0011-渦輪蝸桿變速器-慢動卷揚機傳動系統(tǒng),渦輪,蝸桿,變速器,卷揚機,傳動系統(tǒng) 設計題目 : 慢動卷揚機傳動裝置設計 專 業(yè) : 機械設計制造及自動化 班 級 : 設 計 者 ： 目錄 前言 3 《機械設計課程設計》任務書 4 第二章 傳動裝置的總體設計 6 2.1電動機的選擇 6 2.2 減速器中各主要參數(shù)的確定 8 2.3減速器中各軸的運動和動力參數(shù)的設計計算 9 2.4減速器機體結構尺寸 10 第三章 齒輪傳動的設計計算 13 3.1、高速齒輪傳動的設計計算 13 3.2減速器蝸輪蝸桿設計 21 第四章 軸系零件的設計計算 24 4.1 輸入軸的設計與計算 25 4.2 中間軸的設計與計算 32 4.3中間軸的設計與計算 35 第七章 軸承的校核 37 結束語 40 參考文獻 41 設計說明書 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 課程設計題目：慢動卷揚機傳動裝置設計 課程設計題目來源：實際生產 前言 [摘要]: 減速器是一種由封閉在剛性殼體內的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪—蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝置；在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器。減速器由于結構緊湊、效率較高、傳遞運動準確可靠、使用維護簡單，并可成批生產，故在現(xiàn)代機措中應用很廣。 我所設計的慢動卷揚機傳動裝置，是以減數(shù)器為主體，外加電動機和滾筒，實現(xiàn)以規(guī)定得速度推動物體的功能。性能可靠，結構簡單，緊湊，便于制造。 其主要設計思路來自于對推力機工作原理的分解,然后按照相應功能的機構部件進行設計,對比,選定,以及優(yōu)化組合。綜合利用電動機、推頭、絲杠、減速器等部件的協(xié)調運動,來實現(xiàn)推力機得預設功能。所有部件的設計都經過科學得數(shù)據處理并利用Auto Cad軟件強大繪圖功能和Word的編輯功能,使設計方案圖文并茂,栩栩如生. [關鍵字]: 減速器 齒輪 軸 電動機 《機械設計課程設計》任務書 慢動卷揚機傳動裝置設計 １．原始數(shù)據 學號 方案一 1-9 1-10 1-11 1-12 1-15 1-16 方案二 2-8 2-9 2-11 2-12 2-13 2-14 鋼繩拉力 F（kN） 15 18 20 25 28 30 鋼繩速度 V（m/min） 10 11 11 12 11 10 滾筒直徑 D（mm） 250 300 350 400 400 450 ２．已知條件 １） 鋼繩拉力F； ２） 鋼繩速度V； ３） 滾筒直徑D； ４） 工作情況： 三班制，間歇工作，載荷變動?。? ５） 工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C左右； ６） 使用折舊期15年，3年大修一次； ７） 制造條件及生產批量：專門機械廠制造，小批量生產。 ３．參考傳動方案 方案一：齒輪-蝸桿 第二章 傳動裝置的總體設計 2.1電動機的選擇 （一）、電動機轉速的確定 （1）按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380v，Y型。 （2）選擇電動機的容量 電動機的所需工作功率為： KW 因為KW 傳動裝置的總效率η ； 分別為齒輪傳動,軸承,齒輪聯(lián)軸器,蝸桿傳動 因此p (3)確定電動機轉速 按表1推薦的傳動比合理范圍,一級圓柱齒輪減速器傳動比i1=3~6,蝸桿傳動一級減速器傳動比i2=10~40,則總傳動比合理范圍ia=30~240,故電動機轉速的可選范圍為: 根據電動機所需功率和轉速范圍，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號如下表所示： 方案 電動機型號 額定功率（kw ） 電動機轉速 電流A 效率% 功率因數(shù) cos 同步轉速 滿載轉速 1 Y132L-8 11 750 730 6 86.5 0.77 2 Y160l-6 11 1000 970 6.5 87 0.78 3 Y132M-4 7.5 1500 1440 7 87 0.83 綜合考慮電動機的功率、轉速和傳動裝置的尺寸、減速器的傳動比等因素，方案3相對比較合適。 (3)所選電動機的結構圖如下： 2.2 減速器中各主要參數(shù)的確定 （一）、傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的確定 由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為i’＝n/n＝1440/8.76＝164.4 （2）分配減速器的各級傳動比: 式中分別為齒輪和蝸桿的傳動比。 齒輪蝸桿減速器可取齒輪傳動比 取 2.3減速器中各軸的運動和動力參數(shù)的設計計算 （1）　各軸轉速 ??軸I ： ?軸II ： ??