(单级减速器)机 械 设 计 课 程 设 计

机 械 设 计 课 程 设

计算说明书

设计题目： 设计者 ： 指导老师 设计时间： 设计单位：

-

计

荆楚理工学院

目 录

一 课程设计任务书 .............................................................................. 2 课程设计题目....................................................................................... 2 1.设计条件 ............................................................................................ 2 2.原始数据 ............................................................................................ 2 二. 设计要求 .............................................................................................. 2 三. 设计步骤 .............................................................................................. 3 1. 传动装置总体设计方案 ............................................................... 3 2、电动机的选择 ................................................................................ 4 3.计算传动装置的总传动比i并分配传动比 .................................. 5 4.齿轮的设计........................................................................................ 6 5.滚动轴承和传动轴的设计 ............................................................... 8 6.键联接设计 ........................................................................................... 19 7.箱体结构的设计 ............................................................................. 20 8. 润滑密封设计...................................................................................... 21 四 设计小结 ........................................................................................... 21 五． 参考资料....................................................................................... 22

1

机械工程学院

荆楚理工学院

一 课程设计任务书

课程设计题目：设计带式运输机

设计带式运输机传动装置（简图如下）

1——输送带 2——滚筒 3——联轴器 4——减速器 5——V带传动 6——电动机

1.设计条件：

1）机器功用 由输送带运送物料，如：沙石，砖，煤炭，谷物等； 2）工作情况 单项运输，载荷轻度振动，环境温度不超过40℃； 3）运动要求 输送带运动速度误差不超过7%； 4）使用寿命 8年，每年350天，每天8小时； 5）检修周期 一年小修，三年大修； 6）生产厂型 中小型机械制造厂； 7）生产批量 单件小批量生产；

2.原始数据：

运送带工作拉力F/KN 5 运输带工作速度v/(m/s) 1.2 卷筒直径D/mm 190 二. 设计要求

1.减速器装配图一张。（三视图，A1图纸）

2

机械工程学院

荆楚理工学院

2.绘制轴、齿轮零件图各一张。（A3图纸） 3.设计计算说明书一份。

三. 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案

1）外传动机构为V带传动。

2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。 3) 方案简图如下图：

1——输送带；2——滚筒；3——联轴器； 4——减速器；5——V带传动；6——电动机

4）该方案的优缺点：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。原动机部分为Y系列三相交流异步

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。

3

机械工程学院

荆楚理工学院

2、电动机的选择

1）选择电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。 2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为

PwFv6kw

从电动机到工作机传送带间的总效率为 12345

3由《机械设计课程上机与设计》表9-1可知：

1 ： V带传动效率 0.96 2：滚动轴承效率 0.99（球轴承）

3 ：齿轮传动效率 0.97 （7级精度一般齿轮传动）

4 ：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器）

5 ：卷筒传动效率 0.96

所以电动机所需工作功率为

6Pd6.98kw

0.863）确定电动机转速

'按表5-1推荐的传动比合理范围，一级圆柱齿轮减速器传动比i1~8Pw而工作机卷筒轴的转速为

v1.22rad/s nwD0.19 所以电动机转速的可选范围为：

'ndinw(1~8)120rmin(120~960)rmin综合考

虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为750rmin的电动机。

4

机械工程学院

荆楚理工学院

根据电动机类型、容量和转速，由《机械设计课程上机与设计》表16-2选定电动机型号为Y160L-8。其主要性能如下表： 电动机型号 Y160L-8 额定功率/kw 7.5 满载转速/(r/min) 720 启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩 2.0 2.0 3.计算传动装置的总传动比i并分配传动比

