机械设计课程设计(共27页)

1、第一部分 绪 论本课程设计主要进行的是一级普通圆柱蜗杆传动减速器的设计计算，在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、工程力学、公差与互换性等多门课程知识，是高等工科院校大多数专业学生一次较全面的设计能力训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养，就我个人而言，在以下方面获益匪浅：1、 培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其它相关课程的基础理论并结合实际进行分析和解决工程问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械方面的知识；2、 通过制订设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力、确定尺寸和选择材料，以及较全面地考虑制造工艺、使用和维护等要求，之后进行结构设

2、计，达到了解和掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的设计过程和方法；3、 进行设计基本技能的训练。例如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图标、标准和规范等）以及使用经验数据。进行经验估算和处理数据的能力。 该减速器的设计基本符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。第二部分 课题题目及主要技术参数说明2.1课题题目一级普通圆柱蜗杆传动减速器（用于带式输送机传动系统中的减速器）2.2 主要技术参数说明 根据设计要求减速器的主要参数为：运输带工作拉力2.5KN、运输带工作速度1.1m/s、运输带滚筒直径390mm，运输带绕过滚筒的损失通过效率计算，取效率=0.97。2.

3、3 传动系统工作条件带式输送机连续单向运转，载荷较平稳，工作中有轻微振动，单班制工作，每班工作8小时，空载启动，运输带速度允许速度误差为±5%，工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。在中小型机械厂小批量生产。2.4传动方案的选择 图2-1 带式输送机传动系统方案简图第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算3.1减速器结构根据课程要求为一级普通圆柱蜗杆传动减速器；因工作速度V1.1m/s<45m/s,故采用下置式，图2为其结构图： 图3-1 一级普通圆柱蜗杆传动减速器结构3.2电动机的选择1. 选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构

4、，电压380V，Y型。2.选择电动机容量 1)工作机各传动部件的传动效率及总效率查机械设计课程设计指导书表1常见机械传动的主要性能、轴承及联轴器效率的概略值，各机构传动效率如下： =0.980.995(每对);=0.990.995; =0.700.75；0.97减速机构的总效率 =××× =0.6260.7090.680；2)选择电动机的功率为保证使用性能要求、满足经济性,所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。电动机所需功率：=/;式中 工作要求的电动机输出功率，单位为KW; 电动机至工作机之间传动装置的总效率； 工作机所需工作功率，单位为KW;输送机

5、所需功率 =Fv/(1000总)=2500×1.1/(1000×0.626)=4.39kw； 查简明机械设计手册表195，选取电动机的额定功率5.5KW。3.选择电动机的转速1)传动装置的传动比的确定 查机械设计书中得各级齿轮传动比如下：=580;理论总传动比:=580; 2)电动机的转速卷筒轴的工作速度=60×1000V/(×D) =60×1000×1.1/(×390)=53.90r/mim；故电动机的可选范围为=i总×n滚筒=(580)×53.90 =269.54312r/min； 符合这一范围的同步

6、转速有750、1000、1500和3000r/min。根据容量和转速,查简明机械设计手册表195有以下四种传动比方案:方案电动机型号额定功率KW电动机转速(满载时)r.min-1电动机重量KG满载时效率%额定转矩1Y132S1-25.529006485.52.32 Y132S-45.514406885.52.33Y132M2-65.59608485.32.24Y160M2-85.572011985.02.0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、满载时效率等，可见第1方案比较适合，则选n=3000r/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

7、同步转速，选定电动机型号为Y132S1-2。 其主要性能：额定功率5.5KW；满载转速2900r/min；额定转矩2.3。3.3传动比的分配总传动比 =/ =2900/53.90=53.80;3.4动力参数计算1. 计算各轴转速 =2900r/min; =2900r/min; =/=2900/53.80=53.80r/min; =/i=53.80/1=53.80r/min;2. 计算各轴功率=4.22kw;=×=4.19kw;=××=3.03kw;=××=2.98kw;(取=0.993；=0.99；=0.72；）3. 计算各轴扭矩=9.55&#

8、215;103/=138.97N.m;=9.55×103/=137.98N.m;=9.55×103/=578.50N.m;=9.55×103/=568.95N.m;第四部分 传动零件的设计计算4.1 传动零件材料的选择 1.选择蜗杆传动类型 根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。2.选择材料 考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。

9、4.2蜗杆几何尺寸的设计计算1.按齿面接触疲劳强度进行计算 根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由机械设计式(1112)知,传动中心距1）确定作用在蜗杆上的转矩按=1，估取效率=0.72,则=9.55×106×/=578500N.mm; 2）确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由机械设计P253取载荷分布不均系数=1;由机械设计表115选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由机械设计P252得：3）确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160MPa1/2。4）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和

