基于UG NX的单级圆柱齿轮减速器建模

第一篇：基于UG NX的单级圆柱齿轮减速器建模

华中科技大学文华学院毕业设计（论文）

毕业设计[论文]

题

基于Unigraphics NX的单级圆

柱齿轮减速器建模

2010年 5月 26日

I

目：

华中科技大学文华学院毕业设计（论文）

目 录

摘要„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 Abstract„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 前言„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 1.UG简介„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6 1.1 UG发展历程及影响„„„„„„„„„„„„„„„„6 1.2 UG的功能与特点„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 1.3 UG的用户界面„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11 1.4 UG的系统组成及硬件要求„„„„„„„„„„„„„„12 2.绘制草图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„13 2.1 草图的概述与通用操作„„„„„„„„„„„„„„„13 2.2 草图曲线绘制与编辑„„„„„„„„„„„„„„„„14 2.3 草图形状约束„„„„„„„„„„„„„„„„„„„18 3.特征建模与操作„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 3.1 UG造型概述„„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 3.2 特征建模„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 3.3 特征操作„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„24 4.减速器实例建模与装配„„„„„„„„„„„„„„„„„„26 4.1 设计任务及模型分析„„„„„„„„„„„„„„„„26 4.2 减速器零件的造型设计„„„„„„„„„„„„„„„28 4.3 减速器零件装配„„„„„„„„„„„„„„„„„36 5.结束语„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„38 6.参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„39 7.致谢„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„40

第二篇：机械大3上学期--单级圆柱齿轮减速器

单级圆柱齿轮减速器

图8－1为单级圆柱齿轮减速器的立体图；图8－2为单级圆柱齿轮减速器的装配图（之一：凸缘式端盖）；图8－3 高速齿轮轴工作图；图8－4 圆柱齿轮工作图；图8－5 低速轴工作图；图8－6 减速器箱盖工作图；图8－7 减速器箱座工作图；图8－8为单级圆柱齿轮减速器的装配图（之二：嵌入式端盖）。

8－1

单级圆柱齿轮减速器立体图

图

图8－2 单级圆柱齿轮

减速器装配图（之一）

图8－4 圆柱齿轮工作图

－5

低速轴工作图

图

图8－8为单级圆柱齿轮减速器的装配图

第三篇：带式运输机的单级圆柱齿轮减速器例题

带式运输机的单级圆柱齿轮减速器(计算过程及计算说明)

一、传动方案拟定

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（图）

（1）工作条件：使用年限10年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2）原始数据：滚筒圆周力F = 1300N；带速v = 1.4m/s； 滚筒直径D = 250mm。

二、电动机选择

1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：(1)传动装置的总效率： η = η带×η联轴器×η齿轮×η3轴承

由手册表1-7查得η带=0.96、η联轴器=、η齿=、η轴承=。故 η = 0.96×0.99×0.97×0.993 = 0.895(2)工作机所需的功率Pw： Pw = Fv/1000ηw

由手册表1-7查得ηw=0.96，故

Pw = 1300×1.4/(1000×0.96)= 1.896kw(3)所需电动机的功率Pd：

Pd = Pw/η = 1.896/0.895= 2.12kw

3、确定电动机转速：

滚筒工作转速：nw = 60×1000v/πD = 60×1000×1.4/(π×250)= 107.00r/min 按手册表13-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动传动比范围i齿 = 3~5。取V带传动比i带 = 2~4，则总传动比的合理范围为i = 6~20。故电动机转速的可选范围为

nd' = i × nw =（6~20）× 107.00 = 642~2140r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

方案 电动机型号 额定功率/kw 电动机同步转速(r/min)满载转速 额定转矩

轴伸直径

Y132S-8

2.2

750

710

2.0

2

Y112M-6

2.2

1000

940

2.0

3

Y100L1-4

2.2

1500

1420

2.2

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传动方案。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n = 1000r/min。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-6。其主要性能：额定功率：2.2KW，满载转速940r/min，额定转矩2.0。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i = nm/nw = 940/107 = 8.78

2、分配各级传动比

（1）据手册表1-7，取齿轮i齿 = 4（单级减速器i = 3~5合理）（2）∵i = i齿 × i带

∴i带 = i /i齿 = 8.78/4 =2.2

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）nI = nm = 940r/min nII = nI/i带 = 940/2.2 = 427.27r/min nIII = nII/i齿 = 427.27/4 = 106.82r/min

2、计算各轴的功率（kW）PI = Pd = 2.12 KW PII = PI × η带 = 2.12 × 0.96 = 2.035kw PIII = PII × η轴承 × η齿 = 2.035 × 0.99 × 0.97 = 1.954kw

3、计算各轴扭矩（N·m）TI = 9.55 × 106 × PI/nI = 9.55 × 106 × 2.12/940 = 2.154 × 104 N·mm TII = 9.55 × 106 × PII/nII = 9.55 × 106 × 2.035/427.27 = 4.548 × 104 N·mm TIII = 9.55 × 106 × PIII/nIII = 9.55 × 106× 1.95/106.82 = 1.753 × 105 N·m