(1).总传动比i为 i(2).分配传动比 inm7206 nw120ii

考虑润滑条件等因素，初定 i i2 3

1).各轴的转速 轴 nnm720rmin

n360rmin 轴 ninn120rmin 轴 i 卷筒轴 nwn120rmin

2).各轴的输入功率 轴 P轴 PPd6.98kw

P126.63kw

轴 PP326.37kw

P426.24kw

机械工程学院

卷筒轴 P卷5

荆楚理工学院

3）.各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩Td为：

Td9.55106Pdnm9.5510646.989.26104Nmm720 轴 TTd9.2610Nmm

5TTi1.7610Nmm 轴 12轴 T卷筒轴 T卷轴名 T32i5.07105Nmm

T424.97105Nmm

功率P/kw 转矩T/(N·mm) 转速n/(r/min) 传动比效率 将上述计算结果汇总与下表，以备查用 i 轴 轴 6.98 6.63 9.26104 1.76105 720 360 2 0.95 3 轴 6.37 5.07105 0.96 120 1 0.98 卷筒轴

6.24 4.97105 120 4.齿轮的设计

1）选定材料及确定许用应力

(1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

(2)材料选择。由《机械设计基础》表11-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS，Hlim1600MPa,FE450MPa,大齿轮为45钢（正火），硬度为240HBS，Hlim1380MPa,FE320MPa,二者材料硬度差为60HBS。 (3)由《机械设计基础》表11-5,取SH1.25，SF1.6， [H1]Hlim1SH600MPa480MPa 1.25机械工程学院

6

荆楚理工学院

[H2]Hlim2SH380MPa304MPa 1.25 [F1]FE1SF450MPa281.25MPa 1.6320MPa200MPa 1.6 [F2]FE2SF2）按齿面接触强度设计

设齿轮按7既精度制造，取载荷系数为1.3。齿宽系数d0.8(《机械设计基础》表11-6)小齿轮上的转矩

95.5105P95.51056.63T11.76105Nmm

n2360取Z=188(《机械设计基础》表11-4)

2KT1u1ZEZH2d1()du[H]321.31.76105311882.523()

0.8348090mm齿数取z125，则z23z175 模数md190mm3.6mm z125齿宽bdd10.890mm72mm 取b180mm,b275mm, 按《机械设计基础》表4-1取m=3.75mm,实际的

d1zm253.7593.75mm

d2753.75mm281.25mm

d1d293.75281.25mm187.5mm 223）验算齿轮弯曲强度

齿形系数（由《机械设计基础》图11-8和图11-9可得）

中心距a YFa12.75，YSa11.6 YFa22.26，YSa21.75

7

机械工程学院

荆楚理工学院

校验：

2KT1YFa1YSa121.31.761052.751.6F1MPa79.5MPa[F1]281.25MPa22bmz1723.7525

F2F1YFa2Ysa22.261.7579.5MPa71.45MPa[F2]200MPa

YFa1YSa12.751.6校验合格

4）计算齿轮圆周速度v vd1n1601000903606010001.7m/s

5）齿顶高、齿根高和齿高等计算

h2.25m2.253.75mm8.4375mm

* haham3.75mm

* hf（hac*)m(10.25)3.75mm4.6875mm

6）基圆直径

d1'd1cos72cos2067.7mm,d2'd2cos360cos20338.3mm

汇总计算结果如下表：

分度圆直径d 齿顶高ha 齿根高df 齿全高h 齿顶圆直径da 齿根圆直径df 基圆直径db 中心距a 传动比i 小齿轮(mm) 93.75 3.75 4.6875 8.4375 101.25 84.375 88.1 187.5 3 大齿轮(mm) 281.25 3.75 4.6875 8.4375 288.75 271.875 264.3 5.滚动轴承和传动轴的设计

(一).高速轴的设计

8

机械工程学院

荆楚理工学院

Ⅰ.输在轴上的功率PⅡ、转速nⅡ和转矩TⅡ 由上可知：

P6.63kw，n360rmin，T1.76105Nmm

Ⅱ.求作用在齿轮上的力

因已知高速小齿轮的分度圆直径

d1zm253.7593.75mm

2TⅡ1877.3N 圆周力：Ftd1 径向力：FrFttan1877.3tan20N683.3N

轴向力: Fa0 Ⅲ.初步确定轴的最小直径

材料为45钢，正火处理。根据《机械设计基础》表14-2，取C110，于

'Ｃ3是dminP6.63Ⅱ1103mm29.05mm，由于键槽的影响，故nⅡ360'dmin1.03dmin29.9mm

输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径d1，取d135mm，根据带轮结构和尺寸，取l150mm。

