机械设计课程设计设计带式输送机的传动系统.docx

目 录

前 言 - 1 -
1 设计任务 - 2 -
1.1 设计题目 - 2 -
1.2 传动系统参考方案 - 2 -
1.3 原始数据 - 2 -
1.4 工作条件 - 3 -
2 传动系统的总体设计 - 3 -
2.1 电动机的选择 - 3 -
2.1.1 选择电动机的类型 - 3 -
2.1.2 选择电动机的容量 - 3 -
2.1.3 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 - 4 -
2.1.4 计算传动装置的运动和动力参数 - 5 -
3 皮带轮传动的设计计算 - 6 -
4 齿轮传动的设计计算 - 9 -
4.1 选择齿轮材料及精度等级 - 9 -
4.2 按齿面接触疲劳强度设计 - 9 -
4.3 主要尺寸计算 - 10 -
4.4 按齿根弯曲疲劳强度校核 - 11 -
4.5 齿轮的圆周速度v - 11 -
5 轴及键的设计计算 - 11 -
5.1 选择轴的材料，确定许用应力 - 11 -
5.2 按扭转强度估算轴径 - 12 -
5.2 轴承的选择及校核 - 16 -
5.3 键的选择计算及校核 - 17 -
6 联轴器的选择 - 17 -
6.1 计算转矩 - 18 -
6.2 选择型号及尺寸 - 18 -
7 润滑、密封装置的选择 - 18 -
7.1 润滑油的选择 - 18 -
7.2 密封形式 - 19 -
7.3 箱体主要结构尺寸计算 - 21 -
设计小结 - 22 -
参考资料 - 23 -

前 言

机械设计课程设计是课程教学的一重要内容,也是一重要环节,目的有三:
1)使学生运用所学,进行一次较为全面综合的设计训练,培养学生的机械设计技能,加深所学知识的理解;
2)通过该环节,使学生掌握一般传动装置的设计方法,设计步骤,为后续课程及毕业设计打好基础,做好准备;
3)通过该环节教学使学生具有运用标准、规范、手册、图册和查阅相关技术资料的能力，学会编写设计计算说明书，培养学生独立分析问题和解决问题的能力。
齿轮减速器结构紧凑、传动效率高、运行平稳、传动比大、体积小、加工方便、寿命长等等.因此，随着我国社会主义建设的飞速发展，国内已有许多单位自行设计和制造了这种减速器，并且已日益广泛地应用在国防、矿山、冶金、化工、纺织、起重运输、建筑工程、食品工业和仪表制造等工业部门的机械设备中，今后将会得到更加广泛的应用。
本文首先介绍了带式输送机传动装置的研究背景，通过对参考文献进行详细的分析，阐述了齿轮、减速器等的相关内容；在技术路线中，论述齿轮和轴的选择及其基本参数的选择和几何尺寸的计算，两个主要强度的验算等在这次设计中所需要考虑的一些技术问题做了介绍；为毕业设计写作建立了进度表，为以后的设计工作提供了一个指导。最后，给出了一些参考文献，可以用来查阅相关的资料，给自己的设计带来方便。

1 设计任务
要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。
1.1 设计题目
设计带式输送机的传动系统。
1.2 传动系统参考方案
带式输送机由电动机驱动，电动机5通过V带传动1将动力传入单级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒6，带动输送带2工作。
图1-1（a）系统简图 图1-1（b）系统实体图
图1-1 带式输送机的传动系统图
1—V带传动；2—输送带；3—单级圆柱齿轮减速器；4—联轴器；
5—电动机；6—滚筒

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
1.3 原始数据
设输送带最大有效拉力为F=2600（N），输送带工作速度为v=1.5（m/s），输送机滚筒直径为D=400（mm）。
1.4 工作条件
带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年（300天/每年），大修期为2~3年，中批量生产；输送带工作速度v的允许误差为±5%，三相交流电源的电压为380/220V。
2 传动系统的总体设计
2.1 电动机的选择
2.1.1 选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y(IP44)系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。电压380V。
2.1.2 选择电动机的容量
1)工作机的有效功率：
P=FV/1000=26001.5/1000=3.9(kw)
2)电动机到工作机传送带间的总效率为：

