机械设计课程设计展开式二级圆柱齿轮减速器.doc

机械设计课程设计
设计说明书

设计题目 展开式二级圆柱齿轮减速器

目录

1.设计任务书…………………………………………………3
2、传动方案的分析与拟定………………………………….4
3.电动机的选择及运动参数的计算………………………….5
4.V带传动的设计计算……………………………………….8
5.齿轮的设计………………………………………………...10
6.轴的结构设计和强度校核………………………………...21
7.滚动承的选择……………………………………………...29
8．键的选择及校核………………………………………….30
9．联轴器的选择……………………………………………..31
10.减速器附件的选择及简要说明………………………….31
11.箱体的结构设计………………………………………….32
12．润滑与密封………………………………………………33
13.设计小结………………………………………………….33
14．参考文献…………………………………………………34

1. 设计任务书
1.题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器。
2.工作情况：
载荷平稳、单向旋转。
3．原始数据：
输送带的牵引力F（kN）：1.7
输送带滚筒的直径D（mm）：240
输送带速度V（m/s）：1.2
带速允许偏差（％）：±5
使用年限（年）：10
工作制度（班/日）：2
4.设计内容：
1) 电动机的选择与运动参数计算；
2) 直齿轮传动设计计算；
3) 轴的设计；
4) 滚动轴承的选择；
5) 键和联轴器的选择与校核；
6) 装配图、零件图的绘制；
7) 设计计算说明书的编写。
5.设计任务：
1）减速器装配图一张（A1号图纸）；
2）零件工作图2张（A3号图纸，轴一张、齿轮一张）；
3)只对中间轴进行校核计算；
4)设计说明书1份，5000～6000字。
6.设计进度：
1) 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2) 第二阶段：轴与轴系零件的设计
3) 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4) 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
2、传动方案的分析与拟定

图1-1带式减速器传动方案
带式输送机由电动机驱动。电动机通过V带将动力传入减速器,再经连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。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。

设计内容
计算与说明
结果

3.1电动机选择
3.电动机的选择及运动参数的计算
3.1电动机选择

（1）选择电动机类型
按已知工作要求和条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。

（2）确定电动机功率
电动机所需工作功率为：

又因为
从电动机至运送带的传动总效率为：

式中、、、、分别为带传动、轴承、齿轮传动。联轴器和卷筒的传动效率。
取，(滚动轴承)，（齿轮精度为7级，不包括轴承效率），（弹性柱销联轴器）， 。

3.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比

3.3计算传动装置的运动和动力参数

4.1确定计算功率

4.2选择V带的带型

4.3 确定带轮的基准直径，并验算带速v

4.4确定V带的中心距a和基准长度L

4.5验算小带轮上的包角

4.6计算带的根数Z

4.7计算单根V带的初拉力的最小值

4.8 计算压轴力为

4.9带轮的设计

5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

5.2选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

5.3按齿根弯曲强度设计

5.4几何尺寸计算

5.5选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

5.6选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

5.7按齿根弯曲强度设计

5.8几何尺寸计算

6.1初选轴的最小直径

6.2初选轴承

6.3确定轴上零件的位置和定位方式

6.4高速轴的结构设计

6.5中间轴的结构设计

6.6低速轴的结构设计

6.7高速轴的校核

6.8中间轴的校核

6.9低速轴的校核

7.1高速轴轴承的选择

7.2中间轴轴承的选择

7.3低速轴轴承的选择

8.1高速轴上键的校核

8.2中间轴上键的校核

8.3低速轴上键的校核

12.1润滑方式

12.2润滑油牌号及用量

12.3密封形式

则
所以
（3）确定电动机转速

卷筒轴作为工作轴，其转速为：

按表一推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比比～4。二级圆柱齿轮减速器传动比=8～40
则总传动比合理的范围为=16～160，故电动机的可选范围为:
(16～160)×95.54=1528.64～15286.4r/min
为减少电动机的重量和价格，查表选常用的同步转速为1500r/min的Y系列电动机Y100L2-4，其满载转速。电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸。

