吉林大学珠海学院机电工程系二级减速器课程设计.docx

一、任务题目2：设计带式运输机传动装置已知条件：（1）运输带工作拉力； （2）运输带工作速度； （3）滚筒直径； （4）工作机传动效率； （5）输送带速度允许误差为5%； （6）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； （7）工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度； （8）要求齿轮使用寿命为8年（每年按300天计）； （9）生产批量：中等。 （10）动力来源：电力，三相交流，电压380V。传动方案：如图1所示。设计工作量：（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型； （2）减速器装配图1张（A0或A1图纸）； （3）零件工作图1张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重复，须由指导教师指导选定）； （4）设计计算说明书1份。图1二.电动机的选择1.传动方案分析传动方案：电机带传动两级圆柱齿轮（斜齿或直齿）减速器工作机给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为7.5KN，运输带速度为1m/s，滚筒直径为400mm要求：工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作10-16小时减速器类型选择：选用二级展开式圆柱齿轮减速器方案分析：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。总体传动简图：辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。1.1电动机的选择计算 按工作条件和要求选用一般用途的Y系列三相异步电动机，卧式封闭。1.2电动机容量计算工作机所需功率按式（2-2）计算 式中 F=7500N, V=1.0m/s，工作机效率为0.96，代入上式得： =KW=7.8125KW电动机的输出功率按式（2-1）计算 式中为电动机至工作机轴的传动总效率。 由式（2-4）可知，=0.950.990.990.990.970.970.98=0.849故=9.20KW因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可。查表10-2中Y 系列电动机技术的数据，选电动机的额定功率为11KW。1.3确定电动机转速工作机轴转速为 =r/min=47.77 r/min按表2-4推荐的各级传动的传动比范围：V带传动比范围二级圆柱齿轮传动比范围（8-40），则总传动比范围是（2-4）（8-40)=16-160，可见电动机转速可选范围为： （16160）47.77 r/min=764.327643.2r/min。 符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min四种，考虑到重量和价格，由表10-2选常用的同步转速为1500 r/min的Y系列三相异步电动机Y160M-4，其满载转速=1460r/min。 相异步电动机。其相关尺寸如下表：型号额定功率满载转速同步转速电动机中心高外伸轴直径和长度Y160M-411kW14601500160422.计算传动装置的总传动比和分配各级传动比2.1传动装置总传动比 2.2.分配传动装置各级传动比由式（2-13）可知，为使带传动的外廓尺寸不致过大，取传动比，则齿轮传动比 因为，分别为高、低速级传动比。所以。3.计算传动装置的运动参数和动力参数3.1各轴转速高速轴1轴转速 r/min中间轴2转速 r/min运输轴3转速 r/min工作机轴4转速 r/min3.2各轴功率高速轴1功率 中间轴2功率 输出轴3功率 工作机轴4功率 3.3各轴转矩电动机轴转矩 高速轴1转矩 中间轴2转矩 运输轴3转矩 工作机轴4转矩 轴名 参数电动机轴高速轴1中间轴2输出轴3工作机轴4转速1460584146.747.8047.80功率1110.4510.039.639.34转矩71.95170.89652.941923.981866.05传动比2.53.983.071效率0.950.990.970.98三、V带的选择计算1.