軸III: 2.4減速器機體結構尺寸 名 稱 符號 減速器型式及尺寸關系mm 蝸桿減速器 機座壁厚 δ 0.04a+3>=8, 取δ=16 機蓋壁厚 δ1 蝸桿在下：=0.85δ=6.8，取δ1=12 機座凸緣厚 b 1.5δ=24 機蓋凸緣厚 b1 1.5δ1=18 機座底凸緣厚 b2 2.5δ1=41 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=25 地腳螺釘數(shù)目 n 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 0.75 df=19 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6) df=10 聯(lián)接螺栓d2的間距 l 150~200,取175 軸承端蓋螺釘直徑 d3 （0.4~0.5）df=9 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 （0.3~0.4）df=7 定位銷直徑 d （0.7~0.8）d2=8 df d1 d2至外機壁距離 c1 見下表 df d2至凸緣邊緣距離 c2 見下表 軸承旁凸臺半徑 R1 c2 凸臺高度 h 根據底速級軸承座確定 外機壁至軸承座端面距離 l1 c1+c2+(8~12)=26+24+8=58 大齒輪頂圓（蝸輪外圓） 與內機壁距離 Δ1 >1.2δ=9.6, 取19.5 蝸輪齒輪端面與內機壁距 離 Δ2 >δ, 取16 機蓋 機座肋厚 m1 m m1≈0.85δ1=6.8 m≈0.85δ=10 軸承端蓋外徑 D2 軸承孔直徑+（5~5.5）d3=14 軸承端蓋凸緣厚度 t (1~1.2) d3=9 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s s≈D2=14 第三章 齒輪傳動的設計計算 3.1、高速齒輪傳動的設計計算 1選擇齒輪類型，精度等級，材料，齒數(shù)及螺旋角 （1）選用斜圓柱齒輪傳動 （2）運輸機為一般工作機，速度不高，技選用7級精度（GB10095-88） (3)材料選擇 由課本表10-1 選擇小齒輪選擇材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料 為45鋼（調質）硬度為240HBS 選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=i1×z1=2.4×24=57.6, 取z2=60 選取螺旋角，初選螺旋角為= 2按齒面接觸強度設計 由設計計算公式按公式（10-21）進行計算，即 確定公式內各計算數(shù)值 （1）試選K=1.6 (2)由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433 (3)由圖10-26查得，,則=+=1.65 (4)由表10-7選取齒輪系數(shù)=1 (5)由表10-6查得材料得彈性影響系數(shù)ZE=189.8 (6)由圖10-21 d按齒面硬度查得小齒輪1得接觸疲勞強度極限=600MPa , 齒輪2的接觸疲勞強度極限=550MPa (2)計算 （1）小齒輪分度圓直徑 (7)由10-13計算應力循環(huán)次數(shù) =60=60*1440*1*（3*6*300*15）=6.99*10 =6.99*10/2.4=2.88* (8)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89，=0.90 （9）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為10%,取安全系數(shù)s=1,由式(10-12)得 =/s=510 MPa =/s=495 MPa =(+)/2=502..5MPa =48.3mm （2）計算圓周速度 V= (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) 由表10-2 查得使用系數(shù)K=1 根據V=3.56m/s ,7級精度，由圖10-8 查得動載荷系數(shù)；由表10-4查得 的計算公式： 由圖10-13查得K 由圖10-3查得 所以載荷系數(shù)： (6)、按實際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑 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）得 1)、確定計算參數(shù) (1)、計算載荷系數(shù) (2)、根據縱向重合度從圖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查得齒輪1的彎曲疲勞強度極限 齒輪2得彎曲疲勞強度極限 (7)、由圖10- 18查得彎曲疲勞壽命系數(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 由公式10-12 得 (9)、計算大、小齒輪 并加以比較 通過比較大齒輪的 數(shù)值大 2)設計計算 對此計算結果，由齒面的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)，現(xiàn)取=2.0 ,已可滿足齒面接觸疲勞強度的設計要求。 (8)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89，=0.90 （9）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為10%,取安全系數(shù)s=1,由式(10-12)得 =/s=510 MPa =/s=495 MPa =(+)/2=502..5MPa =48.3mm （2）計算圓周速度 V= (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) 由表10-2 查得使用系數(shù)K=1 根據V=3.56m/s ,7級精度，由圖10-8 查得動載荷系數(shù)；由表10-4查得 的計算公式： 由圖10-13查得K 由圖10-3查得 所以載荷系數(shù)： (6)、按實際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑 由式10-10a得： (7)、計算模數(shù) 4、 幾何尺寸計算 (1)、計算中心距 將中心距圓整為95mm (2)、按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)， ，等不必再修正。 (3)、計算大，小齒輪的分度圓直徑： (3)、計算齒輪寬度 圓整后取 5、設計結果 中心距a 模數(shù) 螺旋角 齒輪1 齒數(shù) 齒輪2 齒數(shù) 傳動比 i 齒輪1 分度圓直徑 齒輪1 的寬度 齒輪1 分度圓直 徑 齒輪2 的寬度 95mm 2.0mm 14.4 27 65 2.4 55.79mm 60mm 134.3mm 55mm 3.2減速器蝸輪蝸桿設計 1.選擇蝸桿傳動類型 根據GB/T 10085——1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。 2.選擇材料 根據庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45——55HRC。蝸桿用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 3.按齒面接觸疲勞強度進行設計 根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由式（11-12），傳動中心距 1）確定作用在蝸輪上的轉矩 2）確定載荷系數(shù)K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)由表11—5選取使用系數(shù).15，由于轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)則： 3）確定彈影響系數(shù)，因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，故。 4）確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a比值從《機械設計》圖11-18中可得。 5）確定許用接觸應力 根據蝸桿材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應力=268MPa。 應力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù) 所以，。 6）計算中心距 取中心距a=355mm,因i=31故從表11-2取模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑d1=140mm,這時d1/a=0.39,因為因此以上計算可用。 4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸計算 1）蝸桿 軸向齒距Pa=,直徑系數(shù)?q= 17.5; 齒頂圓直徑 156mm，齒根圓直徑；分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚。 2）蝸輪 蝸輪齒數(shù)Z2=71,變位系數(shù); 驗算傳動比,是允許的。 蝸輪的分度圓直徑： 蝸輪喉圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 外圓直徑： 蝸輪寬度B: 5.校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據x2=+0.125,,從圖11-19中可查得齒形系數(shù)。 螺旋系數(shù) 許用彎曲應力 從表11-8中查得由鑄錫磷青銅ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 壽命系數(shù) ；所以彎曲強度是滿足的。 6.精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿、蝸桿精度等級中選7級精度、側隙種類為f,表注為8f GB/T100然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。 第四章 軸系零件的設計計算 軸系零件包括軸、鍵聯(lián)接、滾動軸承和聯(lián)軸器。完成傳動零件的設計計算后，需對它們進行設計計算。 軸是減速器的主要零件之一，軸的結構決定于軸上零件的位置和有關尺寸。設計軸時，要按照工作要求，選擇合適的材料，并進行結構設計，然后根據受力狀況進行強度和剛度計算。 