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1、 機械設計課程設計 計算說明書 設計題目：鏈傳動二級圓柱斜齒輪減速器 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 班 級： 學 號： 設 計 者： 設計時間： 2013年1月6日 目錄 一、傳動方案的分析及擬定……………………………………… 2 二、電機的選擇……………………………………………

2、……… 2 三、 傳動裝置傳動比的確定和運動參數(shù)計算………………… 3 四、 鏈及鏈輪設計……………………………………………… 4 五、 高速級齒輪的設計計算…………………………………… 5 六、 低速級齒輪設計計算……………………………………… 10 七、 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計………………………… 14 １.I軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計…………………… 14 ２.II軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計……………………19 ３.III軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計………………… 24 八、 潤滑與密封……………………………………………………29

3、 九、 箱體結(jié)構(gòu)尺寸設計……………………………………………29 十、 設計總結(jié)………………………………………………………30 十一、參考文獻…………………………………………………… 31 一、傳動方案的分析及擬定 題目：設計一個鏈式輸送機的減速器 給定條件：由電動機驅(qū)動，輸送帶的牽引力，運輸帶速度，運輸機滾筒直徑為。兩班制工作，常溫下連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，空載啟動，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，環(huán)境有輕度粉塵。每年300個工作日，減速器設計壽命為10年，電壓為（220/380V）。 減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。 特點及應用：

4、結(jié)構(gòu)比較簡單，但齒輪相對于兩支承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。兩級齒輪都選用斜齒輪，這樣運動起來更加平穩(wěn)，但增加了軸向力，軸向力對軸的選擇影響不大，但軸承選擇影響較大。 整體布置如下： 圖示：5為電動機，4為聯(lián)軸器，３為減速器，2為鏈傳動，1為輸送機滾筒，6為低速 級齒輪傳動，7為高速級齒輪傳動。 二、電動機的選擇 運輸帶功率Pw＝FV＝3000N1.1m/s 運輸帶轉(zhuǎn)速n=79.277r/min 彈性聯(lián)

5、軸器效率取0.97 閉式齒輪傳動效率取0.97 滾動軸承效率取0.98 運輸帶及滾筒效率取0.94 鏈傳動效率取0.9 電機輸出有效功率為 查表得型號Y132S-4封閉式三相異步電動機參數(shù)如下 額定功率p=5.5 kW 滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min 同步轉(zhuǎn)速1500 r/min 故選用Y132S-4封閉式三相異步電動機作為動力輸入。 三、傳動裝置傳動比的確定和運動參數(shù)計算 1、傳動比分配 總傳動比 帶傳動傳動比取為=2.3，則減速器總傳動比為=7.897 高速級傳動比=3.204，圓整為3.2 低速級傳動比，圓整為2.5 2、各軸的轉(zhuǎn)速（r/min）計算

6、 3、各軸輸入功率(kw) 4、各軸輸入扭矩() 上述結(jié)果列入表格得： 軸號 轉(zhuǎn)數(shù)n(r/min) 功率P(kw) 扭矩T(Nm) I 1440 5.445 36.111 II 450 5.020 106.536 III 182.328 4.773 250.000 IV 79.277 4.210 507.152 四、鏈及鏈輪設計 1、選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒數(shù),大鏈輪齒數(shù) 2、確定計算功率并選擇鏈條的型號和節(jié)距P 查表可得,,則 查表選擇12A-1，節(jié)距P=19.05mm 3、計算鏈節(jié)數(shù)及中心

7、距 初選中心距 取連節(jié)數(shù) ,查表得 則最大中心距 4、計算鏈速，確定潤滑方式 選擇滴油潤滑 5、校核 靜強度校核 其中 安全系數(shù) 所選鏈符合要求。 6、鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒高 確定的最大軸凸緣直徑 五、高速級齒輪的設計計算 1．選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1)兩齒輪均選擇標準圓柱斜齒輪 2)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

8、材料硬度差為40HBS。 3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB 10095-88) 4)選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù),取。 5)初選螺旋角 2．按齒面接觸強度設計 按式（10－9a）進行計算，即 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選 2)小齒輪傳遞扭矩 3)選取 4)查表10-6得彈性影響系數(shù)，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) 5)由圖10-21d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10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 7)由圖10-19可得接觸疲勞壽命系數(shù)；。 8)計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1%，安全系

9、數(shù)為S=1，由式10-12得 9)由圖10-26查得　 　 ⑵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)計算齒寬ｂ及模數(shù) 　　　 　　　 　 4)計算縱向重合度 　　　　 　 5)計算載荷系數(shù)K 　　　已知使用系數(shù) 　　　根據(jù)，７級精度，由圖１０－８查得動載荷系數(shù) 　　　由表10-4查得 　　　　 　　　由圖10-13查得 　　　假定，由表10-3查得 故載荷系數(shù) 　 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 7)計算模數(shù) 　　　 3．按齒根彎曲強度設