五、传动零件的设计计算

1、V带传动的设计计算(1)选择普通V带

由课本表13-查得：KA = 1.3，PC = KAP = 1.2 × 2.12 = 2.544kw 又nI = nm = 940r/min，由课本图13-

得：选用A型V带。(2)确定带轮基准直径d1、d2

由课本表13-和图13-中推荐的小带轮基准直径为80~100mm，故

取d1 = 100mm > dmin = 80

d2 = id1 = 2.2 × 100 = 220mm 选取标准值d2 = 224mm 实际传动比 i = d2/d1 = 224/100 = 2.24(3)验算带速v v = πd1n1/(60×1000)= π×100×940/(60×1000)= 4.92 < 5 m/s，带速不合适。重新设计。取d1 = 140mm

d2 = id1 = 2.2 × 140 = 308mm 选取标准值d2 = 315mm 实际传动比 i = d2/d1 = 315/140 = 2.25 v = πd1n1/(60×1000)= π×140×940/(60×1000)= 6.89 > 5 m/s，带速合适。(4)确定V带基准长度Ld和中心矩a

初步选择中心距

a0 =(0.7~2)(d1+d2)=(0.7~2)(140+315)= 318.5~910 取a0 = 600 mm(d2d1)2(315140)2 L02a0(d1d2)2600(140315)24a024600(315140)22600(140315)1927mm 24600根据课本表13-取Ld = 2000mm 实际中心距：aa0(5)验算小带轮包角α1 由课本式(13-)得 LdL020001927600636 mm 221180d2d131514057.318057.3164.2120，合适。a636(6)确定V带的根数z

由课本式(13-)得

zPc

(P0P0)KKL2 根据d1 = 140mm，n1 = 940r/min，查表13-

用线性插入法得：P0 = 1.62kW 又i = 2.25，查表13-用线性插入法得：△P0 = 0.108kW

由表13-得KL = 1.03，由表13-，用线性插入法得Kα = 0.962，由此可得：

z2.544(1.620.108)0.9621.031.49

取z = 2根

(6)计算作用在带轮轴上的压力FQ

由课本表13-查得q = 0.10kg/m，由式13-得V带的初拉力：

F500Pc0zv(2.5K1)qv25002.54426.892.50.96210.106.892152.3N 作用在轴上的压力FQ，zsin1222152.3sin164.2FQ22585.3 N(7)设计结果：选用2根A-2000，GB11544-89V带，中心距a = 600mm，带轮直径d1=140mm，力FQ = 585.3N。

2、齿轮传动的设计计算

(1)选择齿轮材料及确定许用应力

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40MnB调质，齿面硬度为260HBS(表11-)； 大齿轮选用45钢调质，齿面硬220HBS(表11-)。

由图11-

，查得：σHlim1 = 700MPa，σHlim2 = 560MPa。由表11-，SH=1.1，故

[Hlim1H1]S7001.1636MPa，[2560H2]HlimS509MPa HH1.1由图11-

，查得：σFlim1 = 240MPa，σFlim2 = 190MPa。由表11-，SF=1.3，故

[lim1240F1]FS185MPa，[lim21901.3F2]FS146MPa FF1.3(2)按齿面接触疲劳强度设计

由课本表11-，取K = 1.1，齿宽系数ψa = 0.4。

nIIIni9402.25417.8r/min 带TPIIII9.55106n9.551062.0354.652104kW II417.8ui8.78齿ii带2.253.902 按式11-，计算中心距

2a(u1)3335KTII324[]u(3.9021)3351.14.652Ha509100.43.902118.8mm 初取a = 125mm m(0.01~0.02)a(0.01~0.02)1251.25~2.5mmm。

d2 = 250mm，轴上压

由课本表4-，取m = 2mm。

则小齿轮齿数：z12a212525.5

m(1i)2(13.902)取z1 = 25，则z2 = iz1 = 3.902 × 25 ≈ 98，取z2 = 98。实际传动比 i齿ii齿3.923.902z2983.92，0.46％5%，合适。z125i齿3.90211m(z1z2)2(2598)123 22确定中心距

a齿宽

baa0.412349.2mm 取b2 = 50mm，b1 = 55mm。

(3)验算轮齿弯曲疲劳强度

由课本图11-查得YF1 = 2.73，YF2 = 2.22。按课本式11-计算弯曲应力

2KTIIYF121.14.6521042.73F155.9[F1]

bm2z1502225F2YF22.22F155.945.4[F2]，安全。YF12.73(4)确定齿轮的精度

vd1nII601000225417.8600001.094m/s 由课本表11-

选8级精度。

(5)主要几何尺寸

分度圆直径：d1 = mz1 = 2 × 25 = 50mm，d2 = mz2 = 2×98 = 196mm 齿顶圆直径：da1d12ham5021254mm，da2d22ham196212200mm，齿根圆直径：df1d12(hac)m502(10.25)245mm，df2d22(hac)m1962(10.25)2191mm。(6)计算齿轮上的作用力