确定设计功率 由表5-6查K=1.2 2.选择V带型号 根据和，由图5-7取用B型V带。3.选择带轮D和D由表5-7，查取B型V带D=125mm，应使D。考虑小带轮转速不是很高，结构尺寸又无特别限制，故选D=180mm。验算带速v 13.75m/s带速在525m/s之间，也不过低，D选择合适。 D=450mm参考表5-8给出的带轮基准直径系列，取D=450mm。转速误差 4.确定中心距和带长L设计条件中没有限定中心距，故可初选中心距，由式（5-18） 0.7（D+）得 441mmmm初选 带长 L查表5-3，取L中心距的调整范围： 5.验算小带轮包角 由式（5-4） ,合适6.确定V带根数 按式（5-21）， 由表5-5查得P。由表5-10查得。由表5-9查得K。由表5-3查得K。代入求根数公式，得 取，符合表5-7推荐的轮槽数。7.确定初拉力F由式（5-22），F查表5-4，q=0.17kg/m。 F8.计算作用在轴上的压力F 四、齿轮的选择和计算（一）1.选择齿轮材料和热处理、精度等级因是一般用途的齿轮传动，齿轮材料可选用45钢，传递功率不大，且对结构尺寸无严格要求，可选用软齿面齿轮传动，参考表6-2，选小齿轮调质，小齿轮齿面硬度230-240HBS；大齿轮正火，齿面硬度190-200HBS。精度为8级。2.选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，可以多选些，初选=27，107.46取，传动比i。初选=15。3.按齿面接触疲劳强度设计 对闭式软齿面齿轮转动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核翅根弯曲疲劳强度。 确定式中个项数值：因载荷平稳，可初选载荷系数K；T由表6-6，选取由表6-5，查得Z;由图6-14，查得;由式6-7， =1.88-3.2(cos15=1.67=2.07由图6-13，查得ZZ由式（6-12），N N由图6-15查得，Z由图6-16d，按小齿轮齿面硬度230240HBS均值235HBS，在MQ线和ML中间（适当延长MQ和线）查得同理，由图6-16c查得取S=取设计齿轮参数。将确定后的各项数值代入设计公式，求得 = =79.5mm修正d由表6-3查得由图6-7查得由图6-10查得K由表6-4查得K则K=KKKK=1.01.151.151.4=1.85 由表6-1，选取第一系列标准模数。齿轮主要几何尺寸：圆整中心距，取则54083.821mm取B。4.校核齿根弯曲疲劳强度计算当量齿轮端面重合度由机械原理可知：cos由式（6-13），由图6-28，查得Y;30119由图6-19、6-20按z查得Y2.51，YYY由图6-21，查得Y,Y由图6-22c，按小齿轮齿面硬度均值235HBS,在ML线（适当延长）上查得同理，在图6-22b上，查得取;将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式，得齿根弯曲疲劳强度足够（二）1.选择齿轮材料和热处理、精度等级因是一般用途的齿轮传动，齿轮材料可选用45钢，传递功率不大，且对结构尺寸无严格要求，可选用软齿面齿轮传动，参考表6-2，选小齿轮调质，小齿轮齿面硬度230-240HBS；大齿轮正火，齿面硬度190-200HBS。精度为8级。2.选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，可以多选些，初选=27，82.89取，传动比i。初选=15。3.按齿面接触疲劳强度设计 对闭式软齿面齿轮转动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核翅根弯曲疲劳强度。 