机械设计课程设计带式输送机.doc

目录
一、机械设计课程设计任务书.…………………………………2
二、机械设计课程设计说明书………………………………… 4
1 传动方案拟定…………………………………………… 4
2 电动机的选择…………………………………………… 4
3 蜗杆蜗轮的设计计算…………………………………… 7
4轴的设计及验算………………………………………… 13
5轴承的验算 ………………………………………………23
6键的验算 …………………………………………………25
7联轴器的选择计算 ………………………………………27
8蜗杆传动的热平衡计算 …………………………………28
9润滑和密封说明 …………………………………………29
10拆装和调整的说明………………………………………29
11箱体的结构设计…………………………………………30
12小结………………………………………………………31
13参考文献…………………………………………………32
三、设计图纸……………………………………………………附件

一 、机械产品设计任务书
1、项目介绍
1.1工作原理
带式输送机是由输送带完成运送机器零、部件的工作。其传动示意图参见图1-1。

图1-1
1.2.传动方案（参考）

图1-2
1.3.工作条件
（1）机器功用  由输送带传送机器的零、部件；
（2）工作情况  单向运输，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35°C；
（3）运动要求  输送带运动速度误差不超过5%；
（4）使用寿命  10年，每年350天，每天16小时；
（5）动力来源  电力拖动，三相交流，电压380/220V；
（6）检修周期  半年小修，二年中修，四年大修；
（7）生产规模  中型机械厂，小批量生产。
1.4.设计数据（详见表1-1）
钢绳拉力
钢绳速度
卷筒直径
17
8
330
表1-1
1.5.涉及主要课程内容：
工程力学、机械设计、机械原理、电工电子学、工程图学、机械工程材料、机械设计制造技术基础、创新设计与制作、机械系统设计、虚拟设计与装配
1.6.项目实施内容：
(1) 完成该项目可行性方案的构思、设计和论证；
(2) 完成各主要组成装置的设计和主要零部件的设计校核；
(3) 虚拟仿真设计。
2机械产品设计的教学目的
1、系统地掌握本专业领域的技术理论基础知识，具备机械设计制造及其自动化基础知识，奠定扎实的理论基础；
2、掌握本专业必需的制图、计算、实验、测试、文献检索和基本工艺操作等基本技能；
3 掌握本专业领域内某个专业方向所必要的专业知识，了解其科学前沿及发展趋势；
4 掌握较扎实的自然科学基础，具有初步的科学研究、科技开发及组织管理能力；
5 掌握较强的自学能力和创新意识与计算机应用能力，掌握进行机械产品设计、制造及设备控制、生产组织管理的基本能力。

二、机械设计课程设计说明书
1、传动方案的比较和选择

图1-1 1-电动机 2-减速器 3-联轴器 4-滚筒 5-传动带
2、电动机的选择
2.1电动机的类型的选择
电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机
2.2电动机功率的选择
工作机所需要的有效功率为：
=75000.9/1000=6.75Kw
为了计算电动机所需要的有效功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率，设分别为凸缘联轴器,涡轮效率,每对轴承效率，滚筒的效率：
查得：

则传动装置的总效率为：
==
——联轴器，——蜗杆蜗轮，——滚动轴承
电动机所需的功率为：
=6.75/0.664=10.17Kw
工作机主轴转速为：

选取电动机的额定功率为：11Kw
2.3电动机的选择
选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。
2.4根据电动机所需要的功率和同步转速
电动机型号为Y132M2-6和Y132S-4型。
电动机的数据及总传动比

