二級展開式圓柱齒輪減速器設計

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1、目 錄 一．設計任務書……………………………………………………1 二．傳動方案的擬定及說明………………………………………3 三．電動機的選擇…………………………………………………3 四．計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………4 五．傳動件的設計計算……………………………………………5 六．軸的設計計算…………………………………………………14 七．滾動軸承的選擇及計算………………………………………26 八．箱體內鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………27 九．連軸器的選擇…………………………………………………27 十．箱體的結構設計……………………

2、…………………………29 十一、減速器附件的選擇……………………………………………30 十二、潤滑與密封……………………………………………………31 十三、設計小結………………………………………………………32 十四、參考資料………………………………………………………33 一、設計任務書： 題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器 1. 總體布置簡圖： 1— 電動機；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯(lián)軸器 2. 工作情況： 載荷平穩(wěn)、單向旋轉 3. 原始數據： 輸送帶的牽引力F（kN）：2.1 輸送帶滾筒的直

3、徑D（mm）：450 輸送帶速度V（m/s）：1..4 帶速允許偏差（％）：5 使用年限（年）：10 工作制度（班/日）：2 4. 設計內容： 1) 電動機的選擇與運動參數計算； 2) 直齒輪傳動設計計算； 3) 軸的設計； 4) 滾動軸承的選擇； 5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核； 6) 裝配圖、零件圖的繪制； 7) 設計計算說明書的編寫。 5. 設計任務： 1) 減速器總裝配圖一張； 2) 齒輪、軸以及箱座零件圖各一張； 3) 設計說明書一份； 6. 設計進度： 1) 第一階段：總體計算和傳動件參數計算 2) 第二階段：軸與軸系零件的設計 3) 第三階段

4、：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制 4) 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 二、傳動方案的擬定及說明： 由題目所知傳動機構類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。 本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸承受載荷大、剛度差，中間軸承潤滑較困難。 三、電動機的選擇： 1． 電動機類型和結構的選擇： 因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。 2． 電動機容量的選擇： 1） 工作機所需功率 P＝3.1

5、kW 2） 電動機的輸出功率 ＝/η 由于，故：＝3.6kW 3． 電動機轉速的選擇： 根據，初選為同步轉速為1500r/min的電動機 4． 電動機型號的確定： 由表17-7查出電動機型號為Y112M-4,其額定功率為4kW，滿載轉速1440r/min,基本符合題目所需的要求。 四、 計算傳動裝置的運動和動力參數： 1. 計算總傳動比： 由電動機的滿載轉速和工作機主動軸轉速可確定傳動裝置應有的總傳動比： 由于， 故計算得到總傳動比： 2. 合理分配各級傳動比： 由于減速箱是展開式布置，為了使兩個大齒輪具有相近的浸油深度，應試兩級的大齒輪具有相近的直徑，于是

6、可按下式 3.分配傳動比： 因為，取，， 此時速度偏差為 ，所以可行。 五、 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩： 項 目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 滾筒軸IV 轉速（r/min） 1440 1440 256.7 59.4 59.4 功率（kW） 4 3.96 3.80 3.65 3.50 轉矩（Nm） 26.5 26.3 141.4 586.8 562.7 傳動比 1 1 5.61 4.32 1 效率 1 0.99 0.96 0.96 0.94 五、傳動件設計計算： 直齒圓柱齒輪具有不

7、產生軸向力的優(yōu)點，但傳動平穩(wěn)性較差，在減速器中圓周速度不大的情況下采用直齒輪。 I---II軸高速傳動嚙合的兩直齒輪（傳動比5.61）： 1． 選精度等級、材料及齒數： 1） 材料及熱處理； 選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2） 精度等級選用8級精度； 3） 試選小齒輪齒數，大齒輪齒數的； 2． 按齒面接觸強度設計： 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算 按式（10—9）試算，即 ≥ 4） 確定公式內的各計算數值： （1） 試選 ；

8、（2） 由圖10－30選取區(qū)域系數； （3） 由表10－7選取尺寬系數； （4） 由表10－6查得材料的彈性影響系數； （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： 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數；； （7） 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1％，安全系數，由式（10－12）得 5） 計算過程： （1） 試算小齒輪分度圓直徑： ≥ =2.32=41.36mm （2） 計算圓周速度： （3） 計算

