机械设计课程设计刘鹏.doc

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1、机械设计课程设计题目：二级斜齿（直齿）圆柱齿轮减速器学 院：机电工程学院班 级：机械2班设计者：刘鹏 学 号：20090501310061 设计日期：2011.12.28指导老师：陈致水目录一设计说明41.设计题目：二级斜齿（直齿）圆柱齿轮减速器4二机械装置的总体方案51.选择电动机类型52.选择电动机容量53.确定电动机转速54总传动比65分配传动装置的传动比66运动和动力参数计算6三主要零部件的设计计算81设计V带和带轮82.计算单根V带的初拉力的最小值93.计算压轴力9四高速齿轮轴传动设计91.选材：102.计算113.按齿根弯曲强度设计124.几何尺寸计算13五低速级齿轮传动设计141

2、.齿面接触疲劳强度计算142.计算153.按齿根弯曲强度设计164.设计计算175.几何尺寸计算17六.轴的结构设计181.初选轴的最小直径182.初选轴承183.确定轴上零件的位置和固定方式19七.轴的校核计算191.轴强度校核192.计算弯矩20八.滚动轴承的选择及寿命校核231.寿命计算：23九.键联接选择及校核251.键类型的选择252.键类型的校核26十.联轴器的选择271.减速器进口端272.减速器的出口端27十一.减速器附件的选择271.箱体设计272.附件29十二.减速器润滑方式、密封形式311.润滑312.密封形式31十三.设计小结32十四.参考文献33一 设计说明1.设计题

3、目：二级斜齿（直齿）圆柱齿轮减速器1）工作条件：连续单向运转，有轻微振动，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带允许误差5。2）原始技术数据运输带工作拉力F/N 1100运输带工作速度m/s 1.65卷筒直径 mm 270 3）设计工作量 传动装置总体设计：1.组成：传动装置由电动机、减速器、工作机组成。2.特点：此轮相对于轴承不对称分布，故轴承沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电动机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。机械传动装置的总体设计方案的提出，根据确定后的总体设计方案进行机械装置中主要零部件的设计计算，再根据主要零部件的计算结论更

4、改设计部分总体设计方案数据，最后对减速器的附件及箱体进行设计，对减速箱的安装与使用维护要求给以依据，便于用户的安装与维护。二机械装置的总体方案1.选择电动机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，电压380V，Y型。2.选择电动机容量电动机所需工作功率：Pd=PWakwPW=FV1000kw 所以Pd=FV1000akw电动机运输带的传动总效率为a=1243456取带 1=0.96 ，轴承 2=0.98 ，斜齿轮 3=0.97 ，直齿轮 4=0.97 ，联轴器5=0.99 ，卷筒 6=0.96 所以，a=0.960.9840.970.990.96=0.79Pd=FV1000a

5、=11001.6510000.79=2.30kw3.确定电动机转速卷筒轴工作速度为：n=601000VD=6010001.653.14270=116.8r/min符合这一范围的同步转速有3000r/min.根据容量和转速，查手册得：电动机型号额定功率kw电动机转速r/min电流A效率功率因数堵转电流额定电流堵转转矩额定转矩同步转速满载转速Y100L-23300028806.4820.877.02.24总传动比ia=i0i （i0，i分别为带传动和减速器的传动比）为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.5。则减速器的传动比为：i=iai0=24.6582.5=9.865分配传动装置的传动比

6、初步分配传动比，各级传动比的分配应合理，符合传动形式的工作特点，并使结构紧凑，各级尺寸协调结构均匀合理；使传动装置外廓尺寸紧凑或重量较小；各传动零件之间不会干涉碰撞。按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似，可由指导书图12展开曲线查得：i1=3.51，则i2=ii1=9.863.51=2.816运动和动力参数计算1） 0轴（电动机轴）nm=2880r/min Pd=2.30kwTd=95502.302880=7.63Nm2）1轴n1=nmi0=28802.5=1152r/minP1=Pd1=2.300.96=2.21kwT1=Tdi01=7.632.50.96=18.31Nm3）

7、2轴（中间轴）n2=n1i1=11523.51=328.21r/minP2=P123=2.210.980.97=2.1kwT2=T1i123=18.313.510.980.97=61.09Nm4） 3轴（低速轴）n3=n2i2=328.212.81=116.80r/minP3=P223=2.10.980.97=2.00kwT3=T2i223=61.092.810.980.97=163.18Nm5）4轴（卷筒轴）n4=n3=116.80r/minP4=P325=2.000.980.99=1.94kwT4=T325=163.180.980.99=158.32Nm1-3轴的输出功率分别为各轴输入功率