式中，由《机械设计课程设计》表3-3可知：
V带传动效率η1=0.95；
滚动轴承效率η2= 0.98(球轴承）；
齿轮传动效率η3=0.97（8级精度一般齿轮传动）；
联轴器传动效率η4=0.99（弹性联轴器）；
卷筒传动效率η5=0.96。
所以电动机所需工作功率为：

3)电动机额定功率Ped
由有关表格选取电动机额定功率Ped =11kW。
4)电动机的转速
滚筒轴的转速是=601000v/3.14d=59.44r/min
为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-1查得V带传动常用传动比范围=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围=3~6，则电动机转速可选范围为：

可见同步转速为750r/min、1000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1500r/min和1000r/min的两种电动机进行比较，如下表：
表1-1 电动机方案的比较
方案号
电动机型号
额定功率(KW)
电动机转速(r/min)
总传动比i
外伸轴径D/mm
轴外伸长度E/mm
同步
满载
1
Y112M-4
4.0
1500
1440
47.12
28
60
2
Y132MI-6
4.0
1000
960
31.41
38
80

由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的传动比较小，传动传动装置结构尺寸较小。因此可采用方案1，选定电动机的型号为Y132MI-6。
所选电动机的数据和安装尺寸如下表：
表2-2 电动机的数据和安装尺寸
额定功率P0/kw
15

电动机外伸轴直径D/mm
38
满载转速n0（r/min）
970
电动机外伸 轴长度E/mm
80
额定扭矩
1.8
电动机中心高H/mm
132

4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸
由表查出Y132MI-6型电动机的主要技术数据和外形，安装尺寸，并列表记录备用（略）。
2.1.3 计算传动装置总传动比和分配各级传动比
1）传动装置总传动比

2）分配各级传动比
取V带传动的传动比，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为：

所得i2值符合一般齿轮传动和圆柱单级齿轮减速器传动比的常用范围。
2.1.4 计算传动装置的运动和动力参数
1）各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为：

2）各轴输入功率
按电动机额定功率计算各轴输入功率，即

3）各轴输入转矩：

将上述计算结果列于表2-2中以供查用。
表3-3 传动系统的运动和动力参数
轴号
电动机
圆柱齿轮减速器
0轴
1轴
2轴
转速n/(r/min)

功率P/KW

转矩T/(Nm)

传动比i

注：对电动机0轴所填的数据为输出功率和输出转矩，对其它各轴所填的数据为输入功率和输入转矩。

3 皮带轮传动的设计计算
1、确定计算功率
为工作情况系数，查课本表8.21可得，=1.2
即 ==1.2×11=13.2kw
2、选择V带的型号
根据计算功率=13.2kw，主动轮转速=730r/min,由课本图8.12选择B型普通V带。
3、确定带轮基准直径
由课本表8.6和图8.12得=125mm
取=150mm>
大齿轮草图计算公式及草图如下:
大带轮的基准直径，因为=3 所以=243.33r/min
×150=450mm
由课本表8.3选取标准值450mm，则实际传动比i，从动轮的实际转速分别为：
r/min
图3-3 大齿轮直径图

图3-3 大齿轮草图

4、验算带速V

带速在5～25的范围内。
5、确定带的基准长度和实际中心距a
根据课本（8.14）式得0.7(+)≤≤2(+)
得：420mm≤≤1200mm
按照结构设计要求初定中心距=1000mm.由课本式(8.15)得：
+
=2×1000+(150+450)+
=2964.5mm
查课本表8.4可得：=3150mm
由课本(8.16)式得实际中心距a为a≈+=1092.75mm
中心距a的变动范围为
=a-0.015=(1092.75-0.015×3150)mm=1045.5
=a+0.03=(1092.75+0.03×3150)mm=1187.25mm
6、校验小带轮包角
由课本式(8.17)得：=
=
=
7、确定V带根数Z
由课本(8.18式)得