2TII24.652104Ft11860.8N d150Fr1Ft1tg1860.8tg20604.6N Ft2Ft1，Fr2Fr1

六、轴的设计计算

(一)输入轴(I轴)的设计计算

1、按扭矩初估轴径

选用40MnB调质，硬度241~286HBS 根据课本式14-

计算最小轴径dC3PII nII由课本表14-

查得C = 107~98，取C = 102，则

d102

32、轴的结构设计

俯视图草图 2.03517.3mm 417.85

3、确定轴各段直径和长度

①段装小带轮：d1=28mm 长度取L1=50mm ∵h=2a a=手册

mm ②段:d2 = d1+2h =28+

=35mm 初选用6208型深沟球轴承，其内径为d=40mm,宽度为B=18mm，外径D=80mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为Δ3+(2~3)=13mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑带轮和箱体外壁应有一定距离L'而定，为此，取该段长为l2=c1+c2+δ+(5~10)-B-13=70 mm，③段装轴承:d3 = d =40mm，L3=B+Δ3+(2~3)=31mm ④段:直径d4=d3+2a=40+

=47mm，L4=Δ2-(2~3)=13mm ⑤段:直径d5=d=40mm，L5=B+Δ3+(2~3)=31mm

（二）输出轴的设计计算

1、按扭矩初估轴径

选用45钢调质，硬度241~286HBS 根据课本式14-

计算最小轴径dC3由课本表14-

查得C = 118~107，则

PIII nIIId(118~107)

32、轴的结构设计 2.03528.17~29mm 417.8

3、确定轴各段直径和长度

①段装联轴器GYH4：d1=32mm 长度取l1=60-2=58mm ∵h=2a a=手册

mm ②段:d2 = d1+2h =32+

=40mm 初选用6209型深沟球轴承，其内径为d=45mm,宽度为B=19mm，外径D=85mm。

③段装轴承:d3 = d =45mm，l3=B+Δ3+(2~3)+Δ2+(b1-b2)/2+(2~3)=19+10+2+13+2.5+2＝48.5mm ④段装齿轮:直径d4=d3+2a=40+

=47.5mm，l4=b2-(2~3)=50-2=48mm ⑤段为轴环:直径d5= d4+2a =48+

=60mm。⑥段装轴承:d6 = d =45mm

4、轴的强度校核

(1)求水平面的支承反力

FAH=FBH=Ft2/2=1860.8/2=930.4N(2)画水平面的弯矩图

C点的弯矩

MCHFAH63930mm.46358615.2N·(3)求垂直面的支承反力

FAV=FBV=Fr2/2=604.6/2=302.3N(4)画垂直面的弯矩图

C点的弯矩

MCVFAV63302.36319044mm.9N·(5)画合成弯矩图

22MCMCHMCV58615.2219044.9261631.5 N·mm(6)画转矩图： TIIIi齿TII3.9024.65210181521 N·mm

4(7)求危险截面的当量弯矩

①最大弯矩处 MeC②最细处 Me2MC(T)261631.52(0.6181521)2125141.5N·mm M2(T)202(0.6181521)2108912.6 N·mm(8)计算危险截面处的直径

①装齿轮处

由表14-查得σB=650MPa，由表14-

查得[σ-1b]=60MPa，则

d3Me125141.5327.53mm 0.1[1b]0.160考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4％，故d1.0427.5328.62

d3Me108912.6326.28

0.1[1b]0.160考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4％，故d1.0426.2827.33

七、校核滚动轴承的寿命

由课本附录1查得轴承6209的Cr=31.5kN，C0r=20.5kN。

又根据已知条件，轴承预计寿命Lh82825032000小时 轴承受力 Fa=0 Fr122FAVFAH302.32930.42978.3N·mm故P=Fr=978.3N

310CfPP60n1978.360106.82320006Lh4831.2N

八、键连接的选择和计算

装联轴器轴段，键选45钢，由表10-10，[σp]=110MPa。由d1=32mm，由课本表10-9bh108，键长L=60-(5~10)=50mm。

p4T418152170.9<[σp] dhl328(5010)键的强度足够。检查：

（1）电动机型号、电动机输出轴的轴径、轴伸出长度、电动机的中心高；

（2）联轴器的型号、孔径范围、孔宽和拆装尺寸要求；

（3）各传动件的主要尺寸和参数，如齿轮传动中心距、分度圆直径、齿顶圆直径以及齿轮的宽度；

（4）轴承的类型；

（5）箱体的结构方案（剖分式或整体式）；

（6）所推荐箱体结构的有关尺寸。

画装配图时，应选好比例尺，布置好图面。草图的比例尺应与正式图比例尺同，并优先用1：1比例尺，以便于绘图并有真实感。

减速器装配图一般需三个视图才能完全表达各主要零部件的相对位置、尺寸和结构，必要时附加些局部试图和剖视图，并应尽量将减速器的工作原理和主要装配关系表达在一个视图上。根据传动件尺寸的大小，参考类似结构估计出减速器的结构大小，并考虑标题栏、明细表、零件号、技术要求等的位置，作好图面的合理布置。