4.1 輸入軸的設計與計算 1．軸的材料的選擇 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞度，故采用碳鋼制造尤為廣泛。 材料選擇：45#鋼，采用熱處理（調質）和表面未強化處理，由機械手冊查得，45號鋼采用調質處理硬度為217~255HB。 2．軸的初步計算 已知：輸入軸上的輸入功率 P=11.07KW； 轉速； 轉矩； 軸上齒輪模數(shù)Mn=2； 螺旋角= 前面已經算出軸上齒輪分度圓直徑: ； 1、求作用在齒輪上的力 ； ； ； 圓周力，徑向力，軸向力的方向如圖 4—2所示。 2、初步確定輸入軸的最小直徑 公式中：由查表15-3得，初步選定為120，代入上式可得： ； 軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1-2直徑與聯(lián)軸器的孔徑，以及電動機的輸出軸相適應，故需先確定聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩：； 由于提升機的工作效率不大，工作轉矩變化小，原動機為電動機。查表14-1，考慮到轉矩變化很小，故選； 則：= 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查《機械設計手冊》選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2050。半聯(lián)軸器的孔徑=38mm，故取=38mm；半聯(lián)軸器長度Ｌ＝82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。 3．軸的結構設計 圖4—1 輸出軸的結構與裝配 （1）根據軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度 1、為使1—2軸段滿足半聯(lián)軸器的配合要求，需制出一軸肩，取1—2段直徑。 2、初步選擇滾動軸承 因所選用的齒輪為斜齒輪，則軸承同時承受有徑向和軸向力的作用，鼓選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d=42mm，查手冊，初步選取0基本游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為,故3—4軸的直徑,而。 3；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為125mm，為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。 4、軸承端蓋的總寬度20mm，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm 5、取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm，蝸輪與圓柱大齒輪之間的距離為c=20mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=80mm。 至此，已知初步確定了軸的各段直徑和長度。 （2） 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊選用平鍵為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為108mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （3） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取左軸端倒角為，右軸端倒角，2出處倒圓R=2.0mm，其它處倒圓R=2.5mm。 4．求軸上的載荷 根據軸的結構圖4—5，在確定軸承的支點位置時，應根據手冊查取a值。對于32217型的滾動軸承，由手冊查得a=34mm。又滾動軸承如圖5-3正裝，則作為簡支梁的軸承跨距L=。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖4—6。 圖4—6 輸出軸的彎矩圖和扭矩圖 從軸的機構圖以及扭矩圖中可以看出，C截面是軸的危險截面。 （1） 求軸上軸承的支座反力和，截面C上的、、 1、求軸承的支反力和 2、截面C上的、、 則：總彎矩為： ； 5．扭矩合成應力校核軸的強度： 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據以上所算得的數(shù)據，并取=0.6，軸的計算應力為： ＜ 前已選定軸的材料為45鋼，由表15-1查得=60，故軸工作安全。 （6） 危險截面4校核： 截面4左側： 抗彎截面系數(shù)：； 抗扭截面系數(shù)：； 截面左側的彎矩M為：; 截面上的彎曲應力：； 截面上的扭轉切應力：； 軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得，，。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取。 