/dhl=4×631100/45×9×98=49.48Mpa<[σp](110Mpa)
2、输入轴与蜗轮连接采用平键连接
轴径d4=56mm L4= 72mm T2=563.10N·m
查《机械零件设计手册》P291
选A型平键，得：b=16 h=10 L=50
即：键16×50 GB/T1096-2003
l= L4-b=72-16=56mm
σp=4 T2/d4hl=4×563100/56×10×56=22.524Mpa
<[σp](110Mpa)
3、输入轴与联轴器连接用平键连接
轴径d1=20mm L1=52mm T1=23.94N.m
查《机械零件设计手册》P291
选用A型平键，得：b=6 h=6 L=32
即：键6×32GB/T1096-2003
l=L1-b=52-6=46mm
根据教材P106（6-1）式得
σp=4 T1/d1hl=4×23940/20×6×46=1.32Mpa<[σp] (110Mpa)

C型平键
b=14 h=9 L=50
l=98mm
σp=49.48Mpa
<[σp](110Mpa)

A型平键
b=16 h=10 L=50
l=56mm
σp =22.524Mpa
<[σp](110Mpa)

A型平键
b=6 h=6 L=32
l=46mm

σp=1.32Mpa
<[σp] (110Mpa)

十、联轴器的选择及校核计算
联轴器选择的步骤：
1、蜗杆端联轴器
（1）、类型选择：
为了隔离振动与冲击，选用非金属弹性元件挠性联轴器
（2）、载荷计算：
公称转矩：23.94N.m
由《机械设计》第八版表14-1查得=1.5。故由公式（14-1）的计算转矩为：=1.5X23.94=35.91N.m

(3)、型号选择：
依据蜗杆轴的设计与计算中知：查GB/T 5014-1955 HL3选弹性销柱联轴器，标准孔径d=45mm，即轴伸直径为45mm 。
2、 输出轴端联轴器
（1）、类型选择：
为了隔离振动与冲击，选用非金属弹性元件挠性联轴器
（2）、载荷计算：
公称转矩：563.10N.m
由《机械设计》第八版表14-1查得=1.5。故由公式（14-1）的计算转矩为：=1.5X563.10=844.65N.m

(3)、型号选择：

依据蜗轮轴的设计与计算中知：
查《机械零件设计手册》表GB/T4323-2002 LT4选TL型弹性套柱销联轴器，标准孔径d=20mm，即轴伸直径为20mm 。轴孔长度L=52mm。

35.91N.m

弹性销柱联轴器
GB/T 5014-1955
HL3

844.65N.m

弹性销柱联轴器
GB/T 4323-2002
LT4

十一、减速器的润滑与密封
在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。

1、 减速器的结构
本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照《机械设计基础课程设计》图10-8装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。
箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。
2、减速箱体的结构
该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式
具体结构详见装配图
3、轴承端盖的结构尺寸
详见零件工作图
4、减速器的润滑与密封
蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt（100°C）查表5-11《机械设计基础课程设计》
轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2查表5-13
《机械设计基础课程设计》。
5、减速器附件简要说明
该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。

蜗轮传动部分：
润滑油
轴承部分：
脂润滑

十二、箱体及附件的结构设计
1、减速器结构
减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。
采用下置剖分式蜗杆减速器（由于Vs=4.84m/s≤5m/s时，蜗杆下置）。
铸造箱体，材料HT150。
2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系

名称
减速器型式及尺寸关系
箱座壁厚δ
δ=11mm
箱盖壁厚δ1
δ1=10mm
箱座凸缘厚度b1，
箱盖凸缘厚度b，
箱座底凸缘厚度b2
b=1.5δ=16mm
b1=1.1δ=15mm
b2=2.5δ=28mm
地脚螺钉直径及数目
df=19mm n=6
轴承旁联接螺栓直径
d1=14mm
箱盖，箱座联接螺栓
直径
d2=10mm
螺栓间距 150mm
轴承端盖螺钉直径
d3=9mm 螺钉数目4
检查孔盖螺钉直径
d4=6mm
Df，d1，d2至外壁
距离
df，d2至凸缘
边缘距离
C1=26,20,16

C2=24,14
轴承端盖外径
D2=140mm
轴承旁联接螺栓距离
S=140mm
轴承旁凸台半径
R1=16mm
轴承旁凸台高度
根据轴承座外径和扳手空间
的要求由结构确定
箱盖，箱座筋厚
m1=9mm m2=9mm
蜗轮外圆与箱
内壁间距离

12mm
蜗轮轮毂端面
与箱内壁距离

10mm
3、注意事项
（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；
（2）角接触球轴承7000C、7011C的轴向游隙均为0.10～0.15mm；用润滑油润滑；
（3）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；
（4）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；
（5）减速器外表面涂灰色油漆；
（6）按减速器的实验规程进行试验。

下置剖
分式蜗杆减速器
HT150

设计小结
通过3周的一级蜗轮蜗杆减速器设计，觉得自己受益非浅。
机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、理论力学、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。
通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力；我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等），获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。
感谢我的指导老师张占国老师的无私帮助和同学之间的互助，当一份比较像样的课程设计完成的时候，我的内心无法用文字来表达。几天以来日日夜夜的计算与绘图和在电脑前编辑排版说明书，让我感觉做一个大学生原来也可以这么辛苦。但是，所有的这一切，都是值得的，她让我感觉大学是如此的充实。

参考文献
【1】、吴宗泽主编 《机械设计》 ---北京：高等教育出版社， 2001
【2】、席伟光 杨光 李波主编 《机械设计课程设计》 ---北京：高等教育出版社， 2003（2004重印）
【3】、吴宗泽主编 《机械设计课程设计手册》 –2版 ---北京：高等教育出版社，1999（2003重印）
【4】、赵祥主编，《机械零件课程设计》， ---北京：中国铁道出版社，1988
【5】、 哈尔滨工业大学理论力学教研室 编 《理论力学》 ---北京：高等教育出版社 ，2002.8 （2003重印）
【6】、孙恒 陈作模 主编 《机械原理》 ---北京：高等教育出版社 ，2001（2003重印）
【7】、张代东 主编 《机械工程材料应用基础》 --北京：机械工业出版社 ，2001.6
【8】、 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社，2006．