机械设计课程设计链式运输机的传动系统设计.doc

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1、 机械设计课程设计说明书设计题目： 链式运输机的传动系统设计 起止日期： 2010 年 12 月 20日 至 2011 年 01月 07日学生姓名班级机设081学号 成绩指导教师(签字) 机械工程学院 2010年 12 月 20 日目 录课程设计任务书3第1章 传动系统的总体设计41.1传动方案41.2 设计方案分析和原动机的选择41.3 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配51.4传动装置运动和动力参数的计算6第2章 传动零件的设计计算72.1 链传动的设计72.2 齿轮的设计92.3 轴的设计162.4 轴承寿命的验算262.5 键强度的校核计算302.6联轴器的校核计算31第3章 减

2、速器润滑和密封323.1 润滑323.2 密封32 第四章 减速器和结构和附件选择334.1机座和箱体334.2附件设计34设计心得35参考文献36湖南工业大学课程设计任务书2010-2011学年第一学期 机械工程 学院 机械设计制造及其自动化 专业 081 班级课程名称： 机 械 设 计 课 程 设 计 设计题目： 链式运输机的传动系统设计 完成期限：自 2010年12月20日 至 2011年1月7日 内容及任务一、 设计的主要技术参数：运输链牵引力（F/KN）：3.0输送速度 V(m/s)：0.3链轮节圆直径D：260(mm)：工作条件：两班制，使用年限8年，连续单向运转，载荷平稳，小批量

3、生产，运输链速度允许误差5%。二、 设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、 在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张；（2） 零件图3张；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工 作 内 容12.20-12.24传动系统总体设计12.25-12.27传动零件的设计计算；12.28-1.7减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书1.7交图纸并答辩主要参考资料1濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2001.2王洪 刘扬.机械设计课程设计.北京：北

4、京交通大学出版社，2010.指导老师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日第1章 传动系统的总体设计1.1 传动方案1.1.1 原始数据链的圆周力F/N F=3kN链速 v=0.3m/s链轮直径D/mm D=260mm1.1.2 工作条件两班制，使用年限8年(每年按270天算）,连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运动带速度允许误差为运动链速度的。1.1.3 传动方案图1-11.2 设计方案分析和原动机的选择1.2.1电动机的选择电动机所需容量所需功率其中查表得部分效率为：联轴器效率(两个) 滚动轴承效率（四对）闭式齿轮传动（两对） 所以 则所需电动机功率 Pd=4.41

5、kw电动机转速=159.28r/min 查表得两级圆柱齿轮减速器一般传动比为840，则电动机转速范围为（840）*159.2=1273.96369.4r/min方案电动机型号额定功率电动机转速传动比同步转速满载转速1YS132s1-25.5kw3000292018.342YS132S-45.5kw150014409.05方案1中传动比过大，故选2方案1.2.3 确定电动机的转速 链轮轴工作转速为： 由表2-2可知双级圆柱齿轮减速器的传动比范围为26，链传动的传动比常取25，则总传动比合理范围为1230，故电机转速的可选范围为： 由课程设计表19-1查得，符合这一范围的同步转速为1000r/mi

6、n、1500r/min和3000r/min，若选用同步转速为1000r/min的电机，经初步计算可知传动不够大，如果选用同步转速为3000r/min的电机，经初算可知传动很大，这将导致链传动比较大，从而直接导致大链轮太大而使安装不便，因此需降低传动比，从而选择同步转速为1500r/min的电机，故可选用电动机型号为YS132S-4。1.3 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 根据电动机满载转速nm及工作机转速n可得传动装置所要求的总传动比 （其中）初步确定各级传动比为： i1=4 i2=2.9321.4 传动装置运动和动力参数的计算 计算各轴运动和动力参数时，先将传动装置中各轴由高速轴到