10、計 由式10-17　 ⑴確定計算參數(shù) 1)計算載荷系數(shù) 　　　　 2)根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 　　　 3)計算當量齒數(shù) 　　　 4)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得　 　 5)查取應力校正系數(shù) 　　　由表10-5查得　 　 6)由圖10-20c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限 　　　　大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7)由圖10-18查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 　　　　　　 8)計算彎曲疲勞許用應力 　　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，由式10-12得 　　　 　　　 　 9)計算大小齒輪的 　　　　 　　　　大齒輪的數(shù)據(jù)大

11、 ⑵設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有 取，則 4．幾何尺寸計算 (1)計算中心距 將中心距圓整為84mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 (3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 (4)計算大、小齒輪的齒頂圓、齒根圓直徑 (5)計算齒輪寬度 圓整后??； 5．驗算 合適 六.低速級齒輪設計計算 1．選定齒輪類型、精度等級、材料及齒

12、數(shù) 1)兩齒輪均選擇標準圓柱斜齒輪 2)小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB 10095-88) 4)選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。 5)初選螺旋角 2．按齒面接觸強度設計 按式（10－9a）進行計算，即 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選 2)小齒輪傳遞扭矩 3)選取 4)查表10-6得彈性影響系數(shù)，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) 5)由圖10-21d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10-13計算應力循

13、環(huán)次數(shù) 7)由圖10-19可得接觸疲勞壽命系數(shù)；。 8)計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得 9)由圖10-26查得　 　 ⑵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)計算齒寬ｂ及模數(shù) 　　　 　　　 　4)計算縱向重合度 　　　　 　5)計算載荷系數(shù)K 　　　已知使用系數(shù) 　　　根據(jù)，７級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù) 　　　由表10-4查得 　　　　 　　　由圖10-13查得 　　　假定，由表10-3查得 故載荷系數(shù) 　6)按實

14、際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 7)計算模數(shù) 　　　 3．按齒根彎曲強度設計 由式10-17　 ⑴確定計算參數(shù) 1)計算載荷系數(shù) 　　　　 2)根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 　　　 3)計算當量齒數(shù) 　　　 4)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得　 　5)查取應力校正系數(shù) 　　　由表10-5查得　 　6)由圖10-20c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限 　　　　大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7)由圖10-18查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 　　　　　　 8)計算彎曲疲勞許用應力 　　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4，由

15、式10-12得 　　　 　　　 　9)計算大小齒輪的 　　　　 　　　　大齒輪的數(shù)據(jù)大 ⑵設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，?。?.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有 取，則 4．幾何尺寸計算 (1)計算中心距 將中心距圓整為94.5mm (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 (3)計算大、小齒輪的分度圓直徑 (4)計算大、小齒輪的齒頂圓、齒根圓直徑 (5)計算齒輪寬度 圓

16、整后??； 5．驗算 合適 七.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計 1．I軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計 1.輸入軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 2.求作用在齒輪上的力 　 3.初定軸的最小直徑 選軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取于是由式15-2初步估算軸的最小直徑 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號. 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取KA=1.3,則， 　 查《機械設計手冊》，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為16000

17、0Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 4.軸的結(jié)構(gòu)設計 ⑴擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） ⑵根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。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)軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現(xiàn)取 2)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，且轉(zhuǎn)速大，故選用單列角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)，,初選型號7305B軸承，其尺寸為，基本額定動載荷　基本額定靜載荷，　，故,軸段的長度與軸承寬度相同,所以。軸的裝

18、有甩油環(huán)，所以取　 3)取齒輪右端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取。為減小應力集中,并考慮左軸承的拆卸,軸段的直徑應根據(jù)7305B角接觸球軸承的定位軸肩直徑確定 4)根據(jù),，由于齒根圓到鍵槽底部距離e=-0.14<1.6，所以設計為齒輪軸，軸段是齒輪部分，為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段的直徑應根據(jù)7305B角接觸球軸承的定位軸肩直徑確定,即， 5)取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,, 6)參考表15－2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見下圖。 輸入軸（高速軸）的結(jié)構(gòu)布置圖 5．受力分析、彎距的計算 ⑴計算支承反力 1)在水平面上

19、 2)在垂直面上 故 總支承反力 ⑵計算彎矩 　 1)水平面彎矩圖 　　　 2)垂直面彎矩圖 　　　 3)合成彎矩圖 　　　 　　(3)計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 　　　 6．作受力、彎距和扭距圖 7．選用鍵校核 鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（C型） 聯(lián)軸器:由式6-1， 查表6-2，得 ，鍵校核安全 8．按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。同樣齒輪的左端面V也是危險截面。根據(jù)式15-5，并取，軸的