9、齒寬、模數及齒高等參數： 齒寬 模數m===2.18 齒高 齒寬與齒比為 （4） 計算載荷系數K： 已知載荷平穩(wěn)，所以取=1； 根據v=2.93m/s,8級精度，由圖10—8查得動載系數； 對于直齒輪 ； 由表10-4 插值法查的8級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時， 由,查圖10-13得，故： （5） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式 （10—10a）得 （6） 計算模數m m==2.37mm 3． 按齒根彎曲強度設計： 由式(10—17)

10、 m≥ 確定計算參數： 1) 由圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 3) 計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數 ，由式10-12 得： = = = = 4) 查取齒型系數和應力校正系數 由表10—5 查得 ； 由表10－5查得； 5) 計算大、小齒輪的并加以比較 == == 大齒輪的數值大。 6) 計算載荷系數 7) 設計計算

11、 ≥=1.54 最終結果：=1.54 4． 標準模數選擇： 由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數優(yōu)先采用第一系列并就近圓整為標準值，按接觸疲勞強度算的的分度圓直徑的 1)小齒輪齒數 ，取 2） 大齒輪齒數 ， 取=129 5.幾何尺寸計算： 1) 計算中心距

12、： a=152mm 2) 計算大、小齒輪的分度圓直徑： ， 計算齒輪寬度： 小齒輪齒寬相對大一點因此 ， 3) 結構設計： 以大齒輪為例，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。 II---III軸低速傳動嚙合的兩直齒輪（傳動比4.32）： 1. 選精度等級、材料及齒數(與上面兩對齒輪相同)： 1） 材料及熱處理： 選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2） 精度等級選用8級精

13、度； 3） 試選小齒輪齒數，大齒輪齒數的； 2. 按齒面接觸強度設計： 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算 按式（10—9）試算，即 ≥ 4） 確定公式內的各計算數值 （1） 試選 ； （2） 由圖10－30選取區(qū)域系數ZH＝2.5； （3） 由表10－7選取尺寬系數； （4） 表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa （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： 由圖10－19查得

14、接觸疲勞壽命系數；； （7）計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1％，安全系數，由式（10－12）得： 5） 計算過程： （1） 試算小齒輪分度圓直徑 ≥ =2.32=73.54mm （2） 計算圓周速度 （3） 計算齒寬b及模數m m===3.06 齒高 齒寬與齒高比 （4）計算載荷系數K 已知載荷平穩(wěn)，所以取=1； 根據v=0.99m/s,8級精度，由圖10—8查得動載系數； 由于直齒輪 ； 由表10-4 插值法查的8級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，； 由b/h=8

15、.44，查圖10-13得； （4） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式 （10—10a）得 （5） 計算模數m m==3.25mm 3. 按齒根彎曲強度設計： 由式(10—17) m≥ 1） 確定計算參數 （1） 由圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞強度極限 （2） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 （3）計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數，由式10-12 得 = =310.7Mpa

16、 = =247MPa （4）查取齒型系數和應力校正系數 由表10—5 查得； 由表10－5查得； （5）計算大、小齒輪的并加以比較 == == 大齒輪的數值大。 （6）計算載荷系數 2) 設計計算 m≥=2.29 最終結果：m=2.29 4. 標準模數的選擇： 由齒面解除疲勞強度計算的模數m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的

17、承載能力僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數2.29優(yōu)先采用第一系列并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸疲勞強度算的的分度圓直徑的 小齒輪齒數 ，取 大齒輪齒數 5. 幾何尺寸計算： 1）計算中心距： a=206mm 2) 計算大、小齒輪的分度圓直徑： 計算齒輪寬度： 小齒輪齒寬相對大一點因此 ， 3) 結構設計： 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。 六、軸的結構設計和強度校核： 第一部分 結

