机械设计课程设计设计用于带式运输机的传动装置.doc

目录一 设计任务书.2 二. 传动装置总体设计 2三 电动机的选择 3 四 V带设计 6五带轮的设计 8六齿轮的设计及校核 9七高速轴的设计校核 14八低速轴的设计和校核 21九 .轴承强度的校核 29十键的选择和校核 31十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择32十二. 箱体的设置 33十三. 减速器附件的选择 35十四.设计总结37十五。参考文献38一任务设计书题目A：设计用于带式运输机的传动装置原始数据：数据编号 205 206207 208209 210 211212213214带工作拉力F（N）600620640660680700720740760780带速度V（m/s）1.51.61.51.51.41.41.51.31.41.2卷筒直径D（mm）260330300280270290310270270240 工作条件：一半制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带于卷筒及支撑间.包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已经在F中考虑）。使用年限：十年，大修期三年。生产批量：十台。生产条件：中等规模机械厂，可加工78级齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流（380/220）。运输带速度允许误差：5%。设计工作量：1.减速器装配图一张（A3） 2.零件图（13） 3.设计说明书一份个人设计数据： 运输带的工作拉力 T(N)_660_ 运输机带速V（m/s） _1.5_卷筒直径D（mm） _280_已给方案三选择电动机1传动装置的总效率：=122345式中：1为V带的传动效率，取1=0.99；22为两对滚动轴承的效率，取2=0.99；3为一对圆柱齿轮的效率，取3=0.97;4为弹性柱销联轴器的效率，取4=0.96；5为运输滚筒的效率，取5=0.96。所以，传动装置的总效率=0.99*0.99*0.99*0.97*0.96*0.96=0.867电动机所需要的功率 P=FV/=660*1.5/（0.8671000）=1.14KW2卷筒的转速计算 nw=60*1000V/D=60*1000*1.5/3.14*280=102.3r/min V带传动的传动比范围为;机械设计第八版142页一级圆柱齿轮减速器的传动比为i23，10 ；机械设计第八版413页总传动比的范围为6，40；则电动机的转速范围为615,4092;3选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y100L-6型电动机。额定功率1.5KW，满载转速940（r/min）,额定转矩2.0（N/m）,最大转矩2.0（N/m） 4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比ib=n/nw=940/102.3=9.19式中：为电动机满载转速；为工作机轴转速。取V带的传动比为i1=3，则减速器的传动比i2=ib/3=3.1;5计算传动装置的运动和动力参数6.计算各轴的转速。轴：n1=n/i1=940/3=710r/min;轴：n2=n1/i2=104 r/min卷筒轴：n3=n2=104r/min7.计算各轴的功率轴：P1=P1=1.140.99=1.1286(KW);轴P2=P123=1.12860.990.97=1.084(KW);卷筒轴的输入功率：P3=P242=1.0840.960.99=1.03(KW)8计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T1=9550P/n=95501.14/940=11.58Nm轴的转矩：T2=T1*i1*1*2=11.58*3*0.99*0.99=34.04 Nm轴的转矩：T3=T2i2*23=34.04 3.10.990.97=101.3Nm 第二部分 传动零件的计算四.V型带零件设计 1.计算功率： -工作情况系数，查表取值1.2;机械设计第八版156页-电动机的额定功率2.选择带型根据，n=940,可知选择Z型；机械设计第八版157页由表86和表88取主动轮基准直径 则从动轮的直径为 据表88，取mm3.验算带的速度=4.427m/s机械设计第八版157页4.427m/s 25m/sV带的速度合适4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据0.7(+)1207.确定带的根数ZZ 机械设计第八版158页由， 查表84a和表84b得 =0.28，=0.02查表85得：0.96,查表82得：1.14，则Z =1.254/(0.28+0.02)0.96 1.14=3.82取Z=4根8.计算预紧力机械设计第八版158页查表8-3得q=0.06（kg/m）则=55.64N9.计算作用在轴上的压轴力=411.799N 机械设计第八版158页五.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径，采用孔板式。六齿轮的设计传动比的分配（1）总传动比IZ=940/102.3=9.19减速器的传动比为i减=9.19/3=3.06（2） 运动和动力参数计算0轴（电动机轴的输出转转矩）：T1=9550P/n=95501.14/940=11.58Nm1轴(高速轴既输入轴)T2=T1*i1*1*2=3.83*4*0.99*0.99=34.04 Nm2轴(低速轴既输出轴)T3=T2i2*23=10.876.9250.990.97=101.3Nm【h2为轴承的效率】根据以上数据，我们可以把它列成一个表格，更能清楚的了解数据：表2轴名 功率P/kw转距T/N.m转速n/(r/min)传动比电动机轴(0轴)1.128611.589401轴1.08434.431332轴1.03101.3102.2 3.121输入轴斜齿轮的设计已知电动机额定功率P=1.5kw,转速940r/min,各轴的转速如：表3转动轴电机轴 （0轴）输入轴 （1轴）输出轴 （1轴）转速n940313102齿数比33.1由电动机驱动，工作寿命年限为10年，二班制工作，转向不变单向运行，有轻微的振动，启动载荷为名义载荷的K=1.3。1.选择齿轮的精度等级、材料、齿数1）精度的选择输送机为一般工作机器，转动速度不高,为普通减速器，故选用7级精度(GB10095-88)，要求齿面精糙度2）材料的选择选择小齿轮材料为45钢(调质)，其硬度为280HBS,大齿轮为45钢（正火），其硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3）确定齿轮齿数选小齿轮齿数Z120，大齿轮齿数为Z220x360，取Z2604）选取螺旋角。