7、低速轴依次编号为电动机轴、轴、轴 i0、i1相邻两轴的传动比输出； 、相邻两轴的传动效率 、 各轴的输入功率 （KW） 、 各轴的输入转矩(Nm) 、各轴的转速（r/min） 两轴之间的传动比为 =1 =4 =2.932 =1 相邻两轴之间的传动效率为： =0.96 1.4.1 计算各轴的输入功率 电动机轴 1.4.2 计算各轴转速 电动机轴 轴I n=n/i=1440/3.01=342.86r/min轴II n= r/min1.4.3 计算各轴转矩 电动机轴 轴I 轴II 轴III 把上述计算结果列于表1-1：表1-1轴名参数输入功率（kw)转速n(r/min)输入转矩T（Nm）传动比效率电

8、动机轴7.439144048.73840.96轴7.055360187.155轴6.775122.783527.0082.9320.96轴6.570122.783511.01110.97第二章 传动零件的设计计算2.1 V带传动的设计2.1.1确定计算的功率 由表8-7查得工作情况系数 KA=1.1 所以=KAP=1.17.5 Kw=8.25 Kw2.1.2根据，nm，由图8-11选用A型2.1.3 确定带轮的基准直径dd1并验算带速v（1）初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=80（2）验算带速由中式（8-13）验算带的速度 V=因为5 m/sv（F0）m

9、in2.1.8计算压轴力Fp 压轴力的最小值为2.1.9链轮的结构设计 由于大链轮dd2300mm，所以大链轮采用轮辐式2.2齿轮的设计2.2.1选定齿轮类型，精度，等级，材料及齿数 1 采用斜齿圆柱齿轮传动 2 运输机一般为工作机，速度不高，故选用7级精度3 材料选择 小齿轮材料为40Cr（调制）硬度为280HBS 大齿轮材料为45（调制） 硬度240HBS4 选齿数齿轮1234齿数237023705 初选螺旋角 2.2.2按齿轮接触强度计算 确定公式中的数值 K=1.6 区域系数Z=2.433 小齿轮的转动转矩 n*m齿宽系数 差表得寿命系数K=0.90 K=0.95计算接触疲劳许永应力

10、取失效率为1%，安全系数S=1，有公式得 则 计算 圆周速度V=3.11m/s计算齿宽b及模数m b=41.26mm m=d*m/Z=1.74mm h=2.25*1.34=3.92mm b/h=41.26/3.92=10.53 重合度载荷系数KK 根据v=3.11m/s且为七级精度可得 K 故 K=按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 d模数2.2.3按齿根弯曲强度计算 确定计算参数 K=根据纵向重合度 查表得计算当量齿数 查齿形系数得 查应力校正系数得 查表得小齿轮的弯曲疲劳强度大齿轮的疲劳强度极限 弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4计算齿轮的并比较大齿轮的数值大 对比计算结果：

11、由齿面接触疲劳强度的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=1.5取d=46.29 Z=取z=30，则z=912.2.4计算几何尺寸中心距 a=取中心距 为94mm修正后的螺旋角因值改变不大，故不必修正计算大，小齿轮分度圆直径mmmm计算齿宽 b=46.61mm圆整后取B=50mm,B=55mm2.2.5第二对齿轮设计选定齿轮类型，精度，等级，材料及齿数 1采用斜齿圆柱齿轮传动2运输机一般为工作机，速度不高，故选用7级精度3材料选择 小齿轮材料为40Cr（调制）硬度为280HBS 大齿轮材料为45（调制） 硬度240HBS4初选螺旋角 2.2.6按齿轮接触强度计算 确定公式中的数

12、值 K=1.6 区域系数Z=2.433 小齿轮的转动转矩 n*m小齿轮的转动转矩 n*m齿宽系数 差表得寿命系数K=0.90 K=0.95计算接触疲劳许永应力 取失效率为1%，安全系数S=1，有公式得 则 计算 圆周速度V=2.14m/s计算齿宽b及模数m b=58.77mm m=d*m/Z=2.48mm h=2.25*2.48=5.58mm b/h=58.77/5.58=10.53 重合度载荷系数KK 根据v=2.14m/s且为七级精度可得 K 故 K=按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 d模数2.2.7按齿根弯曲强度计算 确定计算参数 K=根据纵向重合度 查表得计算当量齿数 查齿形系数得

