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目 錄 設(shè)計任務(wù)書 1 一 選擇電動機 2 二 傳動比的分配 3 三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 3 四 V帶傳動的設(shè)計 5 五 圓錐齒輪傳動的設(shè)計 8 六 軸及軸承、鍵的設(shè)計 13 七 滾動軸承及鍵的校核 23 八 潤滑與密封 26 九 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 26 總結(jié) 28 參考文獻 28 設(shè)計任務(wù)書 （1）設(shè)計條件 工作條件：單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，起動載荷為名義載荷的1.25倍，每天工作16小時，使用期限10年，輸送鏈速度容許誤差為±5%，輸送鏈效率。 （2）原始數(shù)據(jù) 運輸帶工作拉力：F=2300KN 輸送帶工作速度：V=0.75m/s 卷筒直徑： D=130mm （3）傳動方案 根據(jù)設(shè)計要求，所給原始數(shù)據(jù)本次設(shè)計的帶式運輸機傳動結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-1: 圖1-1礦用輸送鏈傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖 一 選擇電動機 1.1電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。 1.2 電動機功率的選擇 標(biāo)準(zhǔn)電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應(yīng)該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。 （1）運輸帶的功率為： （2）電動機的輸出功率為 ——電動機至輸送鏈效率鏈輪軸的傳動裝置總效率。 V帶傳動效率，錐齒輪傳動效率， 滾動軸承傳動效率，輸送鏈效率 則從電動機到工作機傳送鏈的總效率為： （3）電動機所需功率為： 由于起動載荷為名義載荷的1.25倍，故： 查《機械設(shè)計實踐與創(chuàng)新》表19-1選取電動機額定功率為3kw。 1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇 滾筒轉(zhuǎn)速： 通常V帶傳動的傳動比推薦?。? 錐齒輪的傳動比推薦?。? 所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為： 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500r/min。 綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。 型號為Y100L2-4，滿載轉(zhuǎn)速，功率3。 二 傳動比的分配 （1）總傳動比為： （2）傳動比 考慮機構(gòu)緊湊性和防止帶輪干涉，取V帶傳動的傳動比為： 則V帶傳動比為： 三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 3.1各軸的轉(zhuǎn)速 0軸 1軸 2軸 ； 3.2各軸的輸入功率 0軸 1軸 ； 2軸 ； 3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 0軸 1軸 ； 2軸 ； 將各軸動力參數(shù)整理如下表： 軸名 功率 轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 傳動比 0軸 3 20.03 1430 1 1軸 2.88 60.59 453.97 3.15 2軸 2.766 239.70 110.2 4.12 四 V帶傳動的設(shè)計 4.1 V帶的基本參數(shù) 1）確定計算功率： 已知：；； 查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-8得工況系數(shù)：； 則： 2）選取V帶型號： 根據(jù)、查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖13-15選用A型V帶, 3）確定大、小帶輪的基準(zhǔn)直徑 （1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑： ； （2）計算大帶輪基準(zhǔn)直徑： ； 取基準(zhǔn)直徑系列，誤差小于5%，是允許的。 4）驗算帶速： 帶的速度合適。 5）確定V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距： 中心距： 初選中心距 （2）基準(zhǔn)長度： 對于A型帶選用 （3）實際中心距： 6）驗算主動輪上的包角： 由 得 主動輪上的包角合適。 7）計算V帶的根數(shù)： ，查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-3 得： ； （2），查表得：； （3）由查表得，包角修正系數(shù) （4）由，與V帶型號A型查表得： 綜上數(shù)據(jù)，得 取合適。 8）計算預(yù)緊力（初拉力）： 根據(jù)帶型A型查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-1得： 9）計算作用在軸上的壓軸力： 其中為小帶輪的包角。 10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表： 帶型 帶輪基準(zhǔn)直徑(mm) 傳動比 基準(zhǔn)長度(mm) A 3.15 1250 中心距（mm） 根數(shù) 初拉力(N) 壓軸力(N) 383 6 171.45 1357.7 4.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計 （1）帶輪的材料： 采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200） （2）帶輪的結(jié)構(gòu)形式： V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準(zhǔn)直徑有關(guān)。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪；大帶輪接減速器，，所以采用孔板式結(jié)構(gòu)帶輪。 五 圓錐齒輪傳動的設(shè)計 5.1選精度等級、材料和齒數(shù) 選用直齒錐齒輪傳動。 速度不高，故選用7級精度 材料選擇。由機械設(shè)計表6.1選取小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 選小齒輪齒數(shù)Z1＝22，大齒輪齒數(shù)Z2＝i1·Z1＝4.12×22=90.64,取Z2=91。 5.2按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進行試算，即 １）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）選取齒寬系數(shù) （4）知齒輪，查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 （6）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1 ２）計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 （2）計算圓周速度 （3）模數(shù)及主要尺寸的確定 模數(shù)：，取。 　　　