3.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比
（1）总传动比

（2）分配传动装置传动比，由式知:

式中、分别为带传动和减速器的传动比
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取（实际的传动比要在设计V带传动时由所选大小带轮的标直之比计算），则减速器的传动比为:

(3)分配减速器各传动比
按展开式布置，考虑润滑条件为使两级大齿轮直径相近可选（1.3～1.5）
得，则
3.3计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴的转速

式中：-电动机满载转速，-电动机至Ⅰ轴的传动比

式中、、为各轴转速
带人数值：

卷筒轴：
（2）各轴输入功率：
Ⅰ轴：
Ⅱ：
Ⅲ：
卷筒轴：（3）各轴的转矩：
电动机输出转矩：

Ⅰ-Ⅲ轴输出转矩：
Ⅰ轴：
Ⅱ轴

Ⅲ轴：

卷筒轴输入转矩：

4.V带传动的设计计算
4.1确定计算功率
由查表可知工作情况系数 故

4.2选择V带的带型
根据、 查表可知选用A型带
4.3 确定带轮的基准直径，并验算带速v
(1)初选小带轮的基准
查表可知取小带轮的基准直径
（2）验算带速v

因为5m/s<V<30m/s 故选带合适
（3）计算大带轮的基准直径
根据公式
查表可知，圆整
4.4确定V带的中心距a和基准长度L
（1）根据公式
初定中心距：
（2）计算带所需的基准长度

查表选用带的基准长度
（3）计算实际中心距a

4.5验算小带轮上的包角

4.6计算带的根数Z
（1）计算单根V带的额定功率
由、 查表得
根据、i=2.8、和A型带，查表得

查表得 、 于是
kw
（2）计算V带的根数Z
取Z=3根
4.7计算单根V带的初拉力的最小值
查表知A型带的长度质量q=0.10kg/m ，所以

+0.10×
应使带的初拉力
4.8 计算压轴力为：

4.9带轮的设计
（1）选材料为HT200
（2）采用实心式结构如下图所示

5.齿轮的设计
I-II轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比2.7）
5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
2）减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095---88）
3)材料选择。由表一选择小齿轮材料为40Cr（调质）。硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4）小齿轮的的选择依据
闭式齿轮传动一般转速不高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可取为Z1=20--40开式（半开式）齿轮传动，由于齿轮主要为磨损失效，为使齿轮不至于过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取Z1=17---20。
故选用小齿轮齿数Z1=22，大齿轮齿数Z2=2.7*22=59.4，故取z2=59.4
5.2选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
有设计计算公式进行试算，即

(1) 确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数=1.3
2）计算小齿轮传递的扭矩

3)由表二选取齿宽系数
4）由表10-6查得材料的弹性影响系数。
5）由图-21d按齿面硬度查得小齿轮的疲劳接触强度极限；大齿轮的疲劳接触强度极限。
6）由式10-13计算应力循环次数。

7）由图10-19取接触疲劳寿命系数;。
8）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得

(2)计算
1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。
2）计算圆周速度v。

3）计算齿宽b。

4）计算齿宽与齿高之比。
模数
齿高

5）计算载荷系数。
根据，7级精度，由图《机械设计》10-8查得动载系数;
直齿轮，;
由表10-2查得使用系数;
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。
由，查图10-13得;故载荷系数

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
7）计算模数m。

5.3按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

（1）确定公式内的个计算数值
1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限；
2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,;
3）计算弯曲疲劳寿命许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

4）计算载荷系数K。

5）查取齿形系数。
由表10-5查得 ；。
6）查取应力校正系数。
由表10-5查得 ；。
7）计算大、小齿轮的并加以比较。

小齿轮的数值大。
（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.61mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数

大齿轮齿数
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
5.4几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径

（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度

取，
（4）齿顶圆直径

（5）齿全高h（）

（6）齿厚s

齿根高
齿顶高
（7）齿根圆直径

小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮锻造毛坯的腹板式结构
大齿轮的有关尺寸计算如下：
轴孔直径d=40mm
轮毂直径
轮毂长度
轮缘厚度（3～4）m=6～8（mm） 取8mm
轮缘内径
取
腹板厚度 取c=16mm
腹板中心孔直径

