机械设计课程设计副本

1、 (1)以第五组数据进行技术：运输带工作拉力F/N: 1300运输带工作速度v(m/s): 155卷筒直径D/mm: 250减速器外传动：V带轮传动减速减速器内传动：单机圆柱斜齿轮减速(2)具体结果方案如下图：（1） (3)该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减少振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结果，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本，减速器部分单级圆柱斜齿轮减速，这是单级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机，总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外

2、还结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高。2.电动机的选择 参考书(机械设计课程设计)(1)选择电动机类型按已知的工作要求和工作条件，选用Y系列笼型三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V.(2)选择电动机的容量工作机的输出功率为： Pwo = Fv / 1000 =1300x155/ 1000kW =2.2kW由机械设计课程设计 表2-3可知1： 联轴器传动效率 0.99(弹性联轴器)2： 滚动轴承效率 0.98(滚子轴承（一对）)3： 齿轮传动效率 0.97（8级精度的一般齿轮传动）4： 卷筒传动效率 0.965： V带传动效率 0.96从电动机到工作机输送带间的总效率为总 =1&

3、#215;23×3×4×5     =0.99×0.983×0.97×0.96×0.96=0.833 故电动机的输出效率为Pd = Pwo / 总 =2.02kW / 0.833 =2.42kW(3)确定电动机的转速 由机械设计课程设计 P3表2-1和表2-2推荐的传动比合理范围， 单级圆柱斜齿减速器推荐传动比i3=35, V带传动单级推荐传动比i 5=24， 减速器传动比i =010而工作机卷筒轴的转速为nw =60x1000v / D =60x1000x1.55 /x250 r/m

4、in =118.5 r/min所以电动机转速的可选范围为nd= i ·nw =(010)x118.5r/min =(01185) r/min符合这一范围的电动机的同步转速有750 r/min、1000 r/min、两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机，其型号为Y132M1-6。由机械设计课程设计 P280表20-1可知其额定功率为4kW,满载转速nm为960 r/min。4.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速:1轴 n1=nm / i 0=960 / 2.025 r/min=474 r/

5、min(n1指带轮和齿轮之间的轴)2轴 n2= n/i1=474/4. r/min=118.5r/min(n2指齿轮和联轴器之间的轴)卷筒轴 n3= n2 =118.5r/min(2)各轴的输入功率:P1= Pd·5 = 2.42kWx 0.96 = 2.32kW (1轴)P2=P1·2·3=2.32kW x 0.98x 0.97=2.35kW （2轴）P3= P2·3·1=2.21kW x 0.99 x 0.98= 2.14kW （卷筒轴）输出功率： 1轴输出功率 =2轴输入功率=2.21KW 2轴输出功率=P3=2.14kW 卷筒轴=P3x

6、0.98=2.1kW(3)各轴的输入转矩：T电动机=9550xPd/nm=9550x2.42kW/960r/min=24.1N·mT1=9550x P1/n1=9550X2.32kW/474r/min=46.7N·mT2=9550xP2/ n2=9550x2.21kW/118.52r/min=178.1N·mT卷筒=9550x P3/n3=9550x2.14kW/118.52r/min=172.4N·m表1 计算传动装置的运动和运动参数轴名功率P/kW转矩T/(N·m)转速n/(r/min)传动比i效率电机轴2.42524.196020.962

7、3246.74744.120.95221178.1118.5210.96卷筒轴2.14172.4118.52 5.设计带式输送机的V带传动采用三相异步电动机Y131M1-6，电动机输出轴端直径查P281（新）20-2得：D=38mm,长度L=80mm，其额定功率P=4kw，转数n0=960r/min，传动比i=2.205（1）确定计算功率Pc和选取V带类型:根据工作要求查P165表8-8得工作情况系数KA = 1.2，根据式P165（8-13）有Pc = KAP = 1.2 x 4kW =4.8kW再根据Pc = 4.8kW, nm = 960r/min 从P166图8-12中选用A型普通V带