13、查应力校正系数得 查表得小齿轮的弯曲疲劳强度大齿轮的疲劳强度极限 弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4计算齿轮的并比较大齿轮的数值大 对比计算结果：由齿面接触疲劳强度的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2.5取d=58.77mm Z=mm取z=24，则z=732.2.8计算几何尺寸中心距 a=取中心距 为125mm修正后的螺旋角因值改变不大，故不必修正计算大，小齿轮分度圆直径mmmm计算齿宽 b=61.58mm圆整后取B=65mm,B=70mm2.3 轴的设计轴的选择2.3.1轴1输出轴上的功率、转速、和转矩n=n/i=1440/1=1440r/min2.3.2

14、求作用在齿轮上的力：因已知高速级小齿轮分度圆直径：而 2.3.3初步确定轴的最小直径：按照需要取轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表15-3取 故有：由机械设计表14-1查取工作情况系数，而联轴器的转矩，为了安装方便并且具有一定的吸振缓冲功能，在这里 弹性圆柱销联轴器，同时为了匹配电动机轴的直径由机械设计课程设计表14-4选择型号为，其中公称转矩，许用转速且，。 2.3.4轴的结构的设计：（1）、拟定轴上零件的装配方案如图所示：（2）、根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度；1、为了满足半联轴器的轴向定位，半联轴器右端制一轴肩，半联轴器孔径，故轴肩，为了保证轴端挡圈对联轴器的定位可靠性，故

15、选取；2、由于传动轴主要受径向力和轴向力，故在此初选轴承为圆柱滚子轴承，选择其型号为：30307， ，两轴承定位方式如图4-1所示：左轴承右端和友轴承的左端均用轴肩定位，知轴肩高h=4.5mm故，；3、由于齿轮的直径很小，故做成齿轮轴详见轴II因小齿轮宽B=50mm，故，直径按照齿轮要求设计；4、取安装齿轮处轴长为46，直径齿轮啮左端用轴肩定位，轴肩高度，取h=5，则左端的轴直径d=46mm轴环宽度，取为10mm5、轴承端盖的总宽度为20mm，取外端面与连轴器的距离为30mm6、取齿轮箱体距离24.5mm，（3）、轴的周向定位：在本方案中半联轴器采用平键定位，查得平键截面其中键槽用键槽铣刀加工

16、，铣削长度，同时为了使半联轴器与轴有良好的同轴度选择半联轴器与轴的配合为：（4）、轴上倒角和圆角的确定：取全部圆角半径为R1.5，倒角为C1.5。2.3.5求轴上的载荷：确定轴承的指点位置查手册的a=16.8mm因此，计算并将结果列于下表：载荷水平面H垂直面支反力 弯矩总弯矩 扭矩2.3.6按扭矩合成应力校核轴的强度确定校核时，只校核危险截面，取=0.6，轴的计算应力选定轴的材料为45钢，调制处理，查表的，因此，故安全。轴21、输出轴上的功率，转速，转矩 2、作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径d=141.39mm高速级小齿轮的分度圆直径d=61.85mm 3、初步计算轴的最小值按公式

17、初步计算最小直径。选取轴为45钢，调制处理。取A=112，于是得故选用 d=30mm2.3.7轴的结构设计 1、因该轴主要受径向力和轴向力，故选择轴承型号为：30306圆锥滚子轴承其中： 取安装齿轮处的轴段-的直径如图所示该齿轮左端采用套筒定位，右端采用轴肩定位，又因该齿轮宽度，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取，而右端的轴肩高度，故取h=4mm，轴环的宽度，在此取b=10mm2、齿轮2安装在轴-段，在此为了提高轴的强度和刚度取，由图4-6所示齿轮2、3共用一轴肩，而齿轮2齿宽为了满足右端的套筒靠紧齿轮，故本段轴长应较齿宽小，在此取。3、由上述，轴承选用30306圆锥滚子轴承，故，由于箱体的铸