腹板孔直径

齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1mm

II-III轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比2）
5.5选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
2）减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095---88）
3)材料选择。由表一选择小齿轮材料为40Cr（调质）。硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4）小齿轮的的选择依据
闭式齿轮传动一般转速不高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可取为Z1=20--40开式（半开式）齿轮传动，由于齿轮主要为磨损失效，为使齿轮不至于过小，故小齿轮不宜选用过多的齿数，一般可取Z1=17---20。
故选用小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=2.*24=48
5.6选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
有设计计算公式进行试算，即

(2) 确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数=1.3
2）计算小齿轮传递的扭矩

3)由表二选取齿宽系数
4）由表10-6查得材料的弹性影响系数。
5）由图-21d按齿面硬度查得小齿轮的疲劳接触强度极限；大齿轮的疲劳接触强度极限。
6）由式10-13计算应力循环次数。

7）由图10-19取接触疲劳寿命系数;。
8）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得

(2)计算
1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。
2）计算圆周速度v。

3）计算齿宽b。

4）计算齿宽与齿高之比。
模数
齿高

5）计算载荷系数。
根据，7级精度，由图《机械设计》10-8查得动载系数;
直齿轮，;
由表10-2查得使用系数;
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。
由，查图10-13得;故载荷系数

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得
7）计算模数m。

5.7按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

（1）确定公式内的个计算数值
1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限；
2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,;
3）计算弯曲疲劳寿命许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

4）计算载荷系数K。

5）查取齿形系数。
由表10-5查得 ；。
6）查取应力校正系数。
由表10-5查得 ；。
7）计算大、小齿轮的并加以比较。

小齿轮的数值大。
（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.23mm并就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数

大齿轮齿数
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
5.8几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径

（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度

取，
（4）齿顶圆直径

（5）齿全高h（）

（6）齿厚s

齿根高
齿顶高
（7）齿根圆直径

小齿轮做成实心结构
轴孔直径d=40mm
大齿轮选用锻造毛坯的腹板式结构
大齿轮的有关尺寸计算如下：
轴孔直径d=50mm
轮毂直径
轮毂长度
轮缘厚度（3～4）m=3～12（mm） 取9mm
轮缘内径
取
腹板厚度 取c=24mm
腹板中心孔直径

腹板孔直径
取
齿轮倒角n=0.5m=0.5×3=1.5mm

6.轴的结构设计和强度校核
第一部分 结构设计
6.1初选轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢，热处理为调质,HB=217MPa～255MPa,=640MPa, =355MPa,弯曲疲劳极限[]=275MPa
取Ao=115
第Ⅰ轴:

若考虑键：
选取直径
第Ⅱ轴:

取
第Ⅲ轴：

若考虑键
取
6.2初选轴承
Ⅰ轴高速轴选轴承为7205C
Ⅱ轴中间轴选轴承为7207C
Ⅲ轴低速轴选轴承为6208
6.3确定轴上零件的位置和定位方式
Ⅰ轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载，一轴端连接带轮。
Ⅱ轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用深沟球轴承承载。
Ⅲ轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用深沟球轴承承载，右端连接联轴器。
6.4高速轴的结构设计：

1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a．带有键槽的轴一端要接入带轮初定它的直径为22mm
b．第二段轴的直径为27mm
c．第三段轴要装入轴承额，而选定的轴承内径为30mm，
所以该段轴的直径为30mm。
d．第四段轴的直径定位40mm。
2)各段长度的确定
各段长度的确定从右到左分述如下:
a． 第一段长为34mm
b． 第二段长为54mm
c． 第三段长为110mm
d． 第四段位为齿轮 的宽度所以它的长度为57mm
e． 第五段定为20mm（保证与箱体壁之间有一段距离