10、传动中心距a的比值/a=0.35,从机械设计图1118中可查得=2.9。5）确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,从机械设计表117查得蜗轮的基本许用应力=268。由机械设计P254应力循环次数:N=60×1×50.02×360×8=8643456; 寿命系数=0.7213; 则=×=191MPa; 6）计算中心距=168.923mm;取中心距a=180mm,因=57.98,故从机械设计表112中取模数m=6.3mm, 蜗轮分度圆直径=63mm；这时/a=0.35，从机械设

11、计图1118中可查得接触系数=2.9因为=,因此以上计算结果可用。2.蜗杆的主要参数与几何尺寸轴向尺距mm;直径系数;齿顶圆直径;齿根圆直径;分度圆导程角;蜗杆轴向齿厚mm。3.校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数=/=48.24；根据，从机械设计图1119中可查得齿形系数；螺旋角系数；从机械设计P255知许用弯曲应力=×从机械设计P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56。由教材P255寿命系数=0.693；=56×0.69=338.808MPa; =1.53×1.05×578500/(63×302.4×6.

12、3) ×2.717×0.9592=20.18MPa可见弯曲强度是满足的。4.验算效率已知=;与相对滑动速度有关。9.68m/s；从机械设计表1118中用插值法查得=0.01632, 代入式中得=0.824,大于原估计值,因此不用重算。5.精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择9级精度,侧隙种类为f,标注为8f GB/T100891988。然后由参考文献5P187查得蜗杆的齿厚公差为=71m, 蜗轮的齿厚公差为 =130m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6m, 蜗轮的齿面和

13、顶圆的表面粗糙度为1.6m和3.2m。6.热平衡核算初步估计散热面积：取(周围空气的温度)为。 =(8.1517.45)，取17 =+=68.8<85; 所以S=0.92合格。4.3蜗轮几何尺寸的设计计算1. 蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗轮齿数48;变位系数mm;演算传动比=48mm,这时传动误差比为%,是允许的。蜗轮分度圆直径=6.3×48=302.4mm；蜗轮喉圆直径=315mm；蜗轮齿根圆直径=281.25；蜗轮咽喉母圆半径=22.5mm。2.校核齿根弯曲疲劳强度 3. 当量齿数 根据=-0.5，=43.48，从参考文献1中图11-19中可以查得齿形系数=2.87。4.螺

14、旋角系数 5. 许用弯曲应力 从文献1表11-8中查得由制造的蜗轮的基本用应力。6.寿命系数 ； ； 。 由此可见弯曲强度是满足的。7.验算效率已知；与相对滑动速度VS有关。；从参考文献1表11-18中用插入值法查得，；代入式中求得，大于原估计值，因此不用重算。8. 热平衡计算 散热面积取传热系数 ，取，从而可以 计算出箱体工作温度:因为，所以符合要求。9.精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度，侧隙种类为c，标注为7c GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表

15、面粗糙度，详见图纸。10.计算中心距mm；第五部分 轴的设计计算5.1轴的材料和热处理的选择 因为蜗杆的直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做蜗杆轴。选用45调质，硬度217255HBS，调质处理。下图为其零件结构图：5.2蜗杆轴几何尺寸的设计计算5.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径根据机械设计式（15-2），并查表15-3，取A0=115； dA0(P1/n1)1/3=115×(4.19/2900)1/3mm=27.6mm；考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=18.1×(1+5%)mm=28.98mm； 所以选取d=30mm。5.2.2轴的结构设计1.轴上零件的

16、定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。2.确定轴各段直径和长度I段：直径d1=30mm，长度取L1=60mm；II段：由机械设计P364得：h=0.08，d1=0.08×30=2.4mm；直径d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,长度取L2=50mm；III段：直径d3=40mm；初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为10mm，并且采用套筒定位；故III段长：L3=40mm；段:由机械设计P364得：h=0.08，d3=0.08×50=4mm；直径d4=d3+2h=4

17、0+2×4=50mm，长度取L4=45mm；段：直径d5=80mm，长度L5=120mm；段：直径d6=d4=50mm，长度L6=50mm；段：直径d7=d3=40mm，长度L7=L3=40mm；初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为10mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=405mm；3.按弯矩复合强度计算1）求小齿轮分度圆直径：已知d1=80mm=0.08m；2）求转矩：已知T2=91.7N.m；T1=54.8N.m；3）求圆周力：Ft；根据机械设计（10-3）式得：=2T1/d1=2×54.8/80×10-3=1370N；=2T2/d

18、2=590N；4）求径向力Fr根据机械设计（10-3）式得：Fr=.tan=590×tan200=214.7N；5） 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=182.5mm; 绘制轴的受力简图a;绘制垂直面弯矩图b; 轴承支反力：FAY=FBY=Fr1/2=107.35N；FAZ=FBZ=/2=685N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为：MC1=L/2=19.6N·m； 绘制水平面弯矩图c截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=685×182.5×=125N·m;绘制合弯矩图dMC=(MC12+MC22)1/2=(19.