18、造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，如图4-6所示，取小齿轮距箱体内壁距离a=10mm，故。4、，而轴承宽，由于箱体的铸造误差在确定轴承的位置时，应距箱体一段距离s，由上述取s=8mm，为了满足I轴小齿轮距箱体内壁的距离，并且为了使两对齿轮较好的啮合，此时大齿轮距箱体内壁的距离，故；至此，已初步确定轴各段的直径和长度2.3.8轴上的零件的周向定位：按由机械设计表6-1查得平键截面，长度，在由由该表有平键截面，长度，同时为了保证齿与轮轴配合有良好的对中性，选择两齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，故此处选择配合尺寸为2.3.9确定轴上的圆

19、角和倒角尺寸：参考机械设计表15-2，取轴上的全部倒角为C1.6，全部圆角为R1.6。轴3的设计 1、求输出轴上的功率，转速，转矩 2、已知分度圆直径3、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。取，于是 得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，所以，应同时选取联轴器的型号。 按照选取联轴器，查手册取GL7联轴器半联轴器孔径长度L=112mm 2.3.10轴的结构设计 1、为了满足半联轴器定位要求，半联轴器左端采用轴肩定位，故取，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈贴紧联轴器取2、初步选定滚动轴承，因该处轴承主要承受径向力和轴向力，在此选圆锥滚子轴承，其型号为3031

20、1，其本尺寸：，故，右端滚动轴承采用轴肩定位，由机械设计课程设计表13-2取轴肩高度h=2.5mm，故。3、取安装齿轮处的轴段-的直径齿轮右端采用轴肩定位，因轴肩高度，故取h=5mm，所以有轴环直径，而轴肩宽度，取b=10mm，由第对齿轮设计结果知，大齿轮齿宽为了保证定位套筒与齿轮端面良好接触取。4、轴承端盖总宽度由机械设计课程设计表4-15取，所以端盖宽度，则端盖的总宽度，为了不影响零件拆装在此去，故。5、由于箱体内壁距离a=153.5mm，且大齿轮距箱体内壁为17.5mm，所以有大齿轮距箱体内壁为10.75mm2.3.11轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按各

21、轴径由机械设计表6-1齿轮周向定位平键截面为：，同时为了保证齿轮与轴的对中性选择齿轮与轴的配合为；半联轴器的周向定位平键的截面为：，半联轴器与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，配合公差为2.3.12确定轴上的圆角和倒角： 取全部圆角半径为R1.5，倒角为C1.52.3.13确定校核轴的疲劳强度 危险截面为齿轮右侧的截面，故只需判断其左右两侧即可截面左侧抗弯系数 抗扭系数 截面左侧弯矩截面的扭矩截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调制处理。由表查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中是系数及可查出。因，查得，材料的敏性系数为 故有效应力集中系数按式为 尺寸

22、系数 扭转尺寸系数轴按磨削加工，表面质量系数为轴未经表面处理 所以，所以综合系数为 查的碳钢的特性系数，取，取于是计算安全系数值，故可知安全截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数弯矩及弯曲应力为 扭矩 轴的材料为45钢，调制处理。由表查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中是系数及可查出。因，查得，材料的敏性系数为 故有效应力集中系数按式为 尺寸系数 扭转尺寸系数轴按磨削加工，表面质量系数为轴未经表面处理 所以，所以综合系数为 查的碳钢的特性系数，取，取于是计算安全系数值，故可知安全2.4 轴承寿命的验算2.4.1对7308C轴承进行校核 1、由前面已经知道 2、计算两轴承的轴向力 查课程设计得轴承

23、7308C的，对于7000C型轴承，它的派生力，而轴向力未知，故取e=0.4,因此可以估算 由于所以 由表13-5进行插值计算，得 e1=0.445 e2=0.409再计算 两次计算的的值相差不大，因此确定e1=0.446，e2=0.410。 3、求轴承的当量动载荷P1和P2 由表13-5分别进行查表或插值计算得到径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 X1=0.44 Y1=1.2627 对轴承2 X2=1 Y2=0因轴承运载中无冲击或轻微冲击，按表13-6查得。则 4、验算轴承寿命 因为P1P2,所以按轴承1的受力大小验算 所以所选轴承不合格，改选用圆锥滚子轴承30308型。5、对于3030