20、計算應力 C截面： 由表15-1查得，，故C截面安全 V截面： 因為，所以V截面安全。 9.校核軸承和計算壽命 (1)，介于0.029-0.058，對應e為0.40-0.43，Y為1.40-1.30。 (2)求Y，e。 (3)計算軸的徑向力、內(nèi)部派生軸向力 (4)計算軸承所受的軸向力 ，軸承1被壓緊，軸承2被放松。 (5)求軸承的當量動載荷 (6)計算軸承的壽命 因為，所以選擇作為軸承的當量動載荷進行計算。 所以軸承選擇符合要求 2．II軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計 1.中間軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 2.求作用在齒輪

21、上的力 高速大齒輪: 　 低速小齒輪: 3.初定軸的最小直徑 選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 根據(jù)表15-3，取，于是由式15-2初步估算軸的最小直徑 這是安裝軸承處軸的最小直徑 4．根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)初選型號33206的圓錐滾子軸承，參數(shù)如下 　　　基本額定動載荷　基本額定靜載荷 故。軸段的長度與軸承寬度相同,故取，右端裝有軸套，所以，。軸段與高速級大齒輪配合，應略短于輪轂長度，則，軸段左端設有軸肩，軸肩高度，則. (2)根據(jù)，由于低速級小齒輪齒根圓到鍵槽底部距離e=1.925mm<1.6，所以設計為齒

22、輪軸，軸段是齒輪部分。由于低速級小齒輪與箱體留有一定間隙，則 。 (3)取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,, (4)參考表15－2，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。 中間軸的結(jié)構(gòu)布置圖 5.軸的受力分析、彎距的計算 (1)計算支承反力： 　 在水平面上 在垂直面上： 故 總支承反力： (2)計算彎矩 在水平面上： 在垂直面上： 故 (3)計算扭距 6．作受力、彎距和扭距圖 7．選用校核鍵

23、高速級大齒輪的鍵 　　 由表6-1選用圓頭平鍵（A型）　　 　 由式6-1， 查表6-2，得 ，鍵校核安全 8．按彎扭合成應力校核軸的強度 　 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，B處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，I、III截面有較多的應力集中，為危險截面 根據(jù)式15-5，并取 由表15-1查得 　 故軸的設計符合要求 9．校核軸承和計算壽命 （1）查表的 （2）計算軸的徑向力、內(nèi)部派生軸向力 （3）計算軸承所受的軸向力 ，軸承1被壓緊，軸承2被放松。 (4)求軸承的當量動載荷 (5)

24、計算軸承的壽命 因為，所以選擇作為軸承的當量動載荷進行計算。 所以軸承選擇符合要求 3．III軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計 1.輸入軸上的功率 轉(zhuǎn)矩 2.求作用在齒輪上的力 　 鏈輪緊邊拉力，松邊拉力。 鏈輪作用在軸上的力為 3.初定軸的最小直徑 選軸的材料為45，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取于是由式15-2初步估算軸的最小直徑 輸出軸的最小直徑顯然是安裝鏈輪處軸的直徑所以，,設計鏈輪時可以以軸作為標準。 4.軸的結(jié)構(gòu)設計 　 ⑴擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） ⑵根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1)為滿足鏈輪的軸向定位要求，軸段右

25、端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。 　 2)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，且轉(zhuǎn)速大，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù),初選型號33009軸承，其尺寸為，基本額定動載荷　基本額定靜載荷，　，故,軸段的長度與軸承寬度相同,所以。由于低速級大齒輪與箱體內(nèi)壁之間有一定距離，所以取　 3)為減小應力集中,并考慮左軸承的拆卸,軸段的直徑應根據(jù)33009圓錐滾子軸承的定位軸肩直徑確定， 4)軸段裝有低速級大齒輪，則可取，,齒輪右端采用軸環(huán)定位，軸環(huán)直徑可取 5)取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,, 6)參考表15－2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角

26、半徑見CAD圖。 輸入軸的結(jié)構(gòu)布置圖 5．受力分析、彎距的計算 ⑴計算支承反力 1)在水平面上 2)在垂直面上 故 總支承反力 ⑵計算彎矩并作彎矩圖 　 1)水平面彎矩圖 　　　 　 2)垂直面彎矩圖 　　　 　 3)合成彎矩圖 　　　 　　　 (3)計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 　　　 6．作受力、彎距和扭距圖 7．選用鍵校核 鍵連接： 低速級大齒輪：選圓頭平鍵 由式6-1， 查表6-2，