19、62+1252)1/2=126.5N·m;绘制扭矩图e转矩：T=T1=54.8N·m;图5-15.2.3轴的强度校核校核危险截面C的强度由机械设计式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教机械设计表15-1查得,因此<,故安全。该轴强度足够。由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕的确定的，由蜗杆轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也比较大，且应力集中也不大，各处应力集都也不大，故蜗杆轴疲劳强度不必校核。 5.3蜗轮轴的设计计算5.3.1按扭矩初算轴径选用45调质钢，硬度（217255HBS）；根据机械设计式

20、（15-2），表（15-3）取A0=115；dA0(P2/n2)1/3=115(3.03/50.02)1/3=43.7mm；取d=45mm。下图为其零件结构图：5.3.2轴的结构设计1.轴上的零件定位，固定和装配单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，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，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。2.确定轴的各段直径和长度I段：直径d1=45mm；长度取L1=80mm；II段：由机械设计P364得：h=0.08，d1=0.09

21、×58=5.22mm；直径d2=d1+2h=58+2×5.2266mm,长度取L2=50mm；III段：直径d3=70mm；由GB/T297-1994初选用7014C型圆锥滚子轴承，其内径为70mm，宽度为20mm。故III段长：L3=40mm;段：直径d4=82mm；由机械设计P364得：h=0.08 ,d3=0.08×82=6.56mm，d4=d3+2h=70+2×6.682=82mm，长度取L4=110mm；段：直径d5=d3=70mm，L5=40mm；由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=320mm。3.按弯扭复合强度计算1）求分度圆直径：已知d2

22、=82mm；2）求转矩：已知T2=91.7N·m；3) 求圆周力Ft：根据机械设计（10-3）式得=2T2/d2=590 N；4)求径向力Fr：根据机械设计式（10-3）得Fr=·tan=3586.4×tan200=1370N5)因为两轴承对称，所以LA=LB=75mm；求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=107.35N;FAX=FBX=/2=295N;由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=107.35×75×=8N·m;截面C在水平面弯矩为MC2=FAXL/2=295&

23、#215;75×=22.125N·m;计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N·m; 图5-25.3.3轴的强度校核校核危险截面C的强度由机械设计式（15-5）由机械设计式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由机械设计表15-1查得,因此<,故安全。此轴强度足够由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕的确定的，由蜗轮轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也比较大，且应力集中也不大，各处应力集都也不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。 第六部分 轴承、键和联轴

24、器的选择6.1轴承的选择及校核根据根据条件，轴承预计寿命：8×300×10=24000小时。1.计算输入轴轴承初选两轴承为角接触球轴承7308C型查轴承手册可知其基本额定动载荷=46.2KN基本额定静载荷=30.5KN。1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。为通过另加转矩而平移到指定轴线;亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:2）求两轴承的计算轴向力对于7008C型轴承,按机械设计表13-7得,其中,e为机械设计表13-5中的判断系数,其值由的大小来确定,但现轴承轴向力未知,故先取e=0.4,因此估算：按机械设计式1

25、3-11a ；由机械设计表13-5进行插值计算,得。再计算；由两次计算相差不大，所以则有e=0.225, e=0.2,=669N,=140.77N。3)求轴承当量动载荷和因为；由机械设计表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承1 =0.44, =1.18；对轴承2 =1,=0；因轴承运转中有轻微冲击,按机械设计表13-6, ,取。则由机械设计式13-8a =1452.5N; ; 4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由机械设计式(13-5)24000h故所选轴承满足寿命要求。2.计算输出轴轴承初选两轴承为7314B型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基

26、本额定动载荷=115KN基本额定静载荷=87.2KN。1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中为通过另加转矩而平移到指定轴线;亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知: ；2）求两轴承的计算轴向力和轴承当量动载荷和；由机械设计表13-5进行插值计算,得；。再计算；由两次计算相差不大，所以则有e=0.385, e=0.28,=1526.7N,=223.24N。3)求轴承当量动载荷和由机械设计表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承1 =1, =0；对轴承2 =1，=0；因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表1