Ⅳ.齿轮轴的结构设计

(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1).为了满足带轮的轴向定位要求，1段右端需制出一轴肩，故取2段的直径

9

机械工程学院

荆楚理工学院

d242mm；

2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据d242mm，查手册选取单列角接触球轴承7009AC，其尺寸为dDB45mm75mm16mm，故d3d745mm。 3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径d450mm，

l4803mm77mm。轴肩高度h0.07d，故取h4mm，则轴肩处的直径d558mm。

4).轴承端盖的总宽度为23mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l18mm，故l241mm。

5).根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得 l333mm 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 1段 2段: 3段 4段 5段 6段 7段

d1=35mm d2=d1+7=42mm d3= d2+3=45mm d4= d3+5=50mm d5= d4+5=58mm. d6=51 mm d7=d3=45mm L1=50mm L2=41mm L3=33mm L4=77mm L5=7.5mm L6 =7 mm L7 =14mm

(2).轴上零件的周向定位

由《机械设计课程上机与设计》表11-1查得带轮与轴的周向定位采用平键

10

机械工程学院

荆楚理工学院 ymm。齿轮与轴的连接，选用连接。按d1平键截面bhL10mm8mm36FrFtx平键截面bhL14mm9mm63mm，滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为zm6。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸

参考《机械设计》表15-2，取轴端圆角245。 FAZFAY

MC1FAZFAYⅤ.求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图M和扭矩图。

L=124.5mm

1)求垂直面的支撑反力

LdMFrFa122Fr341.64N F1VL2

C2CF2VFrF1V341.64N

2)求水平面的支撑反力

F683.3F1HF2HtN938.65N

223）绘制垂直面的弯矩图

L0.1245MC1F2V341.64Nm21.27Nm

22

L0.1245M'C1F1V341.64Nm21.27Nm

224)绘制水平面的弯矩图

L0.1245MC2F1H938.65Nm58.43Nm

225）求合成弯矩图

22McMC1MC221.27258.432Nm62.18Nm

T

6)求轴传递的转矩

d0.09375TFt11877.3Nm88Nm

227)求危险截面的当量弯矩

从图可以看出面a-a面最危险，其当量弯矩为：

MeMc2(T)2取折合系数0.6，代入上式得

11

机械工程学院

荆楚理工学院

Me62.182(0.688)2Nm81.57Nm

8）计算危险截面处的轴的最小直径

轴的材料为45钢，正火处理，由《机械设计基础》表14-1查得B600MPa由表14-3查得[1b]55MPa

Me81.571033d3mm24.57mm

0.1[1b]0.155考虑到键槽对轴的削弱，将最小直径加大5%

dmin24.57(15%)mm25.8mm

而实际设计的危险截面处的d50mm25.8mmdmin 因此该轴符合要求 (二).低速轴的设计

Ⅰ.输出轴上的功率P、转速n和转矩T

由上可知P6.37kw，n120rmin，T5.0710Nmm Ⅱ.求作用在齿轮上的力

因已知低速大齿轮的分度圆直径 d2753.75mm281.25mm 圆周力：Ft 径向力：Fr52T3605.3N d2Fttan1312.2N

轴向力：Fa0 Ⅲ.初步确定轴的最小直径

材料为45钢，正火处理。根据《机械设计基础》表14-2，取C110，于

'Ｃ3是dminP6.371103mm41.34mm，由于键槽的影响，故n120'dmin1.03dmin42.6mm

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。为了使所选的轴直径

12

机械工程学院

荆楚理工学院

d1与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩TcaKAT，查《机械设计》表14-1，取KA1.5，则：

TcaKAT1.35.07105Nmm659Nm

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250Nm。半联轴器的孔径 d45mm，故取

d145mm，半联轴器长度L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L84mm

Ⅳ.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

1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，1段右端需制出一轴肩

d2d16~12mm，故取2段的直径d252mm；左端用轴端挡圈定位。半联

轴器与轴配合的毂孔长度L112mm，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，故第1段的长度应比L略短一些，现取l1110mm 2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据d252mm，查手册选取单列角接触球轴7011AC，其尺寸为dDB55mm90mm18mm，故d3d655mm。 3).取安装齿轮处的轴端第4段的直径d460mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取l472mm。齿轮的右端采用轴肩定位，