6.5中间轴的结构设计

1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a．第一段轴用于安装轴承6207，故取直径为35mm。
b．第二段轴，该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经强度计算，直径定为40mm。
c．第三段为轴肩，相比较比第二段取直径为50mm。
d．第四段安装大齿轮直径与第二段相同，直径为40mm。
e．第五段安装轴承，与第一段相同直径为35mm。
2)各段长度的确定
a．第一段轴长为37mm
b．第二段轴长为50mm
c．第三段为轴长为17mm
d．第四段轴长为75mm
e．第五段轴长为32mm
6.6低速轴的结构设计：

1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a．第一段轴用于安装轴承6208，故取直径为40mm。
b．第二段轴，该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经强度计算，直径定为50mm。
c．第三段为轴肩，相比较比第二段取直径为56mm。
d．第四段安装大齿轮直径与第二段相同，直径为50mm。
e．第五段安装轴承，与第一段相同直径为40mm。
f．第六段直径取38mm
g．第七段直径取35mm

2)各段长度的确定
a．第一段轴长为34mm
b．第二段轴长为75mm
c．第三段为轴长为8mm
d．第四段轴长为83mm
e．第五段轴长为3mm
f．第六段轴长为38mm
g．第七段轴长为56mm

第二部分轴的校核
6.7高速轴的校核
校核该轴和轴承：=146mm =56mm
轴的最小直径：，
轴的抗弯截面系数：
作用在齿轮上的力：

按弯扭合成应力校核轴的强度：

总弯矩
扭矩： T=43.62N.m
45钢的强度极限为，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以

所以该轴是安全的，满足使用要求。

6.8中间轴的校核
校核该轴：=65mm =84.5mm =54.5mm
轴的最小直径，
轴的抗弯截面系数：
作用在齿轮上的力：

按弯扭合成应力校核轴的强度：

求水平面的支承力：

计算、绘制水平面弯矩图:

求垂直面的支反力:

计算、绘制垂直面弯矩图:

求合成弯矩图，按最不利情况考虑：

扭矩：
求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）
计算危险截面处轴的直径：

m—m截面：

所以该轴是安全的，满足使用要求。

6.9低速轴的校核
校核该轴和轴承：=64mm =141mm
轴的最小直径：，
轴的抗弯截面系数：
作用在齿轮上的力：

按弯扭合成应力校核轴的强度：

总弯矩
扭矩：
45钢的强度极限为，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以

所以该轴是安全的，满足使用要求。
7.滚动轴承的选择
考虑到受力较小且主要受径向力，故选用单列深沟球轴承。
7.1高速轴轴承的选择
主动轴承根据轴颈值查《课程设计手册》得：
代号7205C角接触球轴承2个
两轴承承受纯径向载荷

X=1,Y=0

预期寿命为：10年，两班制
L=10×300×16=48000h＜
所以轴承寿命合格
7.2中间轴轴承的选择
选择轴承的代号为：7207C角接触球轴承2个

X=1,Y=0

预期寿命为：10年，两班制
L=10×300×16=48000h＜
所以轴承寿命合格
7.3低速轴轴承的选择
选择轴承的代号为：6207深沟球球轴承2个

X=1,Y=0

预期寿命为：10年，两班制
L=10×300×16=48000h＜
所以轴承寿命合格
8．键的选择及校核
8.1高速轴上键的校核
高速轴外伸端直径d=22mm，考虑到键在轴中部安装，故选6×28GB1096-1990，b=6mm，L=28mm，h=6mm，选45号钢，其许用挤压力

强度足够，合格。
8.2中间轴上键的校核
（1）与大齿轮、小齿轮联接处的直径d=40mm，考虑到键在轴中部安装，故选12×50GB1096-1990，b=12mm，L=50mm，8=6mm两个，选45号钢，其许用挤压力

强度足够，合格。
8.3低速轴上键的校核
（1）与齿轮联接处的直径d=50mm，考虑到键在轴中部安装，故选14×63GB1096-1990，b=14mm，L=63mm，h=9mm，选45号钢，其许用挤压力