分度圓直徑： 節(jié)錐角： 　　　　　　　 錐距 　　　 平均分度圓直徑： 齒寬，取 5.3校核齒根彎曲疲勞強度 （1） 彎曲強度校核公式： （2）確定各參數(shù) 平均分度圓處螺旋角，則 查得動載系數(shù)1.15 齒向載荷分布系數(shù) 使用系數(shù) 故 （3）分度圓圓周 （4）齒輪系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS 查表4.4得 （5）許用彎曲應(yīng)力可由下式算得 由機械設(shè)計圖6.15可查出彎曲疲勞極限應(yīng)力 小錐齒輪的彎曲疲勞強度極限 大錐齒輪的彎曲疲勞強度極限 查得壽命系數(shù) 查得 ， 查得安全系數(shù)是 故許用彎曲應(yīng)力 因此滿足齒根彎曲疲勞強度 5.4驗算 1）齒面接觸強度驗算 接觸強度壽命系數(shù),最小安全系數(shù) 因此齒面強度足夠 圓錐齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下： 名稱 符號 公式 直齒圓錐小齒輪 直齒圓錐大齒輪 齒數(shù) 22 91 模數(shù) m m 3 傳動比 i i 4.14 分度圓錐度 ， 分度圓直徑 66 273 齒頂高 3 3 齒根高 3.6 3.6 齒全高 h 6.6 6.6 齒頂圓直徑 ， 71.83 (大端) 274.41 （大端） 齒根圓直徑 59.58 271.45 齒距 p 9.42 9.42 齒厚 s 4.71 4.71 齒槽寬 e 4.71 4.71 頂隙 c 0.6 0.6 錐距 R 140.43 140.43 齒頂角 ， 齒根角 齒頂圓錐角 ， 齒根圓錐角 ， 當(dāng)量齒數(shù) 22.63 387.28 齒寬 48 48 六 軸及軸承、鍵的設(shè)計 6.1 輸入軸 （1）求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =2.88kW =453.97r/min =60.59N·m （2）求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為 mm N 如圖： （3）初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)） 根據(jù)課本表15-3，取得： 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大5%—10%，取=22.8mm 左右。 =24mm （4）軸各段各段尺寸的確定 為了滿足帶輪的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑 =28 mm 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=26 mm ，由指導(dǎo)書表15-1，初步選取03系列， 30306 GB/T 276，其尺寸為 ， 故 而為了利于固定 由指導(dǎo)書表15-1查得 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑 齒輪的左端與套筒之間采用軸肩定位。 已知齒輪輪轂的寬度為48mm，應(yīng)使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成， 故 為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于軸承寬度， 故取 。 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 故取 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。 （5）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接 軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按 =24 mm 查得平鍵截面 長50 mm 軸與錐齒輪之間的平鍵按 由課本表6-1查得平鍵截面 長為35 mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。 為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，齒輪輪轂與軸的配合為； 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 50 24 與滾動軸承30310配合 Ⅱ-Ⅲ 29 28 軸環(huán) Ⅲ-Ⅳ 19 30 與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位 Ⅳ-Ⅴ 30 35 與滾動軸承30310配合 Ⅴ-Ⅵ 19 30 與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位 Ⅵ-Ⅶ 46 24 與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合 總長度 193mm （5）求軸上的載荷 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F B截面彎矩M 總彎矩 扭矩 （6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 （7） 精確校核軸的疲勞強度 1） 判斷危險截面 截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面ⅤⅥⅦ無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅲ和Ⅳ處過盈配合引起應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來看，截面B上的應(yīng)力最大。截面Ⅲ的應(yīng)力集中影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面B上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面ⅠⅡ顯然更不必校核。由《機械設(shè)計》第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)。 2） 截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由附圖3-2得尺寸系數(shù) 由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，則得綜合系數(shù)值為 又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù) , 取； , 取； 于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)～(15-8)則得 故可知其安全。 3） 截面Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 由附圖3-2得尺寸系數(shù) 由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，則得綜合系數(shù)值為 又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù) , 取； , ??； 于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)～(15-8)則得 故可知其安全。 6.2 輸出軸 （1）軸上的功率P2,轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 ，， （2）求作用在齒輪上的力 圓周力：mm 徑向力： 軸向力：N （3）初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得： 該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊選用TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為36mm，故取；半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 （4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬定軸上零件的裝配方案 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，ⅤⅡ-ⅤⅢ軸段左端需制出軸肩，故取ⅤⅠ-ⅤⅡ段的直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故ⅤⅡ-ⅤⅢ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。 (b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計師手冊（軟件版）選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承32011，其尺寸為，故，而，滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，因此，取. (c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則，。