13

机械工程学院

荆楚理工学院

齿轮的轴向定位轴肩d5d46~12mm，取d565mm。轴环宽度b1.4h，取

l512.5mm。

4).轴承端盖的总宽度为23mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定，由轴承外径D=90mm得d310mm，而d0d31mm，e1.2d3,总宽度为

d0e11mm12mm23mm)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l18mm，故l241mm。 5).根据安装时齿轮中心要在一条线上，有设计轴的草图可得 l336mm

至此，已初步确定了轴的各段和长度。数据统计如下表： 1段 2段: 3段 4段 5段 6段 7段 d1=45mm d2=d1+7=52mm d3= d2+3=55mm d4= d3+5=60mm d5= d4+5=65mm. d6=d4 = 60 mm d7=d3=55mm L1=110mm L2=41mm L3=36mm L4=72mm L5=7.5mm L6 =7 mm L7 =16 mm

(2).轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d4由《机械设计课程上机与设计》表11-1查得齿轮与轴的连接，选用平键截面bh18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为

14mm9mm90mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处

选轴的直径尺寸公差为m6。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸

14

机械工程学院

荆楚理工学院

参考《机械设计》表15-2，取轴端圆角245。 Ⅴ.求轴上的载荷 L=122.5mm,K=106mm

1)求垂直面的支撑反力

LdFrFa122Fr656.1N F1VL2

F2VFrF1V656.1N

3)求水平面的支撑反力

F3605.3F1HF2HtN1802.65N

224)求F点在支点产生的反力

FK100000.106F1FN8653N

L0.1225F2FFF1F18653N

4）绘制垂直面的弯矩图

L0.1225MC1F2V656.1Nm40.19Nm

22

L0.1225M'C1F1V656.1Nm40.19Nm

225）绘制水平面的弯矩图

L0.1225MC2F1H1802.65Nm110.4Nm

226）F力产生的弯矩图

M2FFK100000.106Nm1060Nm 危险截面F力产生的弯矩为：

L0.1225Nm530Nm MaFF1F8653227）求合成弯矩图

22McMC1MC2MaF（40.192110.42530）Nm647.5Nm

8)求轴传递的转矩

d0.28125TFt13605.3Nm507Nm

229)求危险截面的当量弯矩

从图可以看出面a-a面最危险，其当量弯矩为：

15

机械工程学院

荆楚理工学院

2MeMa(T)2取折合系数0.6，代入上式得

Me647.52(0.6507)2Nm715.4Nm

9）计算危险截面处的轴的最小直径

轴的材料为45钢，正火处理，由《机械设计基础》表14-1查得B600MPa由表14-3查得[1b]55MPa

3Me715.410d33mm50.67mm

0.1[1b]0.155考虑到键槽对轴的削弱，将最小直径加大5%

dmin50.67(15%)mm53.2mm

而实际设计的危险截面处的d60mm53.2mmdmin 因此该轴符合要求 附：两根轴的装配草图如下

16

机械工程学院

荆楚理工学院

(三).滚动轴承的校核

h 轴承的预计寿命L'H81036529200 Ⅰ计算输入轴承

(1).已知n360rmin，两轴承的径向反力FR1FR2938.65N 由选定的角接触球轴承7009AC，轴承内部的轴向力FS0.68Fr FS1FS20.68FR638.3N (2).因为FS1FaFS2，所以Fa0

故FA1FS1638.3N，FA2FS2638.3N

(3). FA1FR10.68，FA2FR20.68，查手册可得e0.68 由于FA1FR1e，故X11,Y10;