因為；，經插值后可查得： ； 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為： ；； 有效集中系數(shù)： ； ； 由附圖3-2得尺寸系數(shù)； 由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)：； 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)； 軸未經表面強化，即則得綜合系數(shù)值為： ； ； 碳鋼的特性系數(shù)： ，取； ，??； 計算安全系數(shù)值： ； ； ＞S=1.5； 故可知其安全。 4.2 中間軸的設計與計算 1.軸的材料的選擇 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞度，故采用碳鋼制造尤為廣泛。 材料選擇：45#鋼，采用熱處理（調質）和表面未強化處理，由機械手冊查得，45號鋼采用調質處理硬度為217~255HB。 2.軸的初步計算 （1） 初步確定輸入軸的受力計算： 已知：輸入軸上的輸入功率 ； 轉速； 轉矩； 前面已經算出軸上蝸桿分度圓直徑: ； 求作用在蝸桿上的力 ； ； (2) 估算軸徑選取軸的型號 軸Ⅱ材料為45鋼，經調質處理。按扭轉強度計算，初步計算軸徑， 軸徑計算公式查手冊可知道A0=103~126 mm，取 d>= 23.7mm 取軸頸d = 24mm (3) 軸承選取 圓錐滾子軸承(30000型) 標準=摘自GB/T 297-1994 參照ISO355-1977單位=(mm) 軸承代號=32009 尺寸\d=45 尺寸\D=75 尺寸\T=20 尺寸\B=19 3．軸的結構設計 (1)軸的方案設計 (2)各段直徑及長度 軸承處直徑：d2~3= 45mm 軸承處長度：L2~3=66 mm 齒輪處的直徑：d1~2=38 mm（齒輪孔徑大于所通過的軸徑） 齒輪處長度：L1~2=54mm , (軸段長度應略小于輪轂長度) 擋油環(huán)處：L =18mm 蝸桿齒處：d5~6=117㎜L5~6=117㎜ 軸承與箱體內壁距離 s =5 mm 蝸輪與箱體內壁距離 a =10mm 4.3中間軸的設計與計算 1． 確定輸出軸上的功率P，轉速n和轉距T。由前面可知P=5.43KW，n=8.76r/min, T=5912450NM。 2． 求作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為d=568mm,F==N, F= F 1. 初步確定軸的最小直徑： 低速軸Ⅲ材料為45鋼，經調質處理。按扭轉強度計算，初步計算軸徑，取 d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與鏈輪的孔徑相同，故需確定彈性聯(lián)軸器?？讖?，基本尺寸為D*d*T=105*90*39 4軸的結構設計 １） 擬訂軸晌零件的裝配方案圖 ２） 根據軸的軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ３） d2-3=96.4mm L1=175mm 取L1-2=173mm ４） 選擇圓錐輥子軸承型號為（30221） ５） d5-6=113mm d4-5=115mm d5-6=125mm L4-5=115mm L5-6=15mm 第七章 軸承的校核 7.1、 第一對軸承的校核（即與軸I裝配得軸承） 初選單列圓錐滾子軸承，其型號為30209，其尺寸為軸承得受力情況（簡圖）如下圖所示： （1） 計算徑向力 軸向力 齒輪的徑向力 齒輪的軸向力 （2）計算軸向派生力 由手冊查得e=0.35 Y=1.7 由課本表13-7得則有： （3）計算軸承得軸向載荷 由于即軸承1壓緊，軸承2放松 由此得 （4）計算當量載荷 因為 則查表得取X Y 則查表得，取f=1.0 則 因為 則查表得取X Y 則查表得，取f=1.0 則 （5）軸承壽命計算L 因為則按軸承1計算，查手冊得，該種軸承得額定動載荷C=26.8KN 則 因為 所以所選得軸承符合要求 結束語 在各位老師的指導下，經過歷時兩個星期的緊張設計，我完成了推力機傳動裝置的設計。在設計過程中，我參考了有關的書籍解到了機械行業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，拓寬了自己的視野和知識面。 本次設計用到了許多以前所學的知識，特別是剛剛結束的機械設計課程中所學的很多知識：從大一時學的CAD制圖到剛剛在機械設計課程中學的結構設計，零件設計。因此在整個設計的過程中，我將兩年多來所學的知識進行系統(tǒng)的復習和回顧，進一步鞏固了自己的專業(yè)知識和專業(yè)技能，增強了獨立思考和理論聯(lián)系實際的能力。同時，也使我對機電產品的設計過程和方法等內容有了一定了解、熟悉和深入。更重要的是，在此次設計過程中，我發(fā)現(xiàn)自己的專業(yè)知識存在很多不足和欠缺。 通過這次課程設計，我及時彌補了自己在專業(yè)知識中存在的不足和欠缺， 從而提高自己的綜合能力。 由于本人的知識水平真的很有限，設計經驗又不足，此次設計難免存在不足和錯誤，懇請各位老師批評和指正。 最后再次感謝在本次設計中指導老師和同學對我的幫助! 參考文獻 1．《機械設計課程設計指導書》（第二版） 高等教育出版社 作者：羅圣國等 2．《機械設計基礎》 高等教育出版社 主編：陳立德 3．《機械設計》（第七版） 高等教育出版社 主編：紀名剛 4．《機械設計手冊》（軟件版）