27、3-6, ,取。则由机械设计式13-8a；4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算,由机械设计式13-51.98×108>24000h故所选轴承满足寿命要求.6.2键的选择计算及校核1.连轴器与电机连接采用平键连接轴径d1=38mm，L电机=50mm查参考文献5P119选用A型平键，得：b=10,h=8,L=50; 即：键A10×50 GB/T1096-2003 l=L电机-b=50-8=42mm; T2=20000N.m ; 根据教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4×20000/10×8×42 =23.8Mpa<p

28、(110Mpa)2.输入轴与联轴器连接采用平键连接轴径d2=30mm,L1=60mm,T=54.8N.m; 查手册P51选A型平键，得：b=10,h=8,L=50; 即：键A10×50 GB/T1096-2003l=L1-b=60-10=50mm; h=8mm;p=4T/dhl=4×54800/30×8×50 =18.3Mpa<p(110Mpa)3.输出轴与涡轮连接用平键连接轴径d3=58mm,L2=80mm,T=91.7N.m; 查手册P51选用A型平键，得：b=18,h=11,L=70即：键A18×70GB/T1096-2003l=L

29、2-b=80-18=62mm; h=11mm; 根据机械设计6-1式得p=4T/dhl=4×91700/58×11×62 =9.8Mpa<p (110Mpa)6.3联轴器的选择1.类型选择为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱销连轴器。2.载荷计算公称转矩T= N.m；3.型号选择从GB43232002中查得LX3型弹性套柱销连轴器的公称转矩为1250N.m,许用最大转速为5700r/min,轴径为3048 mm之间,故合用。第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算7.1 润滑的选择确定1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑

30、的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。2.滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V1.52m/s所以采用飞溅润滑。7.2密封的选择确定对于轴承的密封设计采用了轴承端盖还在其中加入了密封圈。蜗杆轴承端一边用闷端盖，一边用唇形密封圈。涡轮轴承一边用闷端盖，一边用毡圈。整个箱体是密封的。轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。7.3减速器附件的选择确定1.窥视孔及视孔盖图7-1参考文献4表4-3得：直径孔数907560-7055407445表7-12.通气器由已知选型号，外型安装图： 图7-2查参考

31、文献4表4-5可得：8316404012716184025.422622表7-23.油标尺由条件可选M16型的。安装图如下：图7-3d1d2d3habcDD1M1641663512852622表7-34.放油孔与螺塞放油孔应设在油池的最低处，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。如下图示： 图7-4放油孔的位置图7-5外六角螺塞、封油垫圈5. 启盖螺钉 启盖螺钉直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，螺纹长度应大于箱盖凸缘厚度；螺钉端部制成圆柱形或半圆形，以避免损伤剖分面或端部螺纹。取长度L=30mm；6. 定位销选圆柱销：7.吊装置

32、为便于拆卸和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置，综合考虑选择吊耳。查参考文献4表4-14得吊耳外形尺寸如下表：=4=6=8=6=0.9=1.1表7-4（为箱盖厚度）吊环螺钉的外形图如下：图7-67.4 箱体主要结构尺寸计算1.箱座高度齿高为：；则齿轮浸油深度符合条件齿轮浸油深度大于10mm的要求。总的油深：；箱体内储油宽度大约为178mm；箱体内储油长度大约为366mm；则储藏的油量；单级减速器每传递1kw的功率所需的油量：符合要求。2.箱体的刚度设计从机械设计表17-1、17-2可得结果如表2：名称符号蜗轮蜗杆减速器尺寸选用箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度2

33、0地脚螺钉直径地脚螺钉数目4轴承旁联结螺栓直径盖与座联结螺栓直径联结螺栓间距175轴承端盖螺钉直径视孔盖螺钉直径定位销直径至外箱壁距离26、22、18、16至凸源边缘距离20、16、14轴承旁凸台半径16凸台高度45外箱壁至轴承座端面距离42蜗轮顶圆与内壁的距离10蜗轮轮毂端面与内壁距离9 箱盖、箱座肋厚轴承端盖外径120轴承旁联结螺栓距离120表2第八部分 总 结经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。除了知识外

34、，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经过老师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然。刚刚开始时真的使感觉

35、是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。经过这次课程设计感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用Word和CAD，觉得受益匪浅。所以这次课程设计，我觉得自己真的收获非常的大。看到自己完成的成果，真的觉得虽然很累，但觉得很欣慰，这次课程设计应该是达到了预期的效果。参考文献1 濮良贵，纪名刚.机械设计M.第八版，北京：高等教育出版社，2005.2 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册S.第三版,北京：高等教育出版社，2005.3 徐学林.互换性与测量技术基础M.长沙：湖南大学出版社，2005.4 范元勋，宋梅利，梁医.机械设计