18、構設計 1. 初選軸的最小直徑： 選取軸的材料為45號鋼，熱處理為調質。 取Ao=112，[τ]=30~40MPa 1軸 d1≥Ao3P1n1=15.69mm，考慮到聯(lián)軸器、鍵槽的影響， 取 2軸 d2≥Ao3P2n2=27.50mm，取 3軸 d3≥Ao3P3n3=44.20mm， 取 2. 初選軸承： 1軸高速軸選軸承為7206C 2軸中間軸選軸承為7208C 3軸低速軸選軸承為7211C 各軸承參數見下表： 軸承代號 基本尺寸/mm 安裝尺寸/mm 基本額定/kN d D B da Da 動載荷Cr 靜載荷Cor 7206C 30 62

19、 16 36 56 23 15 7208C 40 80 18 47 73 36.8 25.8 7211C 55 100 21 64 91 52.8 40.5 3. 確定軸上零件的位置和定位方式： 1軸：由于高速軸轉速高，傳動載荷不大時，為保證傳動平穩(wěn)，提高傳動效率，將高速軸取為齒輪軸，使用角接觸球軸承承載，一軸端連接電動機，采用剛性聯(lián)軸器，對中性好。 2軸：低速嚙合、高速嚙合均用鍛造齒輪，低速嚙合齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，高速嚙合齒輪左端用軸肩，右端用甩油環(huán)定位，兩端使用角接觸球軸承承載。 3軸：采用鍛造齒輪，齒輪左端用甩油環(huán)定位，

20、右端用軸肩定位，為減輕軸的重量采用中軸頸，使用角接觸球軸承承載，右端連接單排滾子鏈。 （一）高速軸的結構設計： 1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度： a) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為20mm。 b) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為25。 c) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用7206C型，即該段直徑定為30mm。 d) 該段軸為齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標準化，定為40mm。 e) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應

21、達5mm，所以該段直徑選為46mm。 f) 軸肩固定軸承，直徑為40mm。 g) 該段軸要安裝軸承，直徑定為30mm。 2)各段長度的確定： 各段長度的確定從左到右分述如下： h) 該段軸連接聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38mm，該段長度定為34mm。 i) 該段取32mm。 j) 該段安裝軸承，參照工作要求長度至少16mm，考慮間隙取該段為22mm。 k) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離、軸承與箱體內壁距離（采用油潤滑），還有二級齒輪的寬度，定該段長度為90mm。 l) 該段考慮齒輪的寬度，根據齒輪校核，選定該段50mm。 m) 該段軸肩選定長度4mm

22、。 n) 該段與c段相同取22mm。 o) 軸右端面與端蓋的距離為10mm。 （二） 中間軸的結構設計： 1) 擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑： a) I段軸用于安裝軸承7208，故取直徑為40mm。 b) II段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經強度計算，直徑定為46mm。 c) III段為軸肩，相比較比II段取直徑為58mm。 d) IV段安裝大齒輪直徑與II段相同，直徑為46mm。 e) V段安裝軸承，與I段相同直徑為40mm。 2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段長度： a) I段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，軸承7208C寬度B=1

23、8，該段長度選為28mm。 b) II段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為80mm。 c) III段為定位軸肩，長度略小8mm。 d) IV段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為44mm。 e) V段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與I相同，為28mm。 （三）低速軸的結構設計： 1) 擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑 a) I段軸用于安裝軸承7211C，故取直徑為55mm。 b) II段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2.5mm的圓角，經強度計算，直徑定為60mm。 c) III段為定位軸肩，取72mm。 d) IV段安裝大齒輪直徑與II段相同，直徑為6

24、0mm。 e) V段安裝軸承，與I段相同直徑為55mm。 f) VI段直徑53mm g) VII段直徑與彈性注銷選擇有關，取LX3，直徑為46mm。 2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段長度 a) I段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，7211C寬度B=21，該段長度選為30mm。 b) II段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為76mm。 c) III段為定位軸肩，長度略小8mm。 d) IV段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為50mm。 e) V段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與I相同，為28mm。 f) VI長度為32mm。 g) VII長度與聯(lián)軸器有關，取56mm。

25、第二部分 強度校核 I高速軸： 對于角接觸球軸承7206C從手冊中可以查得a=14.2mm 校核該軸和軸承：=82.8mm =120.0mm =30.8mm 軸的最小直徑：， 軸的抗彎截面系數： 作用在齒輪上的力： 按彎扭合成應力校核軸的強度： 總彎矩： 扭矩： 45鋼的強度極限為，又由于軸受的為脈動循環(huán)載荷，所以。 所以該軸是安全的，滿足使用要求。 II中間軸： 對于角接觸球軸承7208C從手冊中可以查得a=17mm 校核該軸和軸承：=53mm =70mm =35mm 軸的最小直徑， 軸的抗彎截面系數：