根据=150mm、=730r/min,查表8.10，用内插法得
1.82+=2.16kw
取=2.16kw
由课本式（8.11）得功率增量为为
=
由课本表8.18查得
根据传动比=3.21本表8.19得=1.1373，则
==0.23kw
由课本表8.4查得带长度修正系数=1.03,本图8.11查得包角系数=0.86，得普V：
根=5.89根
圆整得z =6根
8、求初拉力及带轮轴上的压力
由课本表8.6查得B型普通V带的每米长质量q=0.17 kg/m,根据课本式（8.19）得单根V带的初拉力为：
由课本式（8.20）可得作用在轴上的压力为：
=2=2×371.6×6N=4417N
9、 设计结果
选用6根B型V带，中心距a=1092.75mm,带轮直径=150mm,=450mm，轴上压力=4417N。
4 齿轮传动的设计计算
4.1 选择齿轮材料及精度等级
根据课本表10.9可得，齿轮选用20CrMnMo钢，渗碳淬火，齿面硬度为58~62HRC，心部硬度≥32HRC。因为是普通减速器、由课本表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度3.2～6.3。
4.2 按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮均为钢质齿轮，可应用课本式（10.22）求出值。确定有关参数与系数：
转矩
=9.55×N·mm=4.14× N·mm
载荷系数K
查课本表10.11取K=1.1
齿数和齿宽系数
小齿轮的齿数取为25，则大齿轮齿数=100。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由课本表10.20选取=1。
许用的接触应力
由课本图10.24查得= =1500 Mpa
由课本表10.10查得=1
==60×243.33×1×（7×300×16）=4.9×
=/i=4.9×/4=1.225×
查课本图10.27得=0.95，=1.06。
由课本式（10.13）可得
==
ZE-材料弹性系数()，按表查取ZE=189.8
ZH-节点区域系数，考虑节点处轮廓曲率对接触应力的影响，由图查取。对于标准直齿轮，a=25°，ZH=2.5
Ze-重合度系数，考虑重合度对单位齿宽载荷的影响，其值可由图查取，Ze=0.76，故

m=
由课本表10.3取标准模数m=2.5mm
图3-3 小齿轮草图

4.3 主要尺寸计算

经圆整后取=62.5mm
=+2.5mm=65mm
=156.25mm
4.4 按齿根弯曲疲劳强度校核
由课本式（10.24）得出，如则校核合格。
确定有关系数与参数：
1）、齿形系数
查课本表10.13得=2.65，=2.18
2）、应力修正系数
查课本表10.14得1.80
3）许用弯曲应力
由课本图10.25查得
。
由课本表10.10查得 =1.13。
由课本图10.26查得
由课本式（10.24）可得

故

齿根弯曲强度校核合格。
4.5 齿轮的圆周速度v

由课本表10.22可知，选8级精度是合适的。
5 轴及键的设计计算
5.1 选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件知减速器传递的功率属小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由课本表14.7查得强度极限=650MPa ,再由课本表14.2得许用弯曲应力=60MPa 。
5.2 按扭转强度估算轴径
根据课本表14.1得C=107~118。又由课本式（14.2）得
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：107~118）
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%~5%，取为38.7~43.6mm。由设计手册取标准直径=40mm。Ⅱ轴取为60.7～68.3mm，由设计手册取标准直径=65mm。
1） 轴承部件的结构设计
轴的初步设计及构想如图，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。
2）轴段①的设计
轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性主料联轴器。从手册上查得，选用HL2弹性柱销联轴器
故相应轴段①的直径，其长度略小于轂孔宽度，取
3）轴段②轴径的设计 联轴器用轴肩定位，轴肩高度

轴段②的轴径，
取
4）轴段③和轴段⑥轴径的设计
轴段③及轴段⑥上安装轴承，考虑到齿轮没有轴向力存在，因此选用深沟球轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为6307，由表8-28查得
轴承内径，外径
宽度B=21mm
内圈定位轴肩直径
外圈定位凸肩内径
故选，通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则。
5）轴段④的设计
轴段④上安装齿轮，为便于安装齿轮，必须略大于，可初定。
为使套筒能顶到齿轮端面，轴段④长度应比轮毂略短，由于，故取。
6）轴段②长度的设计
轴承②的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座的宽度及轴承端盖等零件有关。由表4-1知下箱座壁厚有公式
取
有中心距177mm<300mm,可确定轴承旁连接螺栓直径M12，相应的箱体凸缘连接螺栓直径M10，地脚螺栓直径M16，轴承端盖连接螺栓直径M8，由表8-29取螺栓GB/T 5781-2000 。由表8-30可计算轴承端盖厚，取。轴承座宽度为
轴承座宽度取取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为联轴器轮毂端面与端盖面的距离取K=15mm,则