17

机械工程学院

荆楚理工学院

FA2FR2e,故 X21,Y20 (4).计算当量载荷P1、P2

由《机械设计基础》表16-9，取fp1.3，则

N P1fp(X1FrY1FA)1207N P2fp(X2FrY2FA)1207 (5).轴承寿命计算

由于P1P2，取P1207N，角接触球轴承，取3，ft1 查手册得7009AC型角接触球轴承的Cr25.8，则

106ftC1061258003LH()（）h452151hL'H29200h

60nP603601207 故满足预期寿命。

Ⅱ. 计算输出轴承

.65N (1).已知n120rmin，两轴承的径向反力FR1FR21802 由选定的角接触球轴承7011AC，轴承内部的轴向力FS0.68Fr

.8N FS1FS20.68FR1255 (2).因为FS1FaFS2，所以Fa0

.8N，FA2FS21225.8N 故FA1FS11225 (3). FA1FR10.68，FA2FR20.68，查手册可得e0.68 由于FA1FR1e，故X11,Y10; FA2FR2e,故 X21,Y20 (4).计算当量载荷P1、P2

由《机械设计》表13-6，取fp1.3，则

18

机械工程学院

荆楚理工学院

.5N P1fp(X1FrY1FA)1593.5N P2fp(X2FrY2FA)1593 (5).轴承寿命计算

由于P1P2，取P1593.5N，角接触球轴承，取3，ft1 查手册得7006AC型角接触球轴承的Cr35.2，则

106ftC1061352003()()1497060hL'H29200 LH60nP601201593.5故满足预期寿命。

6.键联接设计

Ⅰ.带轮与输入轴间键的选择及校核

轴径d35mm，轮毂长度L50mm，查手册，选A型平键，其尺寸为

b10mm，h8mm，L36mm(GB/T 1095-2003) 现校核其强度：lLb28mm,T1.76105Nmm

p4Tdhl41.76105/35828MPa89.8MPa

查手册得[p]110MPa，因为p[p]，故键符合强度要求。 Ⅱ.输入轴与齿轮间键的选择及校核

轴径d50mm，轮毂长度L77mm，查手册，选A型平键，其尺寸为

b14mm，h9mm，L63mm(GB/T 1095-2003) 现校核其强度：lLb49mm,T1.76105Nmm

p4Tdhl41.76105/50949Mpa31.9Mpa

查手册得[p]110MPa，因为p[p]，故键符合强度要求。 Ⅲ.输出轴与联轴器间键的选择及校核

轴径d45mm，轮毂长度L110mm，查手册，选A型平键，其尺寸为

b14mm，h9mm，L90mm(GB/T 1095-2003)

19

机械工程学院

荆楚理工学院

现校核其强度：lLb76mm,T5.07105Nmm

p4Tdhl45.07105/45976Mpa65.89Mpa

查手册得[p]110MPa，因为p[p]，故键符合强度要求。 Ⅳ.输出轴与大齿轮间键的选择及校核

轴径d60mm，轮毂长度L72mm，查手册，选A型平键，其尺寸为

b18mm，h11mm，L63mm(GB/T 1095-2003) 现校核其强度：lLb45mm,T5.07105Nmm

p4Tdhl45.07105/601145Mpa68.28Mpa

查手册得[p]110MPa，因为p[p]，故键符合强度要求。

7.箱体结构的设计

减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

H7配合. is61.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6.3 3.机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为8mm，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。

20

机械工程学院

荆楚理工学院

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.

8. 润滑密封设计

对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以

5(1.5~2)10mmr./mi其速度远远小于，n所以采用脂润滑，箱体内选用

SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为H+h1，H=30 h1=34。所以H+h1=30+34=64。

从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。

四 设计小结

这次关于带式运输机上的单级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真

正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.

21

机械工程学院

荆楚理工学院

1．机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械制图》、《机械设计基础》、《工程力学》、《机械制造》、《CAD制图》等于一体，使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。

2．这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

3．在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

4．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. 5．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。

五． 参考资料

《机械设计基础》 高等教育出版社 主编 杨可桢 程光蕴 李仲生 《机械设计课程上机与设计》 东南大学出版社 主编 程志红 唐大放 《工程力学》 高等教育出版社 主编 单辉祖 谢传锋 《画法几何及机械制图》 中国矿业大学出版社 主编 李爱军 陈国平

22

机械工程学院