26、 作用在2、3齒輪上的圓周力： 徑向力： 求垂直面的支反力： 計算垂直彎矩： 求水平面的支承力： 計算、繪制水平面彎矩圖： 求合成彎矩圖，按最不利情況考慮： 求危險截面當量彎矩： 從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數） 計算危險截面處軸的直徑： m-m截面: n-n截面: 所以該軸是安全的，滿足使用要求。 III低速軸 對于角接觸球軸承7211C從手冊中可以查得a=20.9mm 校核該軸和軸承：=49mm ， =107mm 軸的最小直徑：， 軸的

27、抗彎截面系數： 作用在齒輪上的力： 按彎扭合成應力校核軸的強度： 總彎矩： 扭矩： 45鋼的強度極限為，又由于軸受的為脈動循環(huán)載荷，所以。 所以該軸是安全的，滿足使用要求。 七、滾動軸承的選擇及計算： I高速軸： 軸承7206C的校核，即軸承壽命校核： 軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取取 基本額定動負荷為 則， 該軸承的壽命滿足使用10年要求。 II中間軸： 軸承7208C的校核，即軸承壽命校核： 軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷

28、的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取取 基本額定動負荷為 則， 該軸承的壽命滿足使用10年要求。 III低速軸： 軸承72011C的校核，即軸承壽命校核： 軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取取 基本額定動負荷為 則， 該軸承的壽命滿足使用10年要求。 八、箱體內鍵聯(lián)接的選擇及校核計算： 1. 傳遞轉矩已知； 2. 鍵的工作長度l=L-b b為鍵的寬度； 3. 鍵的工作高度k=0.5h h為鍵的高度； 4. 普通平鍵的強度條件為； 代號 直徑

29、 （mm） 工作長度 （mm） 工作高度 （mm） 轉矩 （Nm） 極限應力 （MPa） 高速軸 無鍵安裝 中間軸 14936（圓頭） 46 22 4.5 141.4 62 14970 (圓頭) 46 56 4.5 141.4 24.4 低速軸 181170（圓頭） 60 52 5.5 586.8 68.4 由于鍵采用靜聯(lián)接，材料鋼，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。 九、聯(lián)軸器的選擇： 由于剛性聯(lián)軸器價格便宜、構造簡單、可傳遞較大轉矩、對中性較好 ，所以優(yōu)先考慮選用它。 1. 高速軸用聯(lián)軸器的設計計算：

30、 由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為， 計算轉矩為 所以考慮選用剛性凸緣聯(lián)軸器GYS2（GB5843-2003），其主要參數如下： 材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑， 軸孔長， 裝配尺寸 半聯(lián)軸器厚 （[1]P167表17-1） 2. 連接鏈輪聯(lián)軸器的設計計算： 由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為， 計算轉矩為 所以選用彈性銷柱聯(lián)軸器LX3（GB5014-2003），其主要參數如下： 材料HT200 公稱轉矩 軸孔直徑 軸孔長， 半聯(lián)軸器厚 （[1]P175表17-5）（GB5014-2003） 十

31、、箱體的結構設計： 箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、質量及成本等有很大影響。 1. 減速器箱體為鑄造箱體，材料HT200。 2. 箱體結構為剖分時，剖分面為水平面，與傳動件軸心線平面重合，有利于軸系部件的安裝與拆卸。 3. 剖分時箱體的結構尺寸選擇： （1） 箱座壁厚=0.025a+3>=8mm；a為二級圓柱齒輪減速器的低速級中心距a=206.25， =8.16>=8滿足要求，取壁厚=10mm； （2） 箱蓋壁厚=（0.80.85），>=8mm ，則=8.5mm； （3） 地腳螺栓直徑=0.036a+12=19.4 ，選擇M20； （4） 地腳螺栓數目：由于a