8、乘轴承效率0.98；1-3轴的输出转矩分别为各轴输入转矩乘轴承效率0。98运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机2.307.6328802.50.961轴2.212.1718.3117.9411523.510.952轴2.102.0661.0959.87328.212.810.953轴2.001.96163.18159.92116.801.000.974轴1.941.90158.32155.15116.80三主要零部件的设计计算1设计V带和带轮计算内容及说明1） 定V带型号和带轮直径工作情况系数 由表8-7查得KA=

9、1.2计算功率 Pca=KAP=1.23=3.6kw 选带型号 由图8-11选Z型小带轮直径 由表8-8知 dd1min=50mm，取dd1=90mm大带轮直径dd2=1-dd1n0n1=1-0.019028801152=198mm （设=1）取dd2=224mm2）确定V带的中心距a和基准长度Ld根据式8-20，初定中心距a0=450mm计算所需基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd1-dd224a0=1403查表8-2选带的基准长度Ld=14003）按式（8-23）计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=450mm4）验算小带轮上的包角1180-dd1-dd257.3a16312

10、05）计算带的根数z1计算单根V带的额定功率Pr由dd1=90mm和n0=2880r/min，由表8-4aP0=0.60kw，表8-4bP0=0.04kwPr=P0+P0KKL=0.06+0.040.9551.14=0.70kwz=PcaPr=3.60.7=5.14，所以取6根2.计算单根V带的初拉力的最小值F0min由表8-3得Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m，所以F0min=500（2.5-K）PcaKzv+qv=47N3.计算压轴力（Fp）min=2zF0minsin12=558N展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计四 高速齿轮轴传动设计1.选材：因传动尺寸无严格限制，生产批量较

11、小，故选小齿轮的材料为40cr （调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料的硬度差为40HBS。计算步骤如下：齿面疲劳强度计算初步计算1）转矩 T1=9.55106Pn1=23875Nmm2）齿宽系数 由表10-7 取d=1.03）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12.4）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。5）计算应力循环次数N1=60n1jLh=3.318109N2=3.3181093.51=0.9451096)由图10-19取

12、接触疲劳寿命系数KHN1=0.91KHN2=1.107)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式10-12得H1=KHN1Hlim1S=0.91600=546MPaH2=1.10550=605MPa8）选取螺旋角。初选螺旋角=14 由图10-26查得1=0.765 2=0.90=1+2=1.66 取z1=22 z2=223.51=77.22 取z2=78许用接触应力H=H1+H22=572.5MPa2.计算1） 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t33.76mm2） 就算圆周速度V=3.1433.761152601000=2.04m/s3） 计算齿宽b及模数mntb=

13、dd1t=33.76mmmnt=d1tcosz1=1.49mmh=2.25mnt=3.35mmbh=10.084） 计算纵向重合度=0.318dz1tan=1.7445） 计算载荷系数K由表10-2得KA=1.25 ,V=2.04m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08，由表10-4查KH=1.417，由图10-13得KF=1.35，由表KH=KF=1.4，故K=KAKvKHKH=2.686)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得d1=d1t3KKt=40.10mm7）计算模数mn=d1cosz1=1.77mm3.按齿根弯曲强度设计由式10-17 mn32KT

14、1Ycosdz12YFaYSaF确定计算参数1） 计算载荷系数。K=KAKvKFKF=2.552)根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.883）计算当量齿数。zv1=z1cos=24.10 zv2=78cos=85.394）查取齿形系数。由表10-5查得 YFa1=2.647 YFa2=2.2105）查取应力校正系数由表10-5查得 YSa1=1.581 YSa2=1.7756） 计算大、小齿轮的YFaYSaH并加以比较。YFa1YSa1F1=0.013625 YFa2YSa2F2=0.016423 其中F1=KFN1FE1S=307.14MPa F2=KFN2F

15、E2S=238.86MPa其中由图10-20C FE1=500MPa FE2=380MPa由图10-18 KFN1=0.86 KFN2=0.88大齿轮数值大。设计计算mn322.55238750.88cos1412221.660.01642=1.27mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=40.10mm来计算应有的齿数。于是有z1=d1cosmn=26取z1=26，则z2=uz1=914.几何尺寸计算1）计算中心距a=（z1+z2）mn2co

16、s=90.44mm，圆整为90mm2 ）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos（z1+z2）mn2a=12.84，因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=40.00mm d2=z2mncos=140.00mm4）计算齿轮宽度 b=dz1=140=40mm圆整后取B2=40mm B1=45mm五低速级齿轮传动设计选材：因传动尺寸无严格限制，生产批量较小，故选小齿轮的材料为40cr （调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料的硬度差为40HBS。1.齿面接触疲劳强度计算初步计算1）转矩T2=9.5

17、5106P2n2=79726Nmm P2=30.960.980.97=2.74kw2）由表10-7选取齿宽系数d=1.3）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12.4）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。5）计算应力循环次数N1=60n1jLh=9.45108 N2=3.3181082.81=3.36108 6)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.01KHN2=1.077)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式10-12得H1=KHN1Hlim1S=1.