8、。（2）确定带轮基准直径dd1和dd2：由P166表8-9和表8-10带轮的基准直径系列中，取dd1 = 112，根据式dd2=n1/n2·dd1，计算从动带轮基准直径dd2：dd2= 2.025 x 112mm= 226.8mm查表8-10，选取dd2 = 224mm符合带轮的基准直径系列要求。（3）验算带的速度v： 根据式（8-14）有 v=dd1n1/60x1000 = x112x960 / 60x1000m/s=5.63m/s 带的速度在525m/s的范围之内，合适。（4）确定普通V带的基准长度Ld和传动中心距a：根据公式 有a 0=（0.72）（dd1+dd2）=(0.72

9、) x (112+224) mm= (235.2672)mm 按照结构要求取中心距a 0=550mm，符合兼顾带传动绕转次数和结构尺寸因素的范围。计算带的初选长度 L02a0+/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2x 550mm + /2(112+224)mm + (224-112)2/4x550 =1633.2mm选带的基准长度Ld = 1800 mm。 根据式（8-17）计算带的实际中心距a:aa0+(Ld-L0 )/ 2=550+(1800-1633)/ 2=633.5mm（5）验算主动轮上的包角1：根据式（8-20）有 1 =180°1-（dd2-dd1）

10、/a =180°x1-（224-112）/566 =170°>120°主动轮上的包角合适。(6)计算V带的根数Z：根据A型V带、nm=960r/min和dd1=112mm,查P161表8-5得P0=1.18Kw;根据A型V带、nm=960r/min和i=2.025,查P163表8-7得P0=0.11Kw;根据1=170°，查P162表8-6得K=0.98；根据Ld=1800mm,查P158表8-3得KL=1.01。根的齿数： z= Pc / (P。+P。)KKL=4.8 / (1.18+0.11) X 0.98X 1.01 =3.84取带的根数Z

11、=4根。(7)计算出初拉力F0:根据A型V带，查P168表8-11得V带每米长度质量q=0.10kg/m，则有 F0 = 500Pc/zv（2.5/K-1）+qv2= 500 · 4.8/ 22.52 ·（2.5/0.98-1）+0.10kg/·mx5.632= 168.35N(8)计算作用在带轮轴上的压力FQ:FQ=2ZF0Sin1/2 = 2 x4 x 168.35x Sin170°/ 2N=1341.7N(9)带轮结构设计与技术要求，画出带轮工作图（主动带轮工作图参考CAD）6.齿轮的设计（工作机有较小冲击，单向转动，齿轮相对于轴承非对称布置并靠近

12、轴承，要求结构紧凑。）（参考书机械设计基础）载荷有较小冲击，又要求结构紧凑，故应采用硬齿面齿轮传动。已设计斜齿轮传递功率P1=2.32kw，转速n1=474.07r/min. 传动比i1=4(1)选择齿轮材料，并确定许用应力大小齿轮都采用38siMnMo,调质，齿面硬度50HRC。由P221图10-38和图10-39查出试验齿轮的疲劳极限，确定许用应力Hlim1=Hlim2=1180MpaFlim1 =Flim2=360 MpaH=0.9Hlim1=0.9 x 1180 Mpa= 1062 Mpa F=1.4Flim1 = 1.4 x360Mpa=504 Mpa (2)选择齿轮传动的精度等级和

13、设计参数:由于是机床中用的非分度系统齿轮传动，参考P226表10-12选择7级精度，要求齿面粗糙度Ra1.63.2um,磨齿。取小齿轮齿数 z1 = 20,则z2=iz1= 4 x20=74.25,取大齿轮齿数 m z2=80。齿数比（即实际传动比）为 u=z2/z1=80 / 20=4由于传动比相对误差 |u - i3 / i3 |× 100%=0<3%5%，所以齿轮选择合理。参考表10-11选齿宽系数=0.6（齿轮相对于轴承为非对称布置）初选螺旋角=12°，根据表10-8选取计算系数 Am=12.4和Ad=756(3)按轮齿弯曲强度计算模数:按式P222（10-3