初选螺旋角b14【参照圆柱直齿轮来设计】2确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度HBS小于350和软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度按齿面接触强度设计d1t（1）确定公式内的各个计算数值1）试选载荷系数 K=1.2 2)计算小齿轮的传递转矩3）由机械设计表107选取齿宽系数d14）由机械设计表106查得材料得弹性影响系数ZE189.8MPa1/21/2 5）由机械设计表1021d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度Hlim2=550 MPa 6）由图1030选取区域系数 ZH=2.4337）计算应力循环次数 N1=60n1jLh60*313*1*（2*8*365*10）1.96x109N2=0.638) 由机械设计图1019取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90, KHN2=0.959)计算疲劳许用应力取实效概率为1，安全系数S1，由公式可得：H1=0.90x600 MPa=540MPaH2=0.95x550 MPa=522.5 MPa (2)计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t46.2mm2）计算圆周速度vv0.757m/s3）计算齿宽bbdd1t 1x46.2=46.2mm4)计算齿宽与齿高之比模数 mnt=46.2xcos14/20=2.254齿高 h=2.25 mnt = 4.8=9.6255）计算载荷系数K根据v0.757m/s，8级精度，由机械设计图108查得动载荷系数KV=1.1经表面硬化的斜齿轮， KHa=KFa=1.352;由表102查得使用系数开KA=1;由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KHb1.417由=9.625，KHb1.417，查图1013得KFb1.46故动载荷系数: K= KA KV KHa KHb=1*1.1*1.352*1.417=2.16)按校正所算得得分度圆直径，由公式可得：d1=d1t=46.2x=54.2mm7)计算模数m. m=2.2543.按齿根弯曲强度设计 mn1确定公式内的各计算值1） 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=440MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2420MPa2） 由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN1=8.6, KFN2=0.923） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由公式可得F1=0.86x440 /1.4MPa=270.28 MPaF2=0.92X420 /1.4MPa=276MPa4)计算载荷系数K K= KA KV KFa KFb=1*1.1*1.426*1.46=2.15）根据纵向重合度eb=1.903，从图1028查得螺旋角影响系数Yb=0.886）计算当量齿数zv121.5zv2657)查取齿形系数由表105查得 YFa1 =2.72, YFa2=2.138)查取应力校正系数由105查得 YSa1 =1.57 YSa2=1.849）计算大、小齿轮的并加以比较0.01580.0142大齿轮的数值大（2）设计计算mn0.968mm对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1mm,已满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=55.8mm来计算应有的齿数。于是由 z154.14取 z155，则z2u z13.1x55=170.54.几何尺寸计算（1）计算中心距a=114.8mm将中心距圆整为115mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 barccos= arccos=14.13因b值改变不多，故参数ea、Kb、ZH等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=56.23md2=173.8mm(4)计算齿轮宽度b=dd1=1x56.23=56.23mm圆整后取B257mm； B160mm5.选择润滑方式闭式齿轮传动，齿轮的圆周速度v12m/s,常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑(推荐使用中负荷工业齿轮油，润滑油运动粘度.)七轴的设计与校核高速轴的计算。（1）选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220抗拉强度极限B650MPa屈服强度极限s360MPa弯曲疲劳极限1270MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa 二初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知= 313 r/min; =1.1286(KW)；查表可取=115； 机械设计第八版370页表15-3=17.634mm三轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图（轴1），从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取=18 mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为50 mm，现取l1=50。带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度，取=1.5mm，则=21 mm。轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离=30 mm，故取=50 mm.2.初步选择滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用圆锥滚动轴承，由于轴=21 mm，故轴承的型号为6205，其尺寸为25mm，52mm, mm.所以=24mm，= =15mm3.取做成齿轮处的轴段的直径=27mm，=60mm取齿轮距箱体内壁间距离a10mm， 考虑到箱体的铸造误差，4.