如下图所示：

装配图的布置

编写设计计算说明书

1、设计计算说明书的内容概括如下：（1）目录。

（2）设计任务书。

（3）传动方案的拟定和说明（4）电动机的选择。

（5）计算传动装置的运动和动力参数。（6）三角带传动设计。（7）齿轮的设计计算。（8）轴的设计计算。

（9）滚动轴承的选择及计算。（10）键联接的选择及校核计算。

(11)联轴器的选择。

(12)润滑与密封（润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择）（13）设计小结（本设计的优缺点、及课程设计的体会）。（14）参考资料目录。

还可以包括一些其它技术说明，例如装拆、安装的注意事项，维护保养的 要求等。

2、编写说明书的要求（一律用word编制打印）

（1）设计计算说明书要求论述清楚，文字精炼，计算正确。

（2）说明书一律采用A4纸按一定格式打印，装订成册，封面格式可参照 图1，说明书格式可参照图2。（3）说明书中应附有必要的插图。

（4）计算中所引用的公式和数据应有根据，并注明其来源（如由资料[ ] p．×式(×-×)等）。

（5）说明书中每一自成单元的内容，应有大小标题，使其醒目便于查阅。（6）计算过程应层次分明。一般可列出计算内容，写出计算公式，然后 代入数据，略去具体验算过程，直接得出计算结果，并写上结论性用语，如“合格”、“安全”、“强度足够”等。对技术计算出的数据，需圆整的应 予圆整，属于精确计算的不得随意圆整。

第四篇：双级圆柱齿轮减速器设计说明书

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

一、设计任务书 1.设计任务

设计带式输送机传送机构传动系统。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。具体工作任务：

（1）绘制减速器装配图一张；（2）绘制零件工作图2张；

（3）编写设计计算说明书1份。2.传动系统方案

图中各部件为：

1.电动机；2.连轴器；3.减速器； 4.连轴器；5.滚筒； 6.输送带

3.原始数据

输送带有效拉力F=3000N；

输送带工作速度v=1.3m/s（允许误差±5%）； 输送机滚筒直径d=355mm； 减速器设计寿命5年。4.工作条件

两班制，常温下连续工作；空载启动，工作载荷有轻微振动；电压为380/220V三相交流电。

二、传动系统总体设计 1.电机的选择

按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电机，卧式封闭结构，电压330V。1)电动机容量的选择

根据已知条件计算工作机所需有效功率

PwFv30001.310003.9kW

设：4w——输送机滚筒轴（4轴）至输送带之间的传送效率；

c——联轴器效率，c0.99(参考文献1附表B-10)；

g——闭式圆柱齿轮传动效率，g0.97(参考文献1附表B-10)；

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

由传动系统方案知：

i01i341

则两级圆柱齿轮传动比

ii12i3413.73

为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比

i12(1.3~1.5)i4.38

那么

i23ii3.13

12那么各传动比分配结果如下：

i011,i124.38,i233.13,i341

3.传动系统的运动和动力参数计算

传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 0轴（电机轴）

n0nm960r/min

P0Pr4.59kW

T04.5909550Pn955096045.66Nm

01轴（高速轴）

n1n0i960r/min 01P1Pr014.54kW

T4.5419550P1n9550196045.16Nm

2轴（中间轴）

n2n1i219.18r/min

12P2P1124.36kW

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

根据参考文献2图8-35查得寿命系数ZN10.92，ZN20.96 因为一对齿轮均为软齿面，故工作硬化系数ZW1 一般设计中取润滑系数ZL1

根据参考文献2表8-8，当失效概率小于1/100时，取接触强度最小安全系数SH'min1

将以上数值带入许用接触应力计算公式

[H1]ZN1H',lim1S0.92560515MPa

H'min1[ZN2H',lim20.96500H2]SH'min1480MPa

（3）按齿面接触强度条件计算中心距a 由参考文献2中式8-45

'a(u1)500KTZ'''231ZEHZZmm au[H]初设螺旋角'10（由最后几何条件确定）理论传动比i12'u'4.38 高速轴转矩T145.16Nm

齿宽系数a0.35（见参考文献1表4-3）初取载荷系数K'1.85

弹性系数Z189.8MPa（据参考书目2表8-7）初取节点区域系数Z'H2.475 初取重合度系数Z'E0.80 初取螺旋角系数Z'0.992 将以上数据带入中心距计算公式

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

齿轮精度取8级

按参考文献2图8-21，KV1.13

○3齿向载荷分布系数K 按参考文献2图8-24，软齿面，不对称布置，(u1)ad20.96，K1.14

○4齿间载荷分配系数K 端面重合度[1.883.2(1z11.68

1z)]cos2纵向重合度bsinm1.60

n由参考文献2式（8-38），重合度1.681.603.28K1.43

KKAKVKK11.131.141.431.84K'