方案号
电动机型号
额定功率Kw
同步转速r/min
满载转速r/min
1
Y160L-6
11
1000
970
2
Y160M-4
11
1500
1460
表2-1
由上表1-2可知传动方案2虽然电动机的价格低，但总传动比大，为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案1，即电动机型号为Y160L-6 。
2.5传动比的分配
根据表1-2，蜗杆蜗轮的传动比，i=20.88
2.6电动机装置运动和动力参数的计算
2.6.1、各轴的转速计算
Ⅰ轴
Ⅱ轴
2.6.2、各轴的输入功率计算
Ⅰ轴
Ⅱ轴
滚筒
2.6.3各轴的输出功率计算
Ⅰ轴
Ⅱ轴
滚筒
2.6.4、各轴的输入转矩
电动机轴：
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
卷筒：
2.6.5、各轴的输出转矩
电动机轴：
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
卷筒：
将上述计算结果列到表1-3中，以供查用；
各轴的运动及动力参数

轴号
功率
转矩(N·m)
转速(r/min)
输入
输出
输入
输出
电机轴

10.17

100.13
970
1轴
10.06
9.86
99.04
34.3380
970
2轴
7.40
7.25
1521.22
1490.39
46.456
卷轴
7.18
7.04
1476.0
1447.22
46.456
表2-2
根据设计要求，蜗杆蜗轮必须满的条件是使用寿命期限为10年（每年工作340天），两班制工作的闭式蜗杆减速器中的普通圆柱蜗杆传动，以知道输入功率为P为11Kw，蜗杆转速=970r/min。
3、蜗杆蜗轮的设计计算
3.1选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。
3．2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号钢；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45~55HRC。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HT100制造。
3.3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，在校核齿根弯曲强度。由式：

传动中心距也由式：

3.3.1确定作用在蜗轮上的转矩T2
按估取效率，则：
T2=1521220N/mm
3.3.2确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数；由载荷不均匀、有小冲击选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数为=1.05。
则：
3.3.3确定弹性影响的系数
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=。
3.3.4确定接触系数
先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值/a=0.35,
可查得
3.3.5确定许用接触应力[]
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，查得蜗轮的基本许用应力=268MPa。

寿命系数为：

则：
[]= []=
3.3.6计算中心距

取中心距a=250mm,因i=20.88，取模数m=10mm蜗杆分度圆直径：
。
这时,查得接触系数=2.85，因为<,因此计算结果可用。
3.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
3.4.1.蜗杆主要参数
齿顶高：
齿根高：
全齿高：
分度圆直径：
齿顶直径：
齿根圆直径：
蜗杆分度圆导程角：
蜗杆轴向齿距：
蜗杆导程:
3.4.2、蜗轮主要参数
蜗轮齿数：，变位系数：0.0000
验算传动比，这时传动比误差为1.82%，在允许范围内。
蜗轮齿顶高：

蜗轮齿根高：

全齿高：

分度圆直径：

齿顶圆直径：

齿根圆直径：

咽喉半径:

蜗轮分度圆螺旋角：

3.5蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核
由经验可知对闭式蜗杆传动通常只作蜗轮齿根弯曲疲劳强度的校核计算。查得蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算公式

式中： ----蜗轮齿根弯曲应力，单位为MPa；
----蜗轮齿形系数；
----螺旋角影响系数；
----蜗轮的许用弯曲应力，单位为MP；
当量齿数：
根据 ，查得齿形系数。
螺旋角影响系数：

许用弯曲应力：
查ZCuSn10P1制造蜗轮的基本许用弯曲应力：

寿命系数：

则 校核计算

校验结果为 ,所以蜗轮齿根弯曲疲劳强度是满足要求的。
因为蜗杆的结构单一，几何参数为所查资料得，根据经验可知不需对蜗杆的结构及刚度不做特别设计和验算。所以以下只列出了蜗杆的详细参数。

传动类型
ZI型蜗杆副
蜗杆头数
Z
2
模数
m
10
导程角

螺旋线方向

右旋
齿形角

精度重等级

7级
GB10089-1988
中心距
a
250
轴向齿距累积公差

0.017
轴向齿距极限偏差

0.032
蜗杆齿槽径向跳动公差

0.020
蜗杆齿形公差

0.028
表3-1

因为蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造，而蜗轮的直径较大，所以对蜗轮的结构设计是必要的。
蜗轮的结构如下图所示，齿圈厚度。在齿圈与轮芯联结处，采用轮箍式。并采用H7/m6配合，并加台肩和螺钉固定，此蜗轮直径较大，采用6个螺钉平均分布。深度为一半左右，装配后将镙钉的头部切掉。