14、7）计算小齿轮传递的转矩T1 = 9550×P1/n1= 9550×2.32 / 474.07N·m = 46.7N·m按式P213（10-27）计算当量齿数 zv1=z1/cos3=18 / cos3 10°=21.38 zv2=z2/cos3=75 / cos3 10°=85.47从表10-10得复合齿形数系数YFS1=4.38（插入法）,YFS2=388根据较小冲击载荷，轴承非对称布置并靠近轴承，轴的刚度较大，取载荷系数K = 1.6按式（10-40）计算模数（由于F 1=F2,而YFS1 >YFS2 ， 故YFS1代入计

15、算 MnAm=12.4 x=1.74mm按表P195表10-1 取标准值Mn=2mm(4)协调设计参数：计算中心距 a=mn(z1+z2)/2cos =2x (20+80) / 2x cos12° = 101.5mm取 a=102。则螺旋角为=arccosmn(z1+z2)/2ª =arccos2x（20+80）/ 2 x 102 = 11.48°在（8°25°）的范围内，所选的计算参数Am 和Ad合理(5)计算主要几何尺寸：齿轮分度圆直径为 d1 = mn z1 / cos=2×20/ cos11.48°=40.8mm d

16、2 = mn×z2 / cos = 2x80/ cos11.48°=163.27mm齿宽为 b= d1=0.6× 40.82mm=24.5mm圆整后取 b2=31mm，b1=25 mm(为了便于安装，通常取小齿轮的宽度比大齿轮大510mm)(6)校核齿面接触强度:根据式P223（10-39），满足齿面接触强度所需要的小齿轮的分度圆直径为 d1Ad=mm =35.07mm它小于设计结果d1 = 40.8mm，故齿面接触强度足够。(7)齿轮圆周速度:V = d1n1 / 60×1000 =×40.82×474. 07/ 60000 m/s

17、 = 1.013m/s对照表10-12，选择齿轮传动为7级精度合适。(8)齿轮工作图:齿轮的零件工作图主要由图形、齿轮参数表和技术要求3部分所组成。图形应该按照有关的国家标准的规定绘制，能够完整表达齿轮的几何形状及齿坯各部分的尺寸和加工要求，齿轮参数表中应有切齿和检验所需要的数据，技术要求中提出对材料、热处理和加工等其他要求。以大齿轮为例，齿顶圆直径为da2 = mn(z2 / cos+2han*) =2x (80/ cos11.478° + 2 x 1.0 )mm = 167.3mm(9)采用辐板式结构工作图（参考CAD）7.传动轴的的设计及计算（机械设计基础）设计单级圆柱斜齿轮减

18、速器输出轴。已知传递功率P=2.21kw，输出轴转速n2=118.52r/斜齿轮分度圆直径d2=163.3,螺旋角=11.48°，齿宽b2=25mm，轴端装弹性销联轴器。(1)选择轴的材料，确定轴的外伸段直径：轴的材料选用45钢，正火处理（180HBS）,按照表14-2取C = 110计算轴的外伸段直径：根据公式得 d=C=114 × mm=29.17mm考虑到轴的外伸段上开有键槽（安装联轴器），将计算轴径加到3%5%后，参照P299表14-2取标准输出轴外伸段的直径d = 30mm（符合弹性柱销联轴器要求是的轴径规范，见表15-3）。 (2)输出轴的结构设计(3)输出轴上

19、斜齿轮的受力分析根据P222式T=9550·p2/n2计算从动斜齿轮传递的转矩 T2 = 9.55·106· P 2/ n2 = 9.55 x106x2.21/118N·mm =178105N·mm根据式（10-36）计算从动斜齿轮的圆周力、径向力和轴向力Ft2=2T2/d2=2×178105 /163.3 N =2181.3NFr2=Ft2·tan/cos=2172.6×tan27°/cos11.478°N=1134NFa2= Ft2·tan=2181.3×tan11.47