因Ⅱ、Ⅲ兩軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。。。 （5）軸上零件的周向定位 查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面 軸段編號 長度（mm） 直徑（mm） 配合說明 Ⅰ-Ⅱ 21 45 與滾動軸承30310配合 Ⅱ-Ⅲ 12 48 與套筒配合 Ⅲ-Ⅳ 48 50 與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位 Ⅳ-Ⅸ 12 60 軸環(huán) Ⅸ-Ⅴ 50 Ⅳ-Ⅴ 21 45 與滾動軸承30310配合 Ⅴ-Ⅵ 45 42 與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位 Ⅵ-Ⅶ 84 36 與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合 總長度 285.5mm （6）求軸上的載荷 對于30209型圓錐滾子軸承， 載荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T （7）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 　 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即安裝齒輪處，取，軸的計算應(yīng)力： 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計， 查得，因此，安全。 計得：，，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示。 七 滾動軸承及鍵的校核 7.1輸入軸的軸承 1）.按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：L'h＝29200h 由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N， 軸向力為Fa1=159.90N， 2）．初步選擇滾動軸承型號為30206，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。 3）．徑向當(dāng)量動載荷 動載荷為，查得，則有 滿足要求。 7.2 輸入軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 輸入軸處選用單圓頭平鍵，尺寸為 圓錐齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。 2)校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為 鍵的工作長度， ，合適 ，合適 7.3 輸出軸的軸承 （1）選擇的圓錐滾子軸承型號為30209，尺寸為，基本額定動載荷。 （2） 當(dāng)量動載荷 　　　前面已求得 ，，， 軸承　1、2受到的徑向載荷為： 　　　　 　　　　 　　　　軸承　1、2受到的軸向載荷為： 　　　　　查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得 　　　　 　　　　 　　　　 　　　　 　　　　軸承的當(dāng)量動載荷為： 　　　　 　　　　　按機械設(shè)計查得 （3）驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力驗算。 　　　對于滾子軸承，。 　　　 　　　減速器的預(yù)定壽命 　　 ，合適。 7.4輸出軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為 　 圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。 2)校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度， ，合適 ，合適 八 潤滑與密封 8.1潤滑方式的選擇 齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。 根據(jù)I，II，III軸的速度因子，I，II，III軸的軸承用脂潤滑 8.2密封方式的選擇 由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封 8.3潤滑油的選擇 因為該減速器屬于一般減速器，查機械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負載 工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。 九 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 1 箱座壁厚 ， 2 箱蓋壁厚 3 箱座凸緣厚度 4 箱蓋凸緣厚度 5 箱座底凸緣厚度 6 地底螺釘直徑 ，取M20 7 地底螺釘數(shù)目 8 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 ，取M14 9 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 取M10 10 聯(lián)接螺栓的間距 12 窺視孔蓋螺釘直徑 ,取M6 13 定位銷直徑 14 ，，至外箱壁距離 15 軸承旁凸臺半徑 16 凸臺高度 17 箱體外壁至軸承座端面距離 19 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 20 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 21 箱蓋，箱座筋厚 , 22 軸承端蓋外徑 23 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 24 大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離 25 箱底至箱底內(nèi)壁的距離 26 減速器中心高 27 箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離 28 軸承端蓋凸緣厚度 29 軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離 30 旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離 31 齒輪頂圓至軸表面的距離 總結(jié) 從設(shè)計過程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。再次，嚴(yán)謹(jǐn)理性的態(tài)度在設(shè)計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。 只有做了才真正明白什么是什么.通過這次的設(shè)計,極大的提高了我們對機械設(shè)計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標(biāo)準(zhǔn)的使用。 由于課程設(shè)計過程及工程設(shè)計本身的固有特性要求我們在設(shè)計過程中稟承仔細、認真、耐心、實事求是的態(tài)度去完成這項課程，也提高了我們各個方面的素質(zhì)。 現(xiàn)在我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)設(shè)計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設(shè)計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學(xué)到很多東西。 參考文獻 【1】《機械設(shè)計》楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學(xué)出版社 【2】《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》第二版 龔溎義主編，高等教育出版社 【3】《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》第3版，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社 【4】《機械精度設(shè)計檢測》應(yīng)琴主編，西南交通大學(xué)出版社 29