确定式中个项数值：因载荷平稳，可初选载荷系数K；T由表6-6，选取由表6-5，查得Z;由图6-14，查得;由式6-7， =1.88-3.2(cos15=1.66=2.07由图6-13，查得ZZ由式（6-12），N N由图6-15查得，Z由图6-16d，按小齿轮齿面硬度230240HBS均值235HBS，在MQ线和ML中间（适当延长MQ和线）查得同理，由图6-16c查得取S=取设计齿轮参数。将确定后的各项数值代入设计公式，求得 = =122mm修正d由表6-3查得由图6-7查得由图6-10查得K由表6-4查得K则K=KKKK=1.01.01 1.151.4=1.63 由表6-1，选取第一系列标准模数。齿轮主要几何尺寸：圆整中心距，取则1212111.926mm取B。4.校核齿根弯曲疲劳强度计算当量齿轮端面重合度由机械原理可知：cos由式（6-13），由图6-28，查得Y;3092由图6-19、6-20按z查得Y2.51，YYY由图6-21，查得Y,Y由图6-22c，按小齿轮齿面硬度均值235HBS,在ML线（适当延长）上查得同理，在图6-22b上，查得，取S将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式，得齿根弯曲疲劳强度足够附表： 小齿轮直径不大，采用普通齿轮，大齿轮直径较大，采用孔板式结构。两齿轮数据高速级齿轮传动低速级齿轮传动名称符号结果名称符号结果模数3模数4齿数27107齿数2783传动比3.98传动比3.07分度圆83.82332.18分度圆111.93344.07齿顶圆89.82344.38齿顶圆119.93352.07齿根圆76.32324.68齿根圆101.93334.07中心距208中心距227齿宽8580齿宽115110注：上表中所示的腹板式齿轮数据名称结构尺寸经验计算公式高速级大齿轮低速级大齿轮毂孔直径由轴的齿轮段直接确定轮毂直径轮毂宽度腹板最大直径板孔分布直径板孔直径腹板厚度五、滚动轴承的选择与校核计算（一） 、中间轴的设计和计算（2轴）1、 轴的材料选择和最小轴径的计算 根据工作条件，初选轴的材料为45钢，热处理方法为调质处理。由表8-1查得，。2、 轴的功率，转速，转矩; ;3、 最小轴径的选定 按扭转强度条件设计，计算轴的最小轴径由式8-2，由表8-3取 计算出44.97；取；又因为该轴段安装轴承，因此查表选取轴承，选取的轴承代号为：30209尺寸为4、 轴的结构设计1. 各轴段轴径的确定最小轴径，该轴段轴径取决于轴承尺寸，高速级大齿轮段轴径，两齿轮间的轴环段，用于齿轮的轴肩定位，低速级小齿轮轴段，与2、 各轴段长度的确定圆锥滚子轴承处轴段长度，由圆锥滚子轴承、挡油环和套筒的尺寸确定，=49mm；其中高速级大齿轮段的长度，轴环处轴段的长度，mm低速级小齿轮段的长度，低速级小齿轮厚度滚动轴承处轴段，该轴结构与其中挡油环的宽：轴的结构如图：由上可得箱体内腔宽度为：15+12.5+80+115+10=232.5mm.5、 局部结构设计1、 高速级大齿轮处键的选择根据结构和工况，选择键的类型为A型普通圆头平键，其特点为固定良好由该轴的轴径与轮毂宽度选定键的尺寸为键槽深度：轴处标记为GB/T 1096键键的校核:对于普通平键连接，只需要进行挤压强度计算查表得，按载荷性质为静载荷材料为钢选择=120150MPa确定式子中的参数键的轮毂接触高度，=5mm键的工作长度，轴的直径，所以计算出=125MPa满足挤压强度校核，适合选用。2、 低速级小齿轮处键的选择 与高速级大轮处键的选择一样，选择键的类型为A型普通圆头平键 由该轴的轴径与轮毂宽度选定 键的尺寸为mm 键槽深度：轴处 标记为GB/T 1096键 键的校核： 对于普通平键链接，只需要进行挤压强度计算 查表得，按载荷性质为轻微冲击材料为钢选择=100120MPa 确定式子中的参数 键与轮毂接触高度，mm； 键的工作长度，； 所以计算出 满足挤压强度校核，适合使用。6、 轴的校核 1、轴的力学模型的建立 轴上力的作用点的位置和支点跨距的确定 齿轮对轴的力作用点按简化原则在齿轮宽度的中间点，因此决定两齿轮力的作用点位置 按弯扭合成强度条件计算 由轴的结构可以定出其简支梁的模型，其支撑距离为 2、求齿轮所在截面B,C的 3、画出轴的简图 为了方便将轴上作用力分解到水平面和垂直面内进行计算，取集中力作用于轴上零件宽度中点。 