27、得 取所以 ，鍵設計符合要求。 鏈輪部分：選用圓頭平鍵， 由式6-1， 查表6-2，得 取所以 ，鍵設計符合要求。 8．按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處承受最大彎矩和扭矩，VI處有較多的應力集中，故C、VI截面為危險截面。根據(jù)式15-5，并取，軸的計算應力 C截面： 由表15-1查得，，故C截面安全 VI截面： 因為，所以V截面安全。 9．校核軸承和計算壽命 (1)查表的 (2)計算軸的徑向力、內(nèi)部派生軸向力 (3)計算軸承所受的軸向力 ，軸承1被壓緊，軸承2被放松。 (4)求軸承的當量動載荷 (5

28、)計算軸承的壽命 因為，所以選擇作為軸承的當量動載荷進行計算。 所以軸承選擇符合要求 八.潤滑與密封 1．潤滑方式的選擇 （1）因為此減速器為閉式齒輪傳動，且為斜齒圓柱齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。兩大齒輪直徑相差很小，都可以浸到油，所以不需要用到帶油輪。軸承利用大齒輪的轉(zhuǎn)動把油濺到箱壁的油槽里輸送到軸承機型潤滑，即軸承采用油潤滑。 （2）確定潤滑高度齒輪 大齒輪浸入油中的深度約為1～2個齒高，但不應少于10mm。 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。 3．潤滑油的選擇 選

29、取齒輪傳動潤滑油粘度可根據(jù)計算，因為該減速器屬于一般減速器，由所選潤滑油粘度查《機械設計 第八版》表10-11，可選用工業(yè)齒輪油N200(SH0357-92)。 九.箱體結(jié)構(gòu)尺寸設計 機座壁厚δ δ=0.025a+5 8mm 機蓋壁厚δ1 δ1=0.025a+5 8mm 機座凸緣壁厚 b=1.5δ 12mm 機蓋凸緣壁厚 b1=1.5δ1 12mm 機座底凸緣壁厚 b2=2.5δ 20mm 地腳螺釘直徑 df =0.036a+12 15.4mm 地腳螺釘數(shù)目 a<250,n=6 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75 df 10mm 機蓋與機

30、座聯(lián)接螺栓直徑d2 d2=(0.5～0.6) df 8mm 軸承蓋螺釘直徑 d3=(0.4～0.5) df 8mm 窺視孔螺釘直徑 d4=(0.3～0.4) df 5mm 定位銷直徑 d=(0.7～0.8) d2 6mm 軸承蓋螺釘分布圓直徑 D1= D+2.5d3 (D為軸承孔直徑) D11=95mm D12=82mm D13=82mm 軸承座凸起部分端面直徑 D2= D1+2.5d3 D21=115mm D22=102mm D23=102mm 大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離Δ1 Δ1>1.2δ 10mm 齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離Δ2

31、Δ2>δ 10mm 兩齒輪端面距離 Δ4=5 5 mm df,d1,d2至外機壁距離 C1=1.2d+(5～8) C1f=24mm C11=18mm C12=15mm df,d1,d2至凸臺邊緣距離 C2 C2f=24mm C21=18mm C22=15mm 機殼上部（下部）凸緣寬度 K= C1+ C2 Kf=48mm K1=36mm K2=30mm 軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離 e=(1～1.2)d1 18mm 軸承座凸起部分寬度 L1≥C1f+ C2f+(3～5) 50mm 十.設計總結(jié) 學習這門課我最大的

32、感觸是僅僅靠課堂上的學習是很有限的，我們更需要的是學與做結(jié)合起來，這樣才能學得更好，做得更好。 以前我學一門課都是直接把課本內(nèi)容弄懂就算學完了，但現(xiàn)在想想那樣是不夠的，因為那樣我們很難將學到的知識用于實踐，而且認識也不深，其實這也是我們學到知識過后就忘記了的原因，因為我們根本不知道學了又沒用，學了又怎么去應用。自從做了課程設計后，我發(fā)覺我對這門課的認識是很膚淺的，實際動手設計的時候才發(fā)現(xiàn)自己學得知識太少，很多東西不懂，許多東西不是課堂上能得到的 ，同時我也希望老師在教這門課的時候能多引導我們?nèi)W書本以外的知識。 盡管我的設計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但我已經(jīng)很努力去做了，而且

33、整個過程學到了許許多多東西。另外我的對cad的運用，word的使用還有打字速度都有很大的提高。 通過這次的課程設計,極大的提高了我們對機械設計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用，并把我們所學的知識和將來的生產(chǎn)實際相結(jié)合，提高了我們分析問題并自己去解決問題的能力，也提高了我們各個方面的素質(zhì)，有利于我們今后更順利地走上工作崗位。 十一.參考文獻 1．《機械設計基礎(chǔ)課程設計》 邢琳 張秀芳 主編 機械工業(yè)出版社2007年 2．《機械設計課程設計》 席偉光 楊光 李波 編著 高等教育出版社2004年 3．《機械設計手冊》2000年 4．《中國機械設計大典》第六版 江西科學技術(shù)出版2002年