20、8°N =442N(4)计算输出轴的支座反力和弯矩:如图（a）为轴的空间受力简图，输出轴支承跨度l =74mm,左右两个支座分别为A与B，斜齿轮对称布置在输出轴支承跨度的中点C。 斜齿轮圆周力Ft2作用在水平面上（使轴在H面上产生弯曲变形），因此水平面上是支座反力为RAH=RBH= Ft2 / 2=2181.3/ 2N=1090.7N 水平弯矩图（c）中C处弯矩（在集中力作用处，弯矩图发生转折）为 MCH=RAH· l / 2=1090.7x68/ 2 = 37083.8N·mm斜齿轮径向力Fr2 和轴向力Fa2作用在垂直面上（使轴在V面上产生弯曲变形）,根据轴系

21、力矩的平衡条件（顺时针的力矩为负，逆时针的力矩为正），有RAVl+Fa2d2 / 2- Fr2l / 2 = 0得到垂直面支座反力：RAV =（Fr2l / 2- Fa2d2）/ 2 / l =（1134x68/ 2- 442x163.3/ 2）/ 68 N =36.3N 由轴系力的平衡条件Y=-RAV+RBV- Fr2=0，得到RBV= Fr2 +RAV =1134-36.3N=1097.7N 垂直弯矩图中C处左侧弯矩为MCV=RAV l/2=36.3x68/2N·mm = 1234.2N·mm垂直弯矩图中C处右侧弯矩为MCV= RBV l /2=1097.7x68/2N

22、·mm =37321.8N·mm注：在集中力偶作用的C处，弯矩图发生突变，弯矩图突变值为MCV- MCV =37321.8-1234.2N·mm = 36087N·mm集中力偶为 Fa2d2 /2 =442 x163.3 / 2 =36023N·mm可见弯矩图突变值等于集中力 偶的大小（其中误差是由于计算过程组的舍入误差造成的），说明垂直面的计算结果是正确的。 计算C处左右两侧的合成弯矩：MC= N·mm = 37103 N·mmMC= N·mm = 339354 N·mm可见C处右侧的合成弯矩MC较大，

23、合成弯矩图。(5)输出轴在CD段承受的扭矩等于它转矩T2=177357 N·mm。(6)计算危险截面的当量弯矩由当量弯矩图可见，C处是危险截面（其上的内力最大），按照式（14-3）计算该处的当量弯矩（对一般转轴可视其扭矩为脉动循环性质，取扭矩校正系数a=0.6）： = N·mm = 355782N·mm(7)计算C处的需要轴径Dc:参照表14-1和表14-4可见得到45钢正火（200HBS）的轴在对称循环状态下的许用弯曲力=54Mpa 按照式14-5有 d= = 40.4mm 由于C处开有一个键槽（安装斜齿轮），故将直径增大5%后得到 d=42.4mm，它小于该处

24、实际直径66 mm，故轴的弯矩强度足够,。 虽然从上面的强度核算结果，输出轴的强度余度较大，但是从轴的结构设计和满足外伸段强度考虑，并不能因此而减少轴径；另外，轴径稍大可以提高轴的刚度，有利于保证轴系的正常工作。(8)输出轴工作图(参考CAD)(9)弯矩图8.滚动轴承的设计及计算(1)选择轴承类型由于圆锥齿轮工作时受到径向载荷和轴载荷的联合作用，一般选用角接触球轴承和圆锥滚子轴承，在寿命计算过程中，要用到X、Y、e、C等参数，而这些参数又要在确定轴承型号后才能查出。本例根据轴颈 d=45mm,初选圆锥滚子轴承30209，查表13-15得到C=67.8KN、C=83.5KN、e=0.4和Y=1.

25、5 Y0=0.8 T = 9.55 x P 1/ n1 = 9.55 x 106x2.32/ 474.1 N·mm =46732N·mm根据式（10-36）计算从动斜齿轮的圆周力、径向力和轴向力 Ft=2T/d1=2×46732 /40.8N =2290.8N Fr=Ft·tan/cos=2290.8×tan27°/cos11.478°N=1191N Fa=Ft·tan =2290×tan11.478°N=465N(2)计算轴承的径向载荷F 和F（即轴承的支座反力）圆锥齿轮平均分度圆处圆周力Ft