图3-1蜗轮的工作

轮幅打均分的4个圆孔，直径为，其厚度mm，则取mm。蜗轮轮毂厚度约取。蜗轮的大体结构设计已完成，详细的结构尺寸见蜗轮的零件图。蜗轮主要参数如下表所示；

传动类型
ZI型蜗杆副
蜗轮端在模数

10
蜗轮齿数

41
导程角

螺旋方向

右旋
蜗杆轴向剖面内的齿形角

蜗轮变位系数

0．000
中心距

250
配对蜗轮图号

精度等级

7级
GB10089-1988
蜗轮齿距累积公差

0.140
齿距极限偏差

蜗轮齿形公差

0.024
表3-2
4、轴的设计
4.1蜗杆轴的设计
蜗杆上的功率P 转速N和转矩分T别如下：
P=10.06 kw N=970r/min T=99.04
4.1.1按扭矩初算轴径
选用45钢调质处理，硬度为
根据教材式，并查机械设计手册，估取

考虑到有键槽和联轴器相联，故将直径增大，
因此选
4.1.2蜗杆的结构设计

图4-1蜗杆轴

（1）蜗杆上零件的定位，固定和装配
一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间，两队轴承对成分布，蜗杆由轴肩定位，蜗杆周向用平键连接和定位。
（2） 8-9段：由机械设计设计手册及已知数据可求得蜗杆的分度圆直径 ,齿顶圆直径，其长度为。
（3）由于减速器的装配位置及相应位置关系，可初步选取，由于要将轴承进行轴向定位，应设计出两个轴肩，在满足要求的前提下，又减少材料，可初步设计，,考虑到与轴承端盖的距离，可初步选
，。
（4）初选轴承
考虑到蜗杆的工作状态，蜗杆的支撑形式为一端固定，一端游动。在固定端采用一对正装圆锥滚子轴承，游动端采用深沟球轴承。参考要求及实际装配位置关系可初步选取直径。
11-12段处应采固定，可选取两个正装的32014型圆锥滚子轴承，其尺寸为，其左端采用套杯进行定位固定，右端利用轴承端盖进行固定，同时用圆螺母与轴承固定，这样蜗杆右端就成了固定端。可初步选取，同时设立退刀槽。
5-6端处选取深沟球轴承6014型轴承，其尺寸为右端利用挡油环与轴肩进行定位，左端利用螺母与蜗杆相固定，这样左端的轴承为游动端。初选，同时设立退刀槽，初选，。
（5）1-2段：轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转计算，查教材14-1，考虑到转矩变化很小，故取

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查机械设计手册由GB/T4323-2002选用LT7型号弹性套柱销联轴器。

型号
公称转距

许用转速

轴的直径

500
3600
84
112
48
表4-1 联轴器

因此1-2选择段长度取轴上键槽键宽和键高以及键长为。
4.2蜗杆轴的校核
4.2.1求轴上的载荷

图4-2 受力分析图

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点的位置时，应从手册中查取得值。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的 、 及 的值计算过程及结果如下：

载荷
H
V

支反力
N

1131.66
1069.23
2178.56
522.70
弯矩M

总弯矩M

扭矩T=99040
表4-2
按弯扭组合强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力：

并取，轴的计算应力为

故安全。至此蜗杆轴的设计即告结束。
4.3对蜗轮轴的设计
4.3.1由前面的计算可知轴的主要参数

又

4.3.2求作用在蜗轮上的力
已知轴上的蜗轮的分度圆直径为
则 圆周力：
径向力：
轴向力：
4.3.3初步定轴的最小直径
初步估算低速轴的最小直径，选用45钢，调质处理。取=110mm，于是得