在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s4mm，则s+a4mm10mm14mm=27mm同理=s+a=14mm，=27 mm至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径（3）轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径 R=1.2mm (四)计算过程 1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6208深沟球滚轴承的，简支梁的轴的支承跨距： L= = -2a= 10+60+14+14+10-2 7.5=88mm=50+50+7.5=107.5mm，=14+7.5+30=52.5 mm, =30+14+5=52.5mm2.作用在齿轮上的力= =556.36N203.05N计算支反力水平方向的M=0，所以 ，=331.92N0, =331.92N垂直方向的M=0，有0， =180.20N0, =180.20N计算弯矩水平面的弯矩= =17425.8垂直面弯矩 9460.5合成弯矩=19828.25=19828.25根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力331.92N331.92N180.20N180.20N弯矩=17425.89460.5总弯矩=19828.25=19828.25扭矩T=115803.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 =31.15QMPa已由前面查得许用弯应力1=60Mpa,因，故安全。4.精确校核轴的疲劳强度截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。2)截面V左侧抗弯截面系数：W0.1d30.13032700mm3抗扭截面系数：WT0.2d30.23035400mm3截面V左侧的弯矩为11731.7截面V上的扭矩为=11580截面上的弯曲应力=4.345Mpa截面上的扭转切应力=6.44Mpa轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa过盈配合处的的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 则0.82.181.744轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数0.92故得综合系数值为： 2.267 1.831又由课本31及32得炭钢得特性系数0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以轴在截面V左侧的安全系数为=21.85=33.718.33S=1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面V左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。八低速轴的计算1.轴的材料选取选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220抗拉强度极限B650MPa屈服强度极限s360MPa弯曲疲劳极限1270MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa 2.初步估计轴的最小直径轴上的转速 功率由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知 =100.97；=1.084 取=11511.92输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取.则=173700按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件。查机械设计手册（软件版）R2.0，选TL5型弹性套柱销连轴器，半联轴器孔的直径，长度L62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。故取25mm3.拟定轴的装配方案4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（1）选取d=25mm, 。因I-II轴右端需要制出一个定位轴肩，故取（2）初选滚子轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求， 由轴知其工作要求并根据d30mm，选取单列圆锥滚子轴承30207型,由机械设计手册(软件版)R2.0查得轴承参数：轴承直径：d35mm ； 轴承宽度：B17mm，D=72mm 所以， （3）右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取30207型轴承的定位轴肩高度h=1.5mm,因此，取（4）取做成齿轮处的轴段-的直径44mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为46mm,取（5）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离l 30mm， 故取（6）因为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取=24mm.=24 mm.(7）轴上零件的周向定位。齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择过程见后面的键选择）。（8）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径为R1.2mm参考课本表152，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径为R1.2mm4.计算过程1.根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。故 因此作为简支梁的支点跨距 计算支反力 作用在低速轴上的=1171.2N=426.39N水平面方向 MB0, 故 =0, 垂直面方向 MB0， 故F0,2)计算弯距水平面弯距= =26528.6垂直面弯矩11235.219657.9合成弯矩=28809=28231.36根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表3：载荷水平面H垂直面V支反力弯距M总弯距扭距TT101.3Nm5.按弯扭合成应力校核轴的硬度+强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa6.58 MPa已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因S1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。 九.轴承强度的校核1.高速轴上的轴承校核按照以上轴的结构设计，初步选用型号30207型的圆锥滚子轴承。