原设计偏于安全，不再重新进行有关计算。（5）验算轮齿弯曲强度

1）根据参考文献2图8-32（c）查得

F',lim1240MPa

F',lim2200MPa

2）接触应力变化总次数

N160n1Lh609601240001.382109

N8260n2Lh60219.181240003.1610

根据参考文献2图8-45查得寿命系数YN10.88，YN20.93（2）根据参考文献2表8-8得SF'min1.25（3）齿形系数，根据参考文献2图8-28 YFa12.6，YFa22.2

（4）应力修正系数，根据参考文献2图8-29 YSa11.62，YSa21.83

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

大齿轮材料为45钢（正火），硬度HBS2=170~217（2）确定许用接触应力[HP3]和[HP4] 由文献2知接触应力计算公式为：

[H]H',limSH'minZNZWZLMPa

根据参考文献2图8-33（c）查得

H',lim3560MPa 500MPa H',lim4根据接触应力变化总次数

N360n2Lh60219.181240003.1610N460n3Lh6070.021240001.011088

根据参考文献2图8-35查得寿命系数ZN30.96，ZN41 因为一对齿轮均为软齿面，故工作硬化系数ZW1 一般设计中取润滑系数ZL1

根据参考文献2表8-8，当失效概率小于1/100时，取接触强度最小安全系数SH'min1

将以上数值带入许用接触应力计算公式

[H3]ZN3H',lim3SH'minZN4H',lim4SH'min0.96560115001537.6MPa

[H4]500MPa

（3）按齿面接触强度条件计算中心距a 由参考文献2中式8-45

'''500KT1ZEZHZZa(u1)3au[H]'mm 2理论传动比i23'u'3.13 转矩T2189.97Nm

齿宽系数a0.35（见参考文献1表4-3）

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

○1使用系数KA，按参考文献2表8-5，KA1 ○2动载系数KV 齿轮圆周速度vd3n23.1498219.1860000600001.12ms

齿轮精度取8级

按参考文献2图8-21，KV1.13

○3齿向载荷分布系数K 按参考文献2图8-24，软齿面，不对称布置

dbd0.71，K1.11

3○4齿间载荷分配系数K 端面重合度1[1.883.2(z11.79

1z)]2纵向重合度r1.79

由参考文献2式（8-38），重合度r1.791.793.58K1.44

KKAKVKK11.131.111.441.80K'

原设计偏于安全，不再重新进行有关计算。（5）验算轮齿弯曲强度

1）根据参考文献2图8-32（c）查得

F',lim3240MPa

F',lim4200MPa

2）接触应力变化总次数

N360n2Lh60219.181240003.16108

N460n3Lh6070.021240001.01108

根据参考文献2图8-45查得寿命系数YN30.92，YN40.96（6）根据参考文献2表8-8得SF'min1.25

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

四、减速器轴的设计 1.轴的布置

a1140mm，a2200mm

bh154mm，bh249mm，bl175mm，bl270mm

考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s11mm

考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k10mm 为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c4mm 初取轴承宽度为n120mm，n222mm，n322mm 3根轴的支撑跨距分别为

l12(ck)bh1sbl1n12(410)54117520188mm l22(ck)bh1sbl1n22(410)54117522190mm l32(ck)bh1sbl1n32(410)54117522190mm

2.高速轴的设计

A.选择轴的材料及热处理

小齿轮采用齿轮轴结构。选用45号钢调质。

B.轴的受力分析 轴的受力简图如图：

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

Md1A0.RBylABFa12Fr1lAC0.得到

RBy=120.23N MB0.Fr1lBCFd1a12RAylAB0.得到

RAy=509.30N 合成支撑反力为：RA1334.48N,RB474.66N（3）计算弯矩 水平面内：

MAXMBX0.MCxRBxlBC62908Nmm

竖直面内：

MAyMBy0.MCyRAylAC25974Nmm MCyRBylBC16472Nmm

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

减速器高速轴的结构如下图：

3.中间轴的设计

A.选择轴的材料及热处理 选用45号钢调质。

B.轴的受力分析 轴的受力简图如图：

lABl3190mm

lbl1BCck2n3252mm

lAClABlBC138mm

（1）计算齿轮的啮合力

FT2189.87t22000d20002239.06N1589.31NFr2Ftannt2cos1589.31tan20cos1152'59''N591.13NFa2Ft2tan1589.31tan1152'59''334.44N