根据工作条件选用GY8型凸缘联轴器，该轴的计算转矩
,
考虑转矩变化很小,故取,,则:

查标准GB/T5843-2003可选取GY8型联轴器，公称转矩

许用转速： >46.456r/min
选用轴孔直径： ，。
可选取联轴器轴孔 , 。
该联轴器规格如下：
主动端：Y型轴孔，A型键槽，,
从动端：J型轴孔，A型键槽，,。
所以选用GY8型联轴器能满足要求。

4.3.4轴的结构设计
（1）、拟定轴上的零件的装配方案
因为轴上零件只有一个蜗轮，则应将蜗轮放在两轴承的中间，如此轴的受力比较合理。

图4-3蜗轮轴

（2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)为了满足联轴器的轴向定位要求，根据已经计算的数据可选,1—2轴段右端需制出一轴肩，故取；联轴器与轴配合的毂孔长度，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1—2段的长度应比 短，现取 。
2)、初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据选，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30217，由标准GB/T276-1994查得30217型轴承的尺寸为，右端滚动轴承采用轴肩进行轴
定位,取,
3)、取安装齿轮处的轴段4—5 的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为，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。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=10mm ，则轴环处的直径。轴环宽度b>1.4h，取。
4)、轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。故取。
5)、取齿轮距箱体内壁之距a=16mm ，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ，取 s=8mm ，已知滚动轴承宽度 T=30.5mm ，因为此轴上只有一个零件，而且并没有其他零件在任何位置对轴的长度造成影响，则蜗轮应位于中心位置，所以
（3）、轴上零件的周向定位
蜗轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按蜗轮用A型平键，按,查机械设计手册GB/T 1095-2003和GB/T1096-2003得A型平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选取蜗轮轮毂与轴的配合为H7/r6 ；联轴器与轴的联接，用A型平键为，联轴器与轴的配合为H7/n6 。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为m6 。
（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径均为2mm。
4.4、蜗轮轴的校核
4.4.1求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30217型角接触轴承，查得。因此，作简支梁的轴的支承跨距。
根据轴的简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下图所示。

图4-4
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的结果列于下

载荷
水平面H
垂直面V
支反
力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

表4-3

4.4.2、按弯扭合成应力来校核轴的强度进行校核时，通常只是校核轴上受最大弯矩和扭矩（即危险截面C）的强度。
根据危险截面的形状可求出该危险截面的抗弯截面系数W和抗扭截面系数Wt,
由公式： 及得出

并取，轴的计算应力为：

前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，查得。
因此，
故此轴的各项要求是安全的。因为此轴不是特别重要的，所以此轴不需
要精确 校核轴的疲劳强度。至此，蜗轮轴的设计计算已告结束。
5、轴承的验算
5.1蜗杆轴承的验算
5.1.1蜗杆左边的轴承为6014型深沟球轴承，经过上面的分析可得到

查的轴承的有关系数为，
则使用寿命为：

故该轴承使用合适。
5.1.2蜗杆右边为两个圆锥滚子轴承面对面安装的型号为32014型圆锥滚子轴承，查机械设计手册和GB/T299-2008和轴承样本可知其当量动载荷可如下进行计算
当

其
由上面的计算可以得到

则
故
查得~1.2，取，

则使用寿命为：

故该轴承选用合理
5.2蜗轮轴承的验算
查得可知30217型轴承的
5.2.1、求两轴承受到的径向载荷和
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（图b）和水平面（图c）两个平面力系。其中：图a中的为通过另加转矩而平移到指向轴线；图b中的亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上（上述两步转化图中均未画出）。