强度足够，合格。
（2）低速轴外伸端直径d=35mm，考虑到键在轴中部安装，故选10×8GB1096-1990，b=10mm，L=45mm，h=8mm，选45号钢，其许用挤压力

强度足够，合格。

9．联轴器的选择
由于减速器运转平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便，选用弹性柱销联轴器。
K=1.3

选用LX6型（GB/T5014--2003）弹性柱销联轴器，公称尺寸转矩，需用最大转速为6300r/m。
型号：

10.减速器附件的选择及简要说明
（列表说明）
名称
功用
数量
材料
规格
螺栓
安装端盖
12
Q235
M6-16
螺栓
安装端盖
24
Q235
M8-25
销
定位
2
35
A6-40
垫圈
调整安装
3
56Mn
10
螺母
安装
3
A3
M10
油标尺
测量油面高度
1
组合件
M16
通气器
透气
1
A3

起吊装置
方便移动

Q235

放油螺塞
放油
1
Q235
M16
11.箱体的结构设计
箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等有很大影响。
1. 减速器箱体为铸造箱体，材料HT200。
2. 箱体结构为剖分时，剖分面为水平面，与传动件轴心线平面重合，有利于轴系部件的安装与拆卸。
3.剖分时箱体的结构尺寸选择:
（1） 箱座壁厚
取壁厚=10mm；
（2） 箱盖壁厚=10mm
（3） 地脚螺栓选择M20；
(4)地脚螺栓数目:n=4；
(5)列表表示

名称
符号
尺寸确定
箱体凸缘厚度
b
15mm
箱盖凸缘厚度

10mm
箱体底凸缘厚度

25mm
轴承旁连接螺栓直径

M16
箱盖与箱座连接螺栓直径

M12
轴承盖螺栓直径

M10
视孔盖螺栓直径

M8
定位销直径

9mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离

15mm
齿轮端面与内箱壁距离

12～20mm
箱盖肋厚
M
8.5mm
轴承盖外径

=+2.5mm

12．润滑与密封
12.1润滑方式
（1）齿轮 远小于12m/s，应用喷油润滑，但考虑成本及需要选用浸油润滑
（2）轴承采用润滑脂润滑
12.2润滑油牌号及用量
（1）齿轮润滑选用150号机械油（GB443—1989）最低—最高油面距（大齿轮）10～20mm，需油量1.5L左右
（2）轴承润滑选用ZL---3型润滑脂（GB7324—1987）。用油量为轴承间隙的1/3～1/2为宜
12.3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
在观察孔和螺栓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
轴的外伸端与透盖间的间隙，由于v<3m/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
13.设计小结
经过两个星期的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这课程设计过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，计算出现了很多小问题，令我非常苦恼.后来在老师的指导下和同学的帮助下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解.
尽管这次课程设计的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、AutoCAD软件有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节。在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。
总体来说,我觉得做这种类型的课程设计对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，今后我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。
14．参考文献
[1]《机械设计课程设计手册》（第3版）—吴宗泽，罗盛国主编。北京：高等教育出版社，2006。
[2]《机械设计》（第八版）—濮良贵，纪名刚主编。北京：高等教育出版社，2006。
[3]《互换性与技术测量》（第五版）—廖念钊，古莹蓭，莫雨松，李硕根，杨兴骏编著。北京：中国计量出版社，2007。
[4]《机械原理》郑文纬、吴克坚主编；郑星河等编。高等教育出版社，2011.11。
[5]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，李育锡主编，2008年6月第1版；
[6]《机械设计综合课程设计》，机械工业出版社，王之栎，王大康主编，2009年1月第二版；
[7]《机械设计（第八版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版
[8]《机械制图（第2版）》，西北工业大学出版社，臧宏琦，王永平主编，2004年9月第2版；
[9]《机械精度设计与检测技术》，国防工业出版社，王玉主编，2005年8月第1版。
[10]机械设计课程设计指导书/龚溎义主编；罗圣国等编。---2版.—北京：高等教育出版社，2011.8（2012.2重印）

选用A型带

Z=3

N.mm

V=1.35m