32、=206<250 ，所以n=4； （5） 根據表5-2得： 名 稱 符號 尺寸確定 箱座凸緣厚度 1.5 15mm 箱蓋凸緣厚度 1.5 12.75mm 箱座底凸緣厚度 2.5 25mm 軸承旁連接螺栓直徑 0.75 M16 箱蓋與箱座連接螺栓直徑 0.50.6 M12 連接螺栓的間距 150200 160mm 軸承蓋螺釘直徑 0.40.5 M10 視孔蓋螺釘直徑 0.30.4 M8 定位銷直徑 0.70.8 9mm 、、至外箱壁

33、距離 查表5-3 26 22 18mm 、至凸緣邊緣距離 查表5-3 24 16mm 軸承旁凸臺半徑 24 16mm 凸臺高度 圖7-2 >50mm 外箱壁至軸承座端面距離 ++(58)mm 大齒輪頂圓與內箱壁距離 >= 15mm 齒輪端面與內箱壁距離 >= 1220mm 箱蓋肋厚 0.85 7.5mm 箱蓋肋厚 0.85 8.5mm 軸承蓋外徑 圖6-27 =+2.5mm 軸承旁連接螺栓

34、距離 圖 7-2 凸臺外徑 十一、減速器附件的選擇： 1. 通氣器： 由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M181.5。 2. 油面指示器： 選用游標尺M16。 3. 起吊裝置： 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳。 4. 放油螺塞： 選用外六角油塞及墊片M161.5。 十二、潤滑與密封： 1. 齒輪的潤滑： 根據表5-4浸油深度推薦值，選取二級圓柱式齒輪減速器類型： 由于低速級周向速度小于12m/s，采用浸油潤滑，II級大齒輪浸油高度約為0.7個齒高但不少于10mm，該大齒輪齒高=2.5<10mm，所以II級大齒輪浸油高度取=11mm。 I

35、II級大齒輪浸油高度大于一個齒高小于1/6半徑（3.125—56.7mm），由于III級大齒輪和二級大齒輪的半徑差為39mm。所以大齒輪的浸油深度選為=50mm。 大齒輪齒頂圓到油池低面的距離為30—50mm，所以選取的油池深度為80mm 2. 滾動軸承的潤滑： 由于軸承周向速度為0.99小于2m/s，所以采脂潤滑，為防止軸承室內的潤滑脂流入箱體而造成油脂混合，在箱體軸承座箱內一側裝設甩油環(huán)。 3. 潤滑油的選擇： 齒輪潤滑油，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。 軸承潤滑脂，選用通用鋰基潤滑脂ZL—1，普遍應用在各種機械部位。 4. 密封方法的選?。? 選用凸

36、緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。 十三、設計小結： 經過十幾天的努力,我終于將機械設計課程設計做完了.在這次作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設計方案修改，這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經驗不足，計算出現(xiàn)了很多小問題，令我非?？鄲?后來在老師的指導下,我找到了問題所在之處,并將之解決.同時我還對機械設計基礎的知識有了更進一步的了解. 盡管這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,

37、但我的收獲還是很大的.不僅僅掌握了設計一個完整機械的步驟與方法;也對機械制圖、AutoCAD軟件有了更進一步的掌握。對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學生最最缺少的是經驗,沒有感性的認識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié)。在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。 總體來說,我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學過的相關知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來，綜合應用才能很好的完

38、成包括機械設計在內的所有工作，也希望學院能多一些這種課程。 參考資料： [1]《機械設計課程設計》，高等教育出版社，李育錫主編，2008年6月第1版； [2]《機械設計課程設計》，北京大學出版社，許瑛主編，2008年8月第1版； [3]《機械設計課程設計》，科學出版社，鞏云鵬，田萬祿，張偉華，黃秋波主編，2008年3月第一版； [4]《機械設計綜合課程設計》，機械工業(yè)出版社，王之櫟，王大康主編，2009年1月第二版； [5]《機械設計（第八版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2006年5月第八版； [6]《機械原理（第七版）》，高等教育出版社，孫桓，陳作模，葛文杰主編，2006年5月第七版； [7]《機械制圖（第2版）》，西北工業(yè)大學出版社，臧宏琦，王永平主編，2004年9月第2版； [8]《機械精度設計與檢測技術》，國防工業(yè)出版社，王玉主編，2005年8月第1版。