26、与径向力Fr的合力为FR=2581.9N根据轴系平衡条件得到 Fr1= =3869.5N Fr2=Fr1+FR=2581.9+3869.5=6450.5N (3)计算轴承的内部轴向力根据机械设计基础表13-10得到S= 3869.5 /2x1.5N=1289.8N S=6450.5/2X1.5N=2150N(4)确定轴承的轴向载荷Fa+S2 = 465+2150 =2615N >S1=1289.8N则两轴承的轴向载荷为 Fa1= Fa+S2 =2615N Fa2= S2= 2150N (5)计算轴承的当量动载荷由于=2615/3869.5=0.68>e=0.4,查表13-9得X=0

27、.40，Y=1.50由于=2150/6450.5=0.33>e=0.4,查表13-9得X=1，Y=0所以 P= X F+ Y F=0.40x3869.5+1.50 x2615N=5470.3N P= X F+ Y F=1x6450.5+0x2150N=6450。5N(6)计算所需的颈向基本额定动载荷滚子轴承的寿命指数=3.33，查表13-7取冲击载荷系数f=1.5,查表13-6取温度系数f=1.0，根据式（13-2）计算轴承工作所需的径向基本额定动载荷 C=31724N由于C< C=83500N,所以选用30209轴能保证预期额定寿命。9.键联接设计:键联接的选择小齿轮于轴连接的键

28、 轴颈d1=30mm L1=18mm T1=46.7 N·mm查手册 选用A型键 键 b×h=8×7 l1= L1-b=18-8mm=10mm    h1=7mmp=4T1/d·h1 ·l1 =4×46.7 /（30×8×18） Mpa=0.04Mpa<p =120Mpa所以键的强度足够；为GB/T 1096-2003 键A8×7×30大齿轮与联轴器连接的键轴径d2=30mm   L2=60mm  T2=178。1N·m

29、查手册 选用A型平键键b×h=8×7  l2=L2-b=60-10=50mm  h=8mmp=4 ·T/dhl=4×178.1/（30×8×50）Mpa=0.06Mpa<p =120Mpa所以键的强度足够；为GB/T 1096-2003 键A8x7x6010.联轴器校核按照工作要求，输出轴系的主要零部件包括一对圆锥滚子轴承、斜齿圆柱齿轮（对称布置在两支承中间）和联轴器（安装在外伸段）等。为了便于轴上零件的装拆，采用阶梯轴结构。输出轴的外伸段选用弹性柱销联轴器HL2 GB 5014-1985，见表15-3.因此

30、外伸段长度为82mm，外伸段与联轴器之间用稍有过盈的过渡配合作径向定位，用A型平键联接作周向定位。联轴器的左端采用轴肩作轴向定位。密封段直径为41mm，符合密封件采用60FZ/T920210-1991要求的轴径规范，而且满足对右侧联轴器的轴向定位轴肩高度h=(0.070.10)×d=（0.070.10）x 30 =2.13 mm要求。考虑轴承透盖轴向尺寸和透盖右端面与联轴器左端面有一定的间隔，取该段长度为44mm。安装斜齿轮的轴头段直径为30mm，采用过盈配合与轴头作径向定位，用A型平键联接作周向固定。左侧使用轴环作轴向定位和固定，右侧采用套筒实现与右轴承的轴向定位和固定。为保证斜齿

31、轮的轴向定位可靠，取轴头段长度为23（比斜齿轮宽度短2mm）。左右两段轴颈上安装圆锥滚子轴承30209（d =45mm、T21mm、damin=52mm、a19mm），根据轴承孔径取轴颈直径45mm，根据轴承宽度取左轴颈长度21mm，右轴颈长度为40mm。根据30213轴承安装尺寸要求取轴环直径52mm，同时满足斜齿轮左侧的轴向定位轴肩高度要求。轴承内圈与轴颈采用稍有过盈的过渡配合k6，实现周向定位与固定，同时满足它们之间的对中要求。根据斜齿轮宽度25mm，轴承与箱体内壁之间间隔5mm，斜齿轮端面与箱体内壁之间间隔15mm，以及圆锥滚子轴承的支座反力作用点a19mm，求出输出轴的支承跨度为l=