7）轴段⑤的设计 该轴段为齿轮提供定位作用，定位轴间的高度
取h=4mm,则
齿端面距箱体内壁的距离取，取挡油环端面到内壁距离，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面至箱体内壁的距离取
轴段⑤的长度
8）轴段③和轴段⑥的长度计算
轴段⑥的长度
轴段③的长度
9）力作用间的间距 轴承力作用点距外圈距离
，则

（
）

联轴器与轴段①及齿轮与轴段④间采用A 型普通平键连接，查表8-31得
，该处截面尺寸为，轮毂键槽深度为，型号为键

，该处截面尺寸为，轮毂键槽深度为，型号为键

先作出轴的受力计算简图（即力学模型）如 2-2(a)所示，取集中载荷作用于齿轮及轴承的中点。
1）求齿轮上作用力的大小及方向
齿轮上作用力的大小
转矩
圆周力
径向力
求轴承的支反力
在水平面上
在垂直面上
轴承A、B的总支承力为

3）画弯矩图（图 2-2(b)(c) (d) ）
在水平面上，齿轮所在轴截面为

在垂直面上，齿轮所在轴截面为

4）合成弯矩

5）转矩如图2-2(e)

6）画当量弯矩图2-2（f）
因单项回转，视转矩为脉动循环，

，查表12-1，
，则
剖面C出当量弯矩

7）判断危险剖面并验算强度
①剖面C当量弯矩最大，而其直径与邻段相差不大，故剖面为危险截面。已知，

8）剖面D出虽仅受转矩，但其直径最小，则该剖面亦为危险剖面

图4-4 轴的强度计算图

5.2 轴承的选择及校核
考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择6207 2个（GB/T276-1993）从动轴承6209 2个
（GB/T276-1993）
寿命计划：
两轴承受纯径向载荷
P==1557.57 X=1 Y=0
从动轴轴承寿命：深沟球轴承6209，基本额定功负荷
=25.6KN =1 =3
===10881201
预期寿命为：5年，单班制
L=5×300×8=12000<
轴承寿命合格
5.3 键的选择计算及校核
（一）从动轴外伸端d=42，考虑键在轴中部安装故选键10×40 GB/T1096—2003，b=16，L=50，h=10，选45号钢，其许用挤压力=100MPa
====25959.5<
则强度足够，合格
（二）与齿轮联接处d=50mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键14×52 GB/T1096—2003，b=10mm，L=45mm，h=8mm，选45号钢，其许用挤压应力=100MPa
====222510<
则强度足够，合格
6 联轴器的选择
联轴器通常用来连接两轴并在其间传递运动和转矩，联轴器所连接的两轴，由于制造及安装误差、受载变形和温度变化等影响，往往存在着某种程度的相对位移。因此，设计联轴器时要从结构上采取各种不同的措施，使联轴器具有补偿上述偏移量的性能，否则就会在轴、联轴器、轴承中引起附加载荷，导致工作情况恶化。综上所述，故选择挠性联轴器，这种联轴器具有一定的补偿两轴偏移的能力，再根据联轴器补偿位移方法，选弹性柱销联轴器，它仅用弹性柱销（通常用尼龙制成）将两半联轴器连接起来，它传递转矩的能力大、结构更简单、耐用性好，故选择弹性柱销联轴器。
为了隔离震动、缓和冲击和安装方便，拟Ⅰ轴选用选弹性柱销联轴器，Ⅱ轴选用无弹性元件扰性联轴器
6.1 计算转矩
由设计手册查的K=1.3
Tc1=K×9550=1.3×9550×=538.8N·m
Tc2=K×9550=1.3×9550×=2070.5N·m
6.2 选择型号及尺寸
由Tc1=538.8N·m，=40mm,Tc2=2070.5N·m =65mm；查GB4323—84，Ⅰ轴选用选弹性柱销联轴器,型号为TL8，
其中Tn=710 N·m,[n]= 3000r/min;
Ⅱ轴选用无弹性元件扰性联轴器，型号为HL5，
其中Tn=2000 N·m，[n]= 3550r/min
7 润滑、密封装置的选择
7.1 润滑油的选择
根据课本11～18页，再根据齿轮的圆周速度,轴承可以用脂润滑和油润滑润滑,由于齿轮的转速是小于2m/s, 故轴承润滑采用脂润滑，为防止箱体内的轴承与润滑脂的配合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环，润滑脂的装填量不应超过轴承空隙体积的，在减速器中，齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度而定，由于V<12m/s，所以采用油池润滑，齿轮浸入油池1-2个齿高深度，大齿轮的齿顶到油底面的距离为40mm，箱体内采用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。
轴承盖中采用毡圈油封密封。