24、8型轴承，按课程设计中表13-1，轴承派生轴向力， 查GB/T2971994, 得e=0.35, Y=1.7 ， 因此可以计算 由于按表13-11得 6、求轴承当量动载荷和。因为由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数为 对轴承1 对轴承2 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，,则 7、验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选的轴承满足寿命要求。由于轴承7308C型轴承的尺寸和圆锥滚子轴承30308的尺寸一样，所以前面轴的尺寸不需要重新设计。2.4.2 对7210C轴承进行校核 1、由前面已经知道 2、计算两轴承的轴向力 查课程设计得轴承7210C的，对于7000C型轴

25、承，它的派生力，而轴向力未知，故取e=0.4,因此可以估算 由于所以 由表13-5进行插值计算，得 e1=0.56 e2=0.544 两次计算的的值相差不大，因此确定e1=0.444，e2=0.409。 3、求轴承的当量动载荷P1和P2由表13-5分别进行查表或插值计算得到径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 X1=0.44 Y1=1 对轴承2 X2=0.44 Y2=1.032因轴承运载中无冲击或轻微冲击，按表13-6查得。则 4、验算轴承寿命 因为P1P2,所以按轴承1的受力大小验算 所以所选轴承满足寿命要求。至此，轴承的选择及校核已全部完成。2.5 键强度的校核计算 由前面计算可得各轴的

26、扭矩为 2.5.1 轴上键的强度校核计算 轴上所选用的单圆头键（C键），其截面尺寸为bh=10mm8mm，长度L为50mm。键和轴的材料都是钢，而带轮的材料是铸铁，由表6-2查得许用挤压应力=5060MPa，取平均值得=55MPa。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。于是有= =54.485MPa、轴上联轴器的周向定位的键的强度校核轴上联轴器周向定位的键的截面尺寸为bh=14mm9mm，长度L=70mm，工作长度=70mm14mm=56mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm。于是有=92.947MPa、轴上齿轮周向定位的键的强度校核轴上齿

27、轮周向定位的键的截面尺寸为bh=16mm10mm，长度为L=70mm，工作长度=70mm16mm=54mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm。于是有=50.698MPa、与电动机轴相连的连轴器应该选择有弹性元件的饶性连轴器由于 查电动机轴得 d=38 mm 故选择LX3型的弹性连轴器与工作机轴相连接的连轴器GL7 2、载荷计算 公称转矩 T=527.008Nm 由表14-1查得,故由式（14-1）得计算转矩为 3、型号选择从课程设计表14-4中查得LX3型弹性柱销联轴器的许用转矩是1250Nm，许用最大转速是4750r/min。轴径为408之间，故合用。第三章 减速器的润

28、滑和密封 3.1、润滑 3.1.1 齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度所以采用浸油润滑的润滑方式。大齿轮的浸入油高度不超过1个齿高（不小于10mm）。 3.1.2、滚动轴承的润滑 对于高速级轴承 对于低速级轴承 它们的值都很小，故选用脂润滑，滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的为宜。 3.2、密封 由于在轴承端处的轴表面速度 两者的速度都小于3m/s，所以选择“粗羊毛毡圈油封”。第四章 减速器附件选择4.1 机座和箱体 机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，其次是强度和抗震性能，此外，对具体的机械，还应满足特殊的要求，并力求具有良好的工艺性。 机座和箱体的结构形状和尺寸大小，决定于安装在它的

29、内部或外部的零件和部件的形状和尺寸及其相互配置、受力与运动情况等。设计时，应使所装的零件和部件便于装拆与操作。 窥视孔、视孔盖：为了便于检查传动的啮合情况、润滑状态、接触斑点和齿侧间隙，并为了向箱体内注入润滑油，应在传动件啮合区的上方设置窥视孔。窥视孔尺寸应足够大，以便检查操作。视孔盖用螺钉紧固在窥视孔上，其下垫有密封垫，以防止润滑油漏出或污物进入箱体内。视孔盖可用钢板、铸铁等制成。 通气器，减速器运转时，会因摩擦发热而导致箱内温度升高、气体膨胀、压力增大。为使含油受热膨胀气体能自由地排出，以保持箱体内外压力平衡，防止润滑油沿箱体结合面、轴外伸处及其他缝隙渗漏出来，常在视孔盖或箱盖上设置通气器