F2000T22000189.97t3d3983876.94NFr3Ft3tann3876.94tan201411.10N（2）求支撑反力 在水平面内，有

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

MRAylAC12752Nmm MFr3lBD(RByFr3)lBC40460Nmm

CyCyMDyRBylBD109813Nm

合成弯矩：

MAMB0

MM22CCxMCy17951NmmM22CMCxMCy42386.6Nmm MDM2DXM2DY219268Nmm

（4）合成扭矩T=Ft2·d2/2=189970N·mm

（5）轴的初步计算 根据参考文献2式16-6，d310M2(T)2[]mm

根据参考文献2表16-7，轴的材料为45号钢调质处理，b637MPa

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

lABl3190mm

ll1BCckb2n3262.5mm

lAClABlBC127.5mm

（1）计算齿轮的啮合力

F32000571.47t42000Td4302N3784.57N

Fr1Ft1tann3784.57tan20N1377.47N（2）求支撑反力 在水平面内，有

MB0.Ft4lBCRAxlAB0得到RAx=3784.57N MA0.RBxlABFt4lAC0得到RBy=2539.65N 在竖直面内，有

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

（4）合成扭矩TFt4d4/2571470Nmm

（5）轴的初步计算 根据参考文献2式16-6，d310M2(T)2[]mm

根据参考文献2表16-7，轴的材料为45号钢调质处理，b637MPa 根据参考文献2表16-3，插值得[1]58.7MPa 取折算系数0.6 代入得，d310M2(T)2[]38.87mm

（6）轴的结构设计

按经验公式，减速器输入端的轴端直径

dd(0.3~0.35)dm(0.3~0.35)20060~70mm

参考联轴器标准轴孔直径，取dd72mm

安装齿轮、联轴器处轴肩结构尺寸按参考文献1表5-1确定。减速器低速轴的结构如下图：

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

根据参考文献2表17-8，冲击载荷系数fp1.5。当量动载荷

Prfp(XFrYFa)1.5(0.563507.752.30334.44)N4100.33N

11ChnjsPrLP60Lr(106)22157.96Cr故所选轴承满足寿命要求。

6209轴承：D85mm,damin52mm,B19mm 3.低速轴滚动轴承的选择

Fr2702.64N,n70.02rmin，Lh2.51630012000h。

初选滚动轴承6013GB/T276，基本额定动载荷Cr32000N，基本额定静载荷C0r24800N。

根据参考文献2表17-8，冲击载荷系数fp1.5。当量动载荷

PrfpFr1.52702.644053.96N11

CjsPrLPr(60Lhn106)14976Cr故所选轴承满足寿命要求。

6013轴承：D100mm,damin72mm,B18mm

六、键和联轴器的选择 1.高速轴键和联轴器的选择

（1）高速轴的工作转矩T145.16Nm，工作转速为n1960r/min。

根据参考文献2表18-1，取工作情况系数K1.75。计算转矩TcKT79.03Nm

根据参考文献2附录c-16,选联轴器为 LX3联轴器YA3882YA3282GB/T50142003。

许用转矩[T]1250Nm，许用转速[T]4750r/min

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

选A型普通平键。

d3171mm,L3170mm,L31705~10mm60~65mm '根据参考文献2表16-8选取201263GB1096：

b20mm,h12mm,L63mm

根据参考文献2表16-9查得许用挤压应力[p]110MPa

pFA4000Tdhl62.39MPa[p]

满足要求。

（2）根据参考文献2表18-1，取工作情况系数K1.75。计算转矩TcKT1069.28Nm

根据参考文献2附录c-16,选联轴器为 LX4联轴器YA55112YA48112GB/T4323。

许用转矩[T]2500Nm，许用转速[n]3870r/min 均符合要求。

（10）选A型普通平键。

d3255mm,L11112mm,L111125~10mm102~107mm '根据参考文献2表16-8选取1610100GB1096：

b16mm,h10mm,L100mm,l84mm

根据参考文献2表16-9查得许用挤压应力[p]110MPa

pFA4000Tdbl4000571.4755108449.48MPa[p]

满足要求。

七、减速器润滑方式润滑剂及密封装置的选择

（一）润滑：

由参考文献1建议，齿轮采用浸油润滑；当齿轮圆周速度v12m/s时，圆柱齿轮浸油深度以一个齿高、但不小于10mm为宜，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~50mm。轴承润滑采用脂润滑，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的13~12，采

（二）密封：

防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。参阅参考文献1，高低速轴密封圈为毡圈密封。箱体与箱座接合面的密封采用密封胶进行密封。

第五篇：机械设计课程设计--单级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书

机械课程设计说明书

单级直齿圆柱齿轮减速器设计

设计题目 单级直齿圆柱齿轮减速器设计

学 院

___________________________ 专业班级 ___________________________ 设 计 人 ___________________________ 学 号

___________________________ 指导教师

_________________________ 完成日期

_________________________

目 录

一、前言…………….…………………………………………2

二、设计任务…………….……………………………………2

三、计算过程及计算说明…………………………………….3

（一）电动机选择…………………………………………….3

（二）计算总传动比及分配各级的传动比………………….4(三)运动参数及动力参数计算…………………………….4(四）传动零件的设计计算…………………………………...5

（五）轴的设计计算及轴承的选择计算……………………...9(六)键联接的选择及校核计算…………………………………….13

四、减速器的润滑与密封……………………………………………..14 五 减速器箱体及其附件………………………………………………..15

六、设计小结……………………………………………………17

七、参考资料……………………………………………………19

一、前言（一)设计目的：

通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。(二)传动方案的分析：

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。-

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了一级传动，传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。