32、68mm。同理求出右轴承支座反力作用点到外伸段中点的距离为106mm。输出轴的结构设计简图（参考CAD）11.减速器附件的选择及箱体的设计（1）窥视孔及视孔盖 为了便于检查箱内传动零件的啮合情况、润滑状态、接触斑点和齿侧间隙，并向箱体内注入润滑油，在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置开设了窥视孔。窥视孔应有足够的大小，以便手能伸入箱体进行检查操作。平时用视孔盖、垫片和螺钉封闭窥视孔，以防止润滑油外漏和灰尘、杂质进入箱内。与视孔盖接触的窥视孔应设计出凸台以便于加工，一般高出35mm即可。(2)通气器减速器工作时，各运动副间的摩擦发热将使箱体内的温度升高、气压变大。为了避免在这种情况子下由于密封性能

33、的下降而导致润滑油向外渗漏，通常多在箱盖顶部或视孔盖上安装通气器，这样就可以使箱体内的热空气能自由地溢出，以达到箱体内、外的气压平衡，从而保持其密封性能(3)油面指示器油标尺圆形、管状及长形油标(4)放油孔及放油螺塞(5)吊环螺钉、吊耳及吊钩(6)定位销和起盖螺钉(7)轴承盖与套杯12.润滑密封(1)齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。(2)滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。(3)润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小

34、型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。(4)密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。13.箱体结构设计 Y系列三相异步电动机Pwo=2.16kW1=0.992=0.983=0.974=0.965=0.96总=0.833Pd=2.42kWI3=35I5=24I=010.nw=118.5 r/minnd=(01185) r/minY132M1-6P=4kWnm=960 r/minKA = 1.2Pc=4.8kW选用A型普通V带dd1=

35、112dd2= 224mmv=7.1m/sa0=(294840)mmL0=633.2mma=633.5mm1=170°P0=1.18KwP0=0.11KwK=0.98KL=1.01z=4q=0.10kg/mF0= 168.35NFQ=1341.7NHlim1=Hlim2=1180MpaFlim1=Flim2=360MpaH=1062MpaF=504MpaRa1.63.2umz1 =20z2=80u=4=0.6=12°Am=12.4Ad=756T1= 48.58 N·mzv1= 21.38zv2= 85.47YFS1=4.38YFS2=3.88K= 1.6Mn=2m

36、ma= 101.5mm =11.48°d1=40.8mmd2=163.27mmb1=31mmb2=25mmV=1.4m/sda2=167.3mmC = 114d=29.17mmFt2=2181.3NT2=178105N·mmFr2=1134NFa2=442NRAH=1090.7NMCH=37083.8N·mmRAV=10.8NRBV=978NMCV=315N·mmMCV=36993N·mmMC= 81688 N·mmMC= 100055N·mm=118481 N·mm d=42.4mmC=260000C=35000

37、0e=0.35Y=1.7T=46732N·mmFt=2290.8NFr=1191NFa=465NFR=2581.9NFr1=3869.5Fr2=6450.5S=193NS=181NFa1=2615NFa2=2150NX=0.4Y=1.5 X2=1 Y2=0 P=547N0.3P=6450.5NLh=2000hC=3172Nd1=30mmL1=38mm T1=46.7 N·mb=8h1=7mml1=10mmp=0.04Mpad2=30mm  L2=60mmT2=178.1N·mb=8mmh2=7mml2=50mmp=20.7Mpad= 30mm

38、L=82mm d =44mmT21mm damin= 52mm a19mm l=68mm三、设计小结在设计过程中的经验教训总结：1.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。2.机械设计课程设计是在老师的指导下独立完成的。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。3.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。4.在教师的指导下订好设计进程计划，注意掌握进度，按预定计划保证质量完成设计任务。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。 5.整个设计过程中要注意随时整理计算结果，并在设计草稿本上记下重要的论据，结果，参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题，使设计的各方面都做到有理有据。这对设计正常进行，阶段自我检查和编写计算说明书都是必要的。通过这次为期两周的课程设计，我拓宽了知识面，锻炼了能