30、。通气器的结构形式很多，常见的有通气塞、通气罩和通气帽等。通气塞的通气能力较小，用于发热较小、较清洁的场合；通气罩和通气帽通气能力大，带过滤网，可防止停机后灰尘随空气进入箱内。放油孔及螺塞，为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔。放油孔应避免与其他机件相靠近，以便放油。平时放油孔用螺塞及封油垫圈密封。 油标，用于指示减速器内的油面高度，以保证箱体内有适当的油量。 起吊装置，为便于拆卸和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。启盖螺钉，为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆卸时会接较紧而不易分开。为此，常在箱盖或箱座上设置启盖螺钉，其位置宜与连接螺

31、栓共线，以便钻孔。 定位销，用于保证轴承座孔的镗孔精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上、下两半孔始终保持加工时的位置精度。轴承盖，用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，同时起密封作用，选择嵌入式轴承端盖结构4.2、附件设计4.2.1、窥视孔及窥视盖 窥视孔盖可用钢板、铸铁等制成。 因为未单级减速器，取a大于150mm, 所以取窥视孔和窥视盖尺寸如下：(mm)直径孔数R1201059090756074454.2.2、通气孔 选用 型号4.2.3 游标卡尺 选用M12型 尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12412628106420164.2.4 放油孔及螺塞 放油孔应设在油池的最低处

32、，平时用罗塞堵住，采用圆柱螺塞时，箱座上装置处应设凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排不干净。4.2.5起盖螺钉 起盖螺钉设置在箱盖连接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘的厚度。长度L=13mm。第五章、 设计心得 经过将近两周的努力，我终于将机械设计课程设计做完了。在这次课程设计过程中，我遇到了许多困难，一遍又一遍的计算，一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。主要表现在一些零件的选择上，我第一次选择的轴承寿命不达标，在对其进行校核时才发现，所以必须得重新选择轴承，幸好轴承在相同尺寸下有多种类型，才避免了要重新对轴的设计。至于画装配图,由于对减

33、速箱没有一个直观的感官认识，加上我对CAD这一软件不熟悉，很多东西是现学现用，更是耗费了大量的时间。在此期间,我得到了许多同学的帮助，在此我要向他们表示最诚挚的谢意。尽管这次课程设计的时间是漫长的,过程是曲折的,中间我甚至有过照抄别人的想法，但是当我看到我书本上写着的老师的名字时，我就立刻打消了这种念头。任课的银老师平时对我的耐心教导历历在目。还有父母对我的殷切期望，我怎么可以辜负我最敬爱的父母和老师对我的厚望呢？虽然我身为学生干部，平时事情很多很杂，但是我一直坚持自己动手，设计出属于自己的东西。这些日子很累，真的，没有时间吃一次好的，没有睡过一次安稳的觉。但是我的收获很大。对制图有了更进一步

34、的掌握；Auto CAD 、Pro/E、Word这些工具软件，熟练掌握也是必需的。对我来说,收获最大的是方法和能力。那些分析和解决问题的方法与能力。在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有课本上少得可怜的理论知识,有些东西甚至与实际脱节。我们的想法可以是天马行空，但是不知道要怎么样才可以把它变成实体，变成对人类有贡献的机器。总体来说,我觉得做这种类型的课程设计对我们的帮助非常大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进。有时候,一个人的力量是有限的,这就需要我们发扬团队精神，大家相互学习，共同进步。一个人的力量是有限，一个团队的力量才是无限的。虚心学习前辈和同学的长处，努力克服自己的缺点，这样我们的作品才会更完美!再次感谢我的父母，是你们给了我生命和学习的机会！感谢我的老师，是你们教给我知识，给我攀登知识高峰的绳索，教育我如何为人处世！感谢我的同学，你们的帮助让我知道人生真情难寻，不管什么时候都不是某个人在孤军奋战，而是我们一起共进退。相信我们可以做得更好，为建设祖国的美好明天做出应有的贡献！第六章、参考资料【1】、机械设计（第八版）濮良贵、纪名刚