二、设计任务

设计一台用带式运输的直齿圆柱齿轮减速器运输机运送沙子单向连续运转载荷，有轻微冲击，环境有轻度粉尘，使用期限八年，两班制工作（每班8小时，每年按300天计算）。

原始数据：运输带工作拉力F=1800N；带速V=1m/s；滚筒直径D=200mm，带速允许误差＜5%。具体要求：

1、电动机类型确定

2、单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算

3、A1装配图一张

4、编写一份设计说明书

三、计算过程及计算说明

（一）电动机选择

1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择（1）传动装置的总功率：

η总=0.96×0.99×0.99×0.97×0.99×0.96=0.86(2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1800×1/1000×0.86 =2.09KW

3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×1/π×200 =95.49r/min 按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I‘1=3～6。取V带传动比I’2=2～4，则总传动比理时范围为I‘a=6～24。故电动机转速的可选范围为n’d=I‘a×n筒=573～2291r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min等。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-6。其主要性能：额定功率：2.2KW，满载转速940r/min，质量45kg

（二）计算总传动比及分配各级的传动比 总传动比：i总=n电动/n筒=940/95.49=10 i2=i/2.5=4(三)、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）V带高速轴 nI=n电机=940r/min 减速器高速轴nII=nI/iV带=940/2.5=376(r/min)减速器低速轴nIII=nII/ i减速器=376/4=94(r/min)

2、计算各轴的输入功率（KW）V带低速轴 PI=P工作=2.2KW 减速器高速轴 PII=PI×η带=2.2×0.96=2.11KW 减速器低速轴 PIII=PII×η轴承×η齿轮= 2.03KW

3、计算各轴扭矩（N•m）电动机输出轴 TI=9550×PI/nI =9550×202/940=22.35N•m 减速器高速轴 TII=9550×PII/nII =9550×2.11/376=53.59N•m 减速器低速轴 TIII=9550×PIII/nIII =9550×2.03/94=206.23N•m(四）传动零件的设计计算

1、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS，取260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P74表6-5选8级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=4 取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=4×24=96 齿数比：u=i0=4 由课本取φd=0.75(3)转矩T1 T1=22350N•mm(4)载荷系数k 由课本取k=1.2(5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得： σHlimZ1=710Mpa σHlimZ2=620Mpa 由课本P133式6-52计算应力循环次数NL NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109 NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108 由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=710×0.92/1.0Mpa =653.2Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=620×0.98/1.0Mpa =607.6Mpa 故得：

d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[1.2×22350×(6+1)/0.75×4×607]1/3mm =46.21mm 模数：m=d1/Z1=46.21/24=1.93mm 根据课本取标准模数：m=2mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本 式

σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2×24mm=48mm d2=mZ2=2×96mm=192mm 齿宽：b=φdd1=0.75×48mm=36mm 取b=40mm b1=45mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)许用弯曲应力[σF] 根据课本 式：

[σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本图 查得：

σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 将求得的各参数代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×20)×2.80×1.55Mpa =77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×120)×2.14×1.83Mpa =11.6Mpa< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(24+96)=100mm(10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×48×940/60×1000 =2.36 m/s

（五）轴的设计计算及轴承的选择计算 输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用40Cr调质，硬度217~255HBS 根据课本，取c=110 d≥110(2.11/382.1)1/3mm=19.44mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴选d=25mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度

工段：d1=25mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=25+2×2×1.5=31mm ∴d2=31mm 初选用6207型深沟球轴承，其内径为35mm, 宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=48mm ②求转矩：已知T2=52780N•mm ③求圆周力：Ft 根据课本 式得

Ft=2T2/d2=52780/48=1099.583N ④求径向力Fr 根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft•tanα=1099.58×tan200=400.21N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(7)校核危险截面C的强度 由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×353 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）根据课本 取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=33.41mm 取d=35mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度

初选6209型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度为19mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=192mm ②求转矩：已知T3=20300N•mm ③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm(六)键联接的选择及校核计算 轴径d1=25mm,L1=50mm 查手册得，选用C型平键，得：

键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm h=7mm 根据课本得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR]（2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m 查手册P51 选A型平键 键10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=50mm L2=50mm T=61.5Nm 查手册P51 选用A型平键 键16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 据课本P243式（10-5）得

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

四、减速器的润滑与密封 齿轮传动的润滑

高速级齿轮圆周转速为2.0m/s 低速级齿轮圆周转速为0.69m/s 所以选择脂润滑的润滑方式，可用旋盖式、压注式油杯向轴承室加注润滑脂。润滑油牌号的确定及油量计算

减速器中传动件通常用浸油（油浴）润滑

选用牌号为L-AN32的全损耗系统用油，其主要用于一般机床齿轮减速箱、中小型机床导轨。油面高度为浸过高速级大齿轮一个全齿，油量计算： V=a×b×h=543×146×57=4.52×106mm3 轴承的润滑

选用牌号为ZGN69-2的滚动轴承脂，该润滑脂适用于各种机械设备的滚动轴承润滑，适用工作温度≤90°C 脂润滑结构简单、易于密封，但润滑效果不如油润滑，故常用于开式齿轮传动、开式蜗杆传动和低速滚动轴承的润滑。