图2-2 轴上零件装配与轴的结构实例

7.2 密封形式
1）箱座与箱盖凸缘接合面的密封
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法；
2）观察孔和油孔等处接合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封；
3）轴承孔的密封
闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴的外伸端与透盖的间隙，由于V<3（m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封；
4）轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部；
8 减速器的选择确定以及箱体主要结构尺寸的设计
速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。
（1）机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。
（2）考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm，为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。
（3）机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为9mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。
（4）对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。
E 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。
F 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。
表7-3 减速器附件的选择确定
名称
功用
数量
材料
规格
螺栓
安装端盖
12
Q235
M6×16
GB 5782—1986
螺栓
安装端盖
24
Q235
M8×25
GB 5782—1986
销
定位
2
35
A6×40
GB 117—1986
垫圈
调整安装
3
65Mn
10
GB 93—1987
螺母
安装
3

M10
GB 6170—1986
油标尺
测量油面高度
1
组合件

通气器
透气
1

7.3 箱体主要结构尺寸计算
减速器机体结构尺寸如下：
表8.1箱体的结构尺寸
设计内容
计 算 公 式
计算结果
箱座壁厚度δ
=（5~6）mm
取δ=8mm
箱盖壁厚度δ1
8=（6.4~608）
取δ1=8mm
机座凸缘厚度b
b=1.5δ=1.5×8=12mm
b=12mm
机盖凸缘厚度b1
b1=1.5δ1=1.5×8=12mm
b1=12mm
箱底座凸缘厚度P
P=2.5δ=2.5×8=20mm
P=20mm
地脚螺钉直径和数目
Df=16mm n=4
Df=16mm n=4
通气孔直径
Df’=20mm
Df’=20mm
地脚沉头座直径D0
D0==45mm
D0==45mm
底座凸缘尺寸
C1min=25mm
C1min=25mm
C2min=23mm
C2min=23mm
轴承旁连接螺栓直径d1
d1= 12mm
d1=12mm
定位销直径
d =(0.7~0.8)9=6.3~7.2
d =7mm
箱座盖连接螺栓直径
d 2 =(0.5~0.6)16=8~9.6mm
d 2 =8mm
大齿轮顶园与箱内壁距离
=1.2×89.6mm
=10mm
上下箱连接螺栓通孔直径d`2
8 （10~15）mm
=10mm
轴承盖螺钉直径和数目n,d3
n=4, d3=8mm
n=4
d3=8mm
检查孔盖螺钉直径d4
d4=（0.3~0.4）16=4.8~6.4mm
d4=6mm
轴承端盖外径D1
D1=(5~5.5) × 7+62=97~100.5
取D1=100mm（凸缘）
箱体外壁至轴承座端面距离K
K= C1+ C2+(5~8)=32mm
K=32mm
机盖、机座肋厚m1,m
m1=0.85δ1=6.8mm, m=0.85δ=6.8mm
m1=7mm, m=7mm
注：减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。
设计小结
本课程设计主要内容是进行带式输送机的传动系统的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计》、《机械设计课程设计》、《机械制图》等多门课程知识，并运用AutoCAD、Pro/E等软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：
首先，培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。
其次，通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。
另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。
还加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。
最后，设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持，衷心的感谢老师的指导和帮助。

参考资料
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