18、01600=606MPa H2=1.07550=588.5MPa 2.计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值d1t2.323KtT1du+1uZEH2=56.73mm 2）计算圆周速度vV=d1tn2601000=0.97m/s 3）计算齿宽bb=dd1t=156.73=56.73mm 4）计算齿宽与齿高之比bh。模数 mt=d1tz1=2.269mm齿高 h=2.25mt=5.11mm bh=56.735.11=11.10 5） 计算载荷系数根据得V=0.97m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05，直齿轮KH=KF=1 ，由表10-2查得使用系数KA=1.25

19、 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.421 由bh=11.10 ， KH=1.421,查图10-13得KF=1.38，故载荷系数 K=KAKvKHKH=1.8656） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得d1=d1t3KKt=63.982mm 7） 计算模数。m=d1z1=2.56mm 3.按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为m32KT1dz12YFaYSaF 确定公式的各计算数值1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa；2） 由图10-18取

20、弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90 KFN2=0.93 3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得F1=KFN1FE1S=321.43MPa F2=KFN2FE2S=252.43MPa 4）计算载荷系数K。K=KAKvKFKF=1.811 5）查取齿形系数。由表10-5查得 YFa1=2.62 YFa2=2.246）查取应力校正系数由表10-5查得 YSa1=1.59 YSa2=1.757）计算大、小齿轮的YFaYSaH并加以比较。YFa1YSa1F1=0.01296 YFa2YSa2F2=0.01553 大齿轮数值大。4.设计计算m321.81179726125

21、20.01553=1.929mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以取m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=63.982mm ，算出小齿轮齿数 z1=d1m32大齿轮齿数 z2=uz1=2.8132=89.9290，故取z2=905.几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=z1m=322=64mm d2=z2m=902=180mm2）计算中心距a=（z1+z2）2=122mm3）计算齿轮宽度 b=dz1=164=64mm圆整后取B

22、2=65mm B1=70mm六.轴的结构设计1.初选轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。 1轴d1A03P1n1=13.84mm，考虑到联轴器、键槽的影响，取d1=302轴d2A03P2n2=20.69mm，取d2=303轴d3A03P3n3=28.91mm，取d3=352.初选轴承1轴选轴承为302062轴选轴承为302063轴选轴承为30207各轴承参数见下表：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor3020630621636564325053020735721742655426353.确定轴上零件的位置和固定方式1轴：由于高

23、速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用圆锥滚子轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。2轴：高速级采用实心齿轮，采用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级用自由锻造齿轮，自由锻造齿轮上端用轴肩固定，下端用套筒固定，使用圆锥滚子轴承承载。3轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用圆锥滚子轴承承载，下端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。4.各轴段长度和直径数据见下图七.轴的校核计算1. 轴强度校核1) 高速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度=735Mpa1.计算齿轮上受力（受力如图所示） 切向力Ft=2T1

24、d1=1193.75N径向力Fr=Fttanncos=445.63N2.计算弯矩水平面内的弯矩：Mymax=Frabl=44613447181=15518.83Nmm垂直面内的弯矩：Mzmax=Ftabl=119413447181=41545.92Nmm故M=My2+Mz2=15518.832+41545.922=44349.72N.mm取=0.6， 计算轴上最大应力值：max=M2+(T1)2W=44349.722+（0.623875）20.1403=7.28MPab=735MPa 故高速轴安全，合格。 弯矩图如下：2). 低速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其

25、成形基础表查得抗拉强度=735Mpa1.计算齿轮上受力（受力如图所示） 切向力Ft=2T2d2=279726180=885.84N径向力Fr=Fttan20=885.840.364=322.45N2.计算弯矩水平面内的弯矩：Mymax=Frabl=322.4567119.5186.5=13842Nmm垂直面内的弯矩：Mzmax=Ftabl=885.8467119.5186.5=38029.4Nmm故 M=My2+Mz2=138422+38029.42=40470.2Nmm 取=0.6， 计算轴上最大应力值：max=M2+(T2)2W=40470.22+（0.679726）20.1643=2.4

26、MPab=735MPa 故低速轴安全，合格。弯矩图如下：中间轴的校核，具体方法同上，步骤略，校核结果合格。八.滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承.轴30206两个，轴30206两个，轴选用30207两个 (GB/T297-1994) 1 寿命计算：轴 1） 查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承30206Cr=43.2kN Cor=50.5kN2）查机械设计得 X=1, Y=03）计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 Fr1H=Fr2H=Ft2=597N在水平面内轴承所受得载荷 Fr1V=Fr2V=Fr2=223N 所以轴承所受得

27、总载荷Fr=Fr1=Fr2=Fr1H2+Fr