由力分析可得：

查轴承的有关系数， 。
则轴承的派生力为

则轴向当量荷为

则轴承1被压紧，轴承2被放松，故有

5.2.2计算轴承寿命
因为

查出径向载荷系数和轴向载荷系数为：
对轴承1：
对轴承2：
因轴承运转中有冲击载荷，查得，取。
则：

因为，所以按轴承2的受力大小验算（由前面的结果得）

故所选轴承可满足寿命要求。
6、键的验算
6.1输入轴与电动机轴采用平键连接
根据轴径，，查GB/T1095-2003和GB/T1096-2003可选用A型平键，得：，，，。
即：键14×9GB/T1096-2003
键和联轴器,蜗杆的材料都是钢，由机械设计手册查的许用应力
，取其平均值。
键的工作长度：

键与联轴器接触高度。
由上式得：

所以此键强度符合设计要求。
6.3输出轴与联接器用平键连接
根据轴径，，查机械设计课程设计书GB/T1095-2003和GB/T1096-2003可选用A型平键，得：
，，，。
即：键20×70GB/T1096-2003
键和联轴器，轴的材料都是钢，由机械设计手册查的许用应力 ，取其平均值。
键的工作长度：

键与联轴器接触高度：
。
由上面的公式得：

所以此键强度符合设计要求。
6.3输出轴与蜗轮连接用平键连接
根据轴径，，查机械设计手册GB/T1096-2003和GB/T1095-2003可选用A型平键，得：
，，，。
即：键25×14×100GB/T1096-2003
键、轴和联轴器的材料都是钢，由机械设计手册查的许用应力
，取其平均值。
键的工作长度：

键与联轴器接触高度： 。
由上式得：

所以此键强度符合设计要求。
7．联轴器的选择计算
7.1与电机输出轴的配合的联轴器
7.1.1计算联轴器的计算转距
查机械设计手册得小转距、电动机作原动机情况下取

7.1.2型号选择
根据前面的计算，电机输出轴，选择LT7型号弹性套柱销联轴器。
主要参数如下：
公称扭距： （满足要求）
许用转速：

，
因此此联轴器符合要求。
轴孔直径
轴孔长度
7.2与蜗轮轴配合的联轴器
7.2.1计算联轴器的计算转距

取

7.2.2型号选择
根据前面的计算，蜗轮输出轴，选择GY8型联轴器，
主要参数如下：
公称扭距：

许用转速：

，
因此此联轴器符合要求。
轴孔直径
轴孔长度
8、蜗杆传动的热平衡计算
8.1蜗杆传动的热平衡计算
蜗杆传动由于效低，所以工作时发热量大。在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑稀释，从而增大磨擦损失，甚至发生胶合。所以，必须根据单位时间内的发热量和同时间内的散热量平稳衡，以保证油温稳定地处于规定的范围内
8.2 验算效率

已知；；与相对滑动速度有关。
用差值法查得： 代入式中，得大于原估计值，
因此不用重算。
8.3热平衡核算
查得以下计算公式：

所以热平衡合格

9.润滑和密封说明
9.1润滑说明
因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度为一个齿高；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1000r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。
9.2密封说明
在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。
10．拆装和调整的说明
在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面