1）轴承的径向载荷轴承D 587.9N轴承B 766.38N求两轴承的计算轴向力对于30207型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力，其中e为判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力N则查机械设计手册（软件版）R2.0得30207型轴承的基本额定动载荷C54.2KN。按照表13-5注1），对应的e值为0.37，Y值为1.6。用线性插值法求Y值故 X=0.4 Y1.6求当量动载荷P 4）验算轴承寿命，根据式（13-5）h已知轴承工作寿命为因为，故所选轴承满足工作寿命要求。2.低速轴上的轴承的校核选用圆锥滚子轴承6003，查机械设计手册（软件版）R2.0得基本额定动载荷轴承的径向力计算：轴承1 779.3N轴承2 576.17N 因为 58400h所选轴承合适。十键的选择和校核1.选择键的链接和类型一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求。应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）根据d25mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b8mm，键高h=7mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L25mm2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力=100-120MPa,取其平均值。110MPa.键的工作长度lL-b=25-8=17mm键与轮毂键槽的接触高度k0.5h=0.57=3.5mm由式（6-1）得，故合适。键的类型为键725 GB/1096-19793.带轮上的键的选择带轮处键位于轴端，选择 键 C832 GB/T109679，查表得公称尺寸bh=66 长度L=32mm，键材料用45钢，查课本得许用挤压应力100120Mpa，取键的工作长度lL-b32-626mmk0.5h0.563.0mm。 故合适。4.大齿轮上的键的选择选择 键 1245 GB/T109679，查表得公称尺寸bh=128长度L=45mm，键材料用45钢，查课本得许用挤压应力100120Mpa，取键的工作长度lL-b45-1233mmk0.5h0.584mm。故合适。5.联轴器上的键的选择键位于轴端，选单圆头平键（C型）b=8mm,h=7mm,L=40mm.工作长度lL-B=40-8=32mm，k0.5h0.57=3.5mm 故合适。选择键C408 GB/T1096-1979十一减速箱的润滑方式和密封种类的选择1.润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦磨损和发热，还可起到冷却散热防锈冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。齿轮圆周速度：高速齿轮V1=d1n1/(601000)=3.1425313/(601000)=0.409m/s2m/s低速齿轮 V2=d2n2/(601000)=3.1444101.3/(601000)0.233m/s2m/s由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。2.润滑油的选择由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN2润滑脂。3.密封方式的选择输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。所以用毡圈油封。 十二箱体的设置名称计算公式结 果机座壁厚=0.025a+1810mm机盖壁厚11=0.02a+188mm机座凸缘壁厚b=1.515 mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112 mm机座底凸缘壁厚b2=2.525mm地脚螺钉直径df =0.036a+12=17.90420mm地脚螺钉数目a1.214 mm齿轮端面与箱体内壁距离2210 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=30mmC11=20mmC12=20mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=54mmK1=40mmK2=36mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d116mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)58 mm吊环螺钉直径dq=0.8df16mm十三减速器附件的选择1.观察孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下检查孔尺寸(mm)检查孔盖尺寸(mm)BLb1L1b2L2R孔径d4孔数n681201001508413556.542.通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下：DDD1SLlad1M201.53025.4222815463.游标选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12412628106420164.油塞dD0LhbDSed1HM181.52527153282124.215.825.吊环螺钉dd1Dd2h1lhr1ra1d3abD2h2d1M1614343412283161613416224.5626.定位销为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=(0.70.8)d2, d2为凸缘上螺栓直径，长度等于分箱面凸缘总厚度。7.起盖螺钉为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。十四.设计总结 作为一名大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有 理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。 作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。 虽然过去从未独立应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大二学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。十六：参考资料1.机械原理 孙桓、陈作模、葛文杰主编高等教育出版社 2006年2.机械设计 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2001年3.