对于支反力的位置，由轴承的类型和分布方式不同而确定。 4、计算轴上的外力 1、齿轮的圆周力 其中d为高速级大齿轮分度圆直径； 低速级小齿轮所承受的圆周力， ,其中d为低速级小齿轮分度圆直径； 2、齿轮的轴向力 高速级大齿轮所承受的径向力； N 低速级小齿轮所承受的径向力； 3、齿轮的轴向力 高速级大齿轮 低俗级小齿轮77 5、求支反力 1、水平面内支反力 由 得 =6768.124N 由 得N 2、垂直面内的支反力 由 得 由 得N6、 计算轴的弯矩并画出弯矩图 1、水平面内的弯矩 2、水平面内的弯矩 3、合成弯矩 7、 画出转矩图8、 计算并画出当量弯矩图 转矩按不变计算，取得： 所以弯矩图 对轴进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩及扭矩的截面的强度由轴的材料查出，=60MPa 所以轴的强度足够。7、 轴承的校核 轴承属于30209圆锥滚子轴承，因此 因轴承只受到径向载荷，其当量动载荷为其中取 工作时轴承工作温度120C,所以选温度系数 所以计算出 =1.14400.91N=4841N 取进行校核 又由工况，计算出 通过计算，其中C为圆锥滚子轴承30209的基本额定动载荷：C=67.8kN所以轴承满足强度校核。（二） 、输入轴的设计和计算（1轴）。 1、轴的材料选择和最小轴径的估算 根据工作条件，初选轴的材料为45钢，热处理方法为调质处理。 2、轴的功率P，转速n，转矩T ; ; 3、最小轴径的选定按扭转强度条件设计，计算轴的最小轴径 由式8-2，由表8-3，取A=110;计算出又因为该段轴上有一个键槽，所以 4、轴的结构设计 1、最小轴径，由于该轴段与大轴段相连，可适当增大轴径，取。 为伸出段，为带轮起轴肩定位作用，圆锥滚子选取30209，其尺寸为：mm。 轴承的定位轴肩，计算出。 轴环段，为齿轮定位，mm。 安装高速级小齿轮，。 滚动轴承段轴径，。 2、各轴段长度的确定 大带轮所在的轴段，。 选。 滚动轴承处轴承长度，由滚动轴承、挡油环和套筒的尺寸确定，。其中，轴承的宽：B=19mm，挡油环的宽：。 根据箱体内腔宽度确定， 定位轴肩，适当取值，。 齿轮轴长，,高速级小齿轮厚度。 该结构与相同，其中，轴承的宽：挡油环的宽：套筒长度： 轴的结构图：5、 局部结构设计 1、大带轮处键的选择根据结构和工况，选择键的类型为A型普通圆头平键，其特点为固定良好由该轴的轴径与轮毂宽度选定键的尺寸为键的深度：轴处标记为GB/T 1096键键的校核：对于普通平键连接，只需要进行挤压强度计算查表得，按载荷性质为轻微冲击和材料为钢选择=100120MPa确定式子中的参数键与轮毂接触高度，键的工作长度，轴的直径，所以计算出取联轴器适用。 考虑到安全问题，该段轴受扭矩比较大，根据最小轴径选用联轴器的轴径为65mm 标记为：HL5弹性注销联轴器5、 轴的结构设计 1、最小轴径，该轴段轴径取决于联轴器的尺寸，。 dmm。 又查机械手册，选取圆锥滚子轴承 30216，其尺寸为。 定位轴肩，。 。 mm 2、各轴段长度的确定 联轴器所在轴段的长度，根据联轴器的长度确定， 由端盖，垫圈油封的尺寸，还有考虑到方便安装联轴器的注销，选L垫圈油封的型号：垫圈 75 JB/ZQ 4606-1997 轴承段，由轴承、挡油环和套筒的尺寸确定，。 轴承的宽度：B=26mm，挡油环的宽： 其中轴承的宽度：B=26mm，挡油环的宽：轴的结构6、 局部结构设计 1、联轴器处键的选择 根据结构和工况，选择键的类型为C型普通单圆头平键 由该轴的轴径选定 键的尺寸为 键槽深度:轴处 标记为GB/T 1096 键 键的校核： 对于普通凭平键连接，只需要进行挤压强度计算 查表得，按载荷性质为轻微冲击和材料为钢选择 确定式子中的参数 满足挤压强度校核，适合使用2、 齿轮处键的选择 根据结构和工况，选择键的类型为A型的普通圆头平键 由该轴的轴径选定 键的尺寸为 键槽深度： 查表得，按载荷性质为清楚冲击和材料为钢选择确定式子中的参数所以计算出满足挤压强度校核，适合使用。