滚动轴承采用脂润滑时，润滑脂的填充量不应超过轴承空间的1/3~1/2。减速器的密封 选用毡圈密封方式。

其密封效果是靠矩形毡圈安装于梯形槽中所产生的径向压力来实现的。其特点是结构简单、价廉，但磨损较快、寿命短。它主要用于轴承采用脂润滑，且密封处轴的表面圆周速度较小的场合，对粗、半粗及航空用毡圈其最大圆周速度分别为3m/s、5m/s、7m/s，工作温度t≤90°C

五、减速器箱体及其附件（1）窥视孔和视孔盖

窥视孔应设在箱盖顶部能看见齿轮啮合区的位置，大小以手能伸入箱体内检查操作为宜。

窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并考虑密封。（2）通气器

通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。

选择通气器类型的时候应考虑其对环境的适应性，其规格尺寸应与减速器大小相适应。（3）油面指示器

油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位，如低速轴附近。

常用的油面指示器有圆形油标、长形油标、管状油标，油标尺等形式。

油标尺的结构简单，在减速器中较常采用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。装有隔离套的油尺可以减轻油搅动的影响。

油标尺安装位置不能太低，以避免油溢出油标尺座孔。（4）放油孔和螺塞

放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，座箱上装螺塞处应设置凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以避免排油不净。（5）起吊装置

吊环螺钉可按照起重量选择。为保证起吊安全，吊环螺钉应完全拧入螺孔。箱盖安装吊环螺钉处应设置凸台，以使吊环螺钉孔有足够深度。

箱盖吊耳、吊钩和箱座吊钩的结构尺寸在设计时可以进行适当修改。（6）定位销

常采用圆锥销作定位销。两定位销之间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并应作非对称布置。定位销的长度应大于箱盖、箱座凸缘厚度之和。（7）起盖螺钉

起盖螺钉设置在箱盖联接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可与箱盖凸缘螺钉直径相同，螺钉端部制成圆柱形并光滑导角或制成半球形。

六、设计小结

一个星期的课程设计结束了。这一个星期以来，我是感慨良多，有痛苦也有快乐，发过火，流过汗，学到的东西也很多。大家常挂在嘴边的一句话：哥画的不是图，画的是寂寞。但经过了那么多天的奋战，当我们平生最大的一幅图在我们自己的设计中成型时，我们才发现：我们画的不是寂寞，而是成功的历程。成就感在我们的心中荡漾……

首先,我要感谢顶着炎热的天气在教室里指导我们的陈老师,是他在我们几乎绝望的时候给了我们鼓励,给了我们信心,也是他在我们遇到困难的时候出现在我们的身边。

通过一个星期的学习与实践，我知道了在设计的过程中必须严肃认真，刻苦专研，一丝不苟，精益求精，才能在设计思想，方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。机械设计应边计算，边绘图，边修改，设计计算与结构设计绘图交替进行，这与按计划完成设计任务并不矛盾，应从第一次设计开始就注意逐步掌握正确的设计方法。

安排课程设计的基本目的，在于通过理论与实际的结合、人与人的沟通，进一步提高思想觉悟。尤其是观察、分析和解决问题的实际工作能力，以便培养成为能够主动适应社会主义现代化建设需要的高素质的复合型人才。-

作为整个学习体系的有机组成部分，课程设计虽然安排在一周进行，但并不具有绝对独立的意义。它的一个重要功能，在于运用学习成果，检验学习成果。运用学习成果，把课堂上学到的系统化的理论知识，尝试性地应用于实际设计工作，并从理论的高度对设计工作的现代化提出一些有针对性的建议和设想。检验学习成果，看一看课堂学习与实际工作到底有多大距离，并通过综合分析，找出学习中存在的不足，以便为完善学习计划，改变学习内容与方法提供实践依据。

对我们非机械专业的本科生来说，实际能力的培养至关重要，而这种实际能力的培养单靠课堂教学是远远不够的，必须从课堂走向实践。这也是一次设计工作的预演和准备。通过课程设计，让我们找出自身状况与实际需要的差距，并在以后的学习期间及时补充相关知识，为求职与正式工作做好充分的知识、能力准备，从而缩短从校园走向社会的心理转型期。课程设计促进了我系人才培养计划的完善和课程设置的调整。课程设计达到了专业学习的预期目的。在一个星期的课程设计之后，我们普遍感到不仅实际动手能力有所提高，更重要的是通过对机械设计流程的了解，进一步激发了我们对专业知识的兴趣，并能够结合实际存在的问题在专业领域内进行更深入的学习。

课程设计需要刻苦耐劳，努力钻研的精神,有时可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关, 虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！-

至于此次课程设计中的不足，我将在今后的学习的加以改进，不断的完善自己，认真学习自己的专业知识，希望在毕业的时候能成为一个合格的工科人才。

七、参考资料目录

机械设计（机械设计基础）课程设计 高等教育出版社 1995年12月版 机械设计基础 湖南大学出版社 2005年8月版