11、箱体的结构设计
箱体的大体结构设计

名称
符号
蜗杆减速器尺寸（mm）
箱座厚度

13
箱盖壁厚

11
箱盖凸缘厚度

16.5
箱座凸缘厚度

19.5
箱座底凸缘厚度

32.5
地脚螺钉直径

22
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径

16
盖与座联结螺栓直径

12
轴承端盖螺钉直径

10
、、至外箱壁距离

22
、、至凸缘边距离

20
轴承旁凸台半径

20
外箱壁至轴承座端面距离

52
齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内箱壁距离

15
箱盖肋厚

10
箱座肋厚

m
11

12 小结
早在大一的时候我就看着学长每天也是这么忙的在做课程设计，当时我就很不理解，我们专业有这么忙吗？现在我才知道了，原来我们专业是很有意思，能够让人学到很多知识。
转眼间，我就大三了，拿到任务书时我是非常的兴奋，当时心里就想一定要把课程设计做好。《机械设计课程设计》主要分为四个阶段。
第一阶段，设计计算阶段。在这一阶段中在老师的开题讲座中，我明白了我们本课程设计要设计什么，那一阶段该干些什么。在设计计算阶段中，我遇到了最大的一个问题就是蜗轮的传动比分配不合理。在这问题直接导致了我重新分配传动比，再次对减速器的各个零件的设计及选用。
第二阶段，减速器装配图草图绘制阶段。在这一阶段我们主要要根据我们之前的计算实现在图纸上，要确定箱体的大小，以及各个零件该安装在箱体的那个位置上。在老师的帮助下，我也参考了书籍资料，最终毫不费力的把草图绘制出来了。
第三阶段，用CAD绘制装配图和零件图。由于前两个阶段我做的比较仔细所以各个零件的尺寸我很快的就绘制了出来，但是由于工程制图的很多相关知识的遗忘，在绘制标准件和减速器附件时不是很顺利，要不停的去看书和查尺寸。但是经过我废寝忘食的绘制，最后这个难关也被我攻克了。
第四阶段，减速器设计说明书的书写。在这一阶段中，由于个零件图和装配图，与我最初的设计计算有一些出入，所以很多数据又进行了再计算。但是当我把说明书在word中体现出来后，文章的排版是一个很繁琐而又复杂的难题，按照老师的版面要求，最后把说明书排成了老师要求的版式。
在这个课程设计中，它把我以前所学的独立课程（如：机械制图、理论力学、材料力学、机械原理、机械制造基础、工程材料与成型技术基础、互换性与测量技术、机械设计）有机结合了起来。在这过程中我充分的体会到了，这些学科即使相对独立又是密不可分的。通过这次设计把我以前落下的和忘了的知识都补了回来。
虽然在设计的工程中我有抱怨，但是我的内心还是想必须要把这个课程设计要做好。所以我每天从早八点到晚上十一点，不是太累的时候，我还做到凌晨的三四点。在这个繁琐又复杂的设计中，我体会到了我们专业需要我们严谨的思维、精确的计算、刻苦的精神。在此设计的过程中，又把我高三的奋斗精神激发了出来。这次课程设计我学到了以前没有学到的知识，体会到了我们专业的伟大，展望出了我们就业前景的美好。
设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。

参 考 文 献
[1] 濮良贵，纪名刚.《机械设计》(第8版). 北京:高等教育出版社出版，2006
[2] 濮良贵，纪名刚.《机械设计学习指南》(第4版). 北京:高等教育出版社出版，2002
[3] 秦彦斌，陆品.《机械设计（第七版）导教.导学.导考》. 西安: 西北工业大学出版社, 2005.2
[4] 张宵鹏.《机械设计（第八版）同步辅导及习题全解》.徐州：中国矿业大学出版社，2007.2
[5] 吴宗泽，罗圣国.《机械设计课程设计手册》(第4版). 北京:高等教育出版社出版,2012
[6] 吴宗泽主编.《机械设计教程》.北京：机械工业出版社，2003
[7] 黄平，刘建素，陈扬枝，朱文坚．《常用机械零件及机构图册》．北京：化学工业出版社，1999
[8] 吴宗泽主编.《机械结构设计》.北京：机械工业出版社，1988
[9] 徐灏主编.《机械设计手册》（第2版）.北京：机械工业出版社，2000
[10] 成大先.《机械设计手册》（第4版）.北京：化学工业出版社，2002
[11] 中国机械设计大典编委会.《中国机械设计大典》.南昌：江西科学技术出版社，2002
[12] 孙垣主编.《机械原理》（第7版）.北京：高等教育出版社，2006
[13] 单辉祖主编.《材料力学》（第二版）.北京：高扥教育出版社，2005
[14] 哈尔滨工业大学理论力学教研室编.《理论力学》（第7版）.北京：高等教育出版社，2009
[15] 廖念钊等编.《互换性与技术测量》（第五版）.北京：中国计量出版社，2009
[16] 马希青等编.《机械制图》北京：机械工业出版社，2010