六、联轴器的选择七、箱体及其附件的设计 (一) 、箱体设计 (单位mm)名称符号减速器型式及尺寸/mm齿轮减速器箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径20地脚螺栓数目4轴承旁联接螺栓直径16盖与座联接螺栓直径16联接螺栓d2 间距150轴承端盖螺钉直径10窥视孔盖螺钉直径8定位销直径 8df、d1、d2、至外箱壁距离16d1、d2至凸缘侧边的距离14轴承旁凸台半径20凸台高度35箱壁至轴承座端面距离40大齿轮顶圆与内箱壁距离16齿轮端面与内箱壁距离16轴承座加强肋厚度、8、8轴承端盖外径140轴承旁联接螺栓距离140(二) 附件的设计1、窥视孔：主要作用是检查齿轮的啮合情况和润滑情况，还可以往此处灌注润滑油。窥视孔的位置应该放置于齿轮啮合区的上方。窥视孔应为凸起结构，以便区分加工面。窥视孔盖一般为钢板或铸件，其与窥视孔端面结合表面要进行机械加工，安装时用螺钉紧固在箱盖上，并加垫片密封。结构示意图如下：RB2B1B窥视孔和窥视孔盖参数设计 参考130页机械设计课程设计表15-1 代号与名称表达式数值备注窥视孔的长度：A无取A=200mm查表15-1，根据齿轮啮合位置选择窥视孔盖的长度：为窥视孔盖上螺钉直径，窥视孔盖上两螺钉的中心距长度：无窥视孔盖的宽度：无窥视孔的宽度：BB=130mm为窥视孔盖上螺钉直径，窥视孔螺钉在宽度上的中心距：无窥视孔上的螺纹孔：M68取M8根据螺钉选择窥视孔盖的倒圆角：R510取8mm无窥视孔盖的高度：h无取10mm自行设计2、 轴承端盖设计：1) 为了方便调整轴承的间隙，并且要密封性良好，所以采用凸缘式轴承端盖，其结构如下图所示：.2) 轴承端盖的设计表格轴承端盖外径轴承盖外径结果采用凸缘式轴承盖低速轴轴承盖127中间轴轴承盖127高速轴轴承盖145轴承端盖设计参考131页机械设计课程设计表15-3 单位：mm16163、 油面指示装置油标尺：参照机械设计课程设计47页油标尺的作用是观测箱体内润滑油的储存情况，使油面保持适当高度。为了方便观察，油标尺常设置在油面较稳定的低速级齿轮附近，设计时应该注意油标座孔的加工工艺性和装配使用的方便性。结构参数： 油标尺参数设计参考机械设计课程设计131页表15-5 单位：mmhabcDM16416635128526224、 外六角螺塞和封油垫：参照机械设计课程设计47页用于更换润滑油以及清洗箱体时排出油污的需要，在箱座底部设有排油孔。油塞的作用就是封堵排油孔。排油孔应设置在油池最低处，其结构设计要保证排油彻底而且加工工艺性良好。在这里使用外六角螺塞和封油垫，结构和参数：外六角螺塞和封油垫结构参数设计参考机械设计课程设计132页表15-8 单位：mmdeslLHaM16x1.51719.61712232263（2） 起吊部分结构设计：参照机械设计课程设计48页吊环螺钉、吊钩和吊耳均设置在减速器箱体上，是搬运移动减速器的起吊装置。按减速器重量选用。（1） 吊环螺钉及沉孔的尺寸：参照135页表15-13估算减速器重量W：；其中分别为高速级和低速级的中心距查课程设计表15-13，假设减速器的质量为3.0KN，而一般情况下吊环螺钉只用来吊运箱盖，所以假设箱盖质量最大值为3.0/2=1.5KN，选用双螺钉起吊。结构参数：吊环螺钉及沉孔参数设计参考机械设计课程设计134页表15-11 单位：mm参数值dM12 max13.1 min11.6取=1228 max29.1 min27.6取=28 max11 min9.6取=10L22（参考）52h266r1a3.5b14173.5单螺钉最大起重力4双螺钉最大起重力2（3） 参照机械设计课程设计48页吊耳和吊钩：吊钩或者吊耳是沿减速器长度方向在箱体上直接铸出来的。在箱座结合凸缘以下部位铸出的吊钩，可用来搬运减速器整体；而在箱盖上铸出的吊钩或吊耳是用来吊运减速器的箱盖，一般不能吊运整台减速器。结构参数： 吊耳和吊钩参数设计参考机械设计课程设计130页表15-2 单位：mm参数表达式值备注B无取B=45吊环宽度，可取为凸缘的宽度，但不少于40HH=（0.81.2）B算出H=45无hh=0.4H算出h=18无bb=算出b=16为箱壁厚，8d取d=16无RR=（11.2）d算出R16无eE=（0.81）d算出e=16无c取c=42无算出=64无rr=0.25B算出r=10.5无（4） 参照机械设计课程设计48页定位销：定位销主要作用是保证轴承座孔的镗制和装配精度，需要在箱体结合凸缘上安装两个。通常将定位销设置在箱体长度的对角方向，相距尽量开一些，这样才能保证定位精度。采用B型圆柱销。一般有效长度为d=(0.70.8)d2(d2为凸缘联接螺栓直径)结构参数：定位销参数设计参考机械设计课程设计113页表12-2 单位：mm参数值备注d16根据箱体所定的定位销直径a2无c3无l（圆柱销）34根据箱体凸缘厚度选定，凸缘厚度为24mm5、 启盖螺钉：在需要打开减速器箱体时，拆卸掉联接螺钉后，先拧动启盖螺钉顶起箱盖，然后才能搬移。启盖螺钉设置在箱盖两侧边凸缘上，数目为2个。这里的启盖螺钉选用外六角螺栓，按A级全螺纹选择并且在钉杆端部制成圆头。结构参数：启盖螺钉参数设计参考机械设计课程设计103页表11-14 单位：mm参数值备注dM16无16无s14无k16无6、 通气塞：通气塞的作用是排除箱体内的热膨胀气体，一边维持箱体内外的压力平衡，保持箱体的密封性。通气塞常设在箱体的最高处或窥视孔盖上。通气塞参数设计参考机械设计课程设计132页表15-6 单位：mmdDSLla25.422281546八、润滑、密封设计润滑1. 轴承的润滑方式的选择根据转速选择油润滑，润滑油根据126页表14-1选择L-AN全损耗系统用油（GB 443-1989）中的L-AN 22润滑油。2. 密封标准件爆炸视图：九、减速器的技术要求参考机械设计课程设计62页1、 滚动轴承用汽油清洗，其他零件用煤油清洗，零件和箱体内不许有杂物存在，零件配合面洗净后涂以润滑油。2、 滚动轴承的安装轴承内圈应紧贴轴肩，要求缝隙不得通过0.05mm厚的塞尺，队游缝隙可调；齿轮啮合的齿侧间隙可以用塞尺或压铅法进行3、 用涂色法检验齿面接触斑点，按齿高和齿长的接触斑点都不大于35%。4、 调整、固定轴承时，应留轴向间隙0.040.07mm。5、 减速器剖分面、各接触面及密封处均不许漏油，剖分面允许涂密封胶或水玻璃。6、 箱体内装全损耗系统用油LAN22至规定高度。新减速器第一次使用，运转7-14天后换油，根据情况每隔36月换一次油7 、减速器表面涂上油漆。 十、减速器的技术特性输入功率/KW6.44输入转速/()970效率0.89总传动比i16.15传动特性第一级mn2Z2/Z14.6精度等级8第二级mn3Z2/Z13.52精度等级8减速器的中心高H/mm210电动机的中心高H/mm160在使用减速器时使电动机提升50mm使电动机和减速器的中心对齐十一、参考资料1 谭庆昌、赵洪志. 机械设计.北京：高等教育出版社，20082 张春林. 机械原理. 北京：高等教育出版社，2006.13 刘向阳 占向辉 张恩光. UG建模、装配与制图.国防工业出版社,20084 寇尊权 王多. 机械设计课程设计. 北京：机械工业出版社，20065 范钦珊、蒋永莉、税国双. 工程力学.清华大学出版社，20056 陈锦昌、刘林.机械制图.高等教育出版社，20107 甘永立.几何量公差与检测.上海科学技术出版社，2010十二、总结 在占老师的指导下，经历三个月的课程设计，让我的知识体系有一定的完善，对基础知识的巩固和提高，进一步的突破和完善自我。 通过对课程设计的学习，使理论和实践相结合，对知识的有一个新的认识。从对课程设计的一次次的修改中对知识的重新认识，通过机械辅助软件UG、AUTOCAD对模型进行一个理想化可视化的转换。简化设计的工作量。 课程设计让我更加认识到计划和效率的重要性，机械设计对工作质量和效率的高要求，在本次设计过程中往往会超出预期计划，所以提高效率是十分有必要的，这需要对知识的牢固的掌握。 课程设计中逆向思维和节约成本材料、合理的结构、强度合理等很大程度上决定了一个产品设计的好坏，如何提高一个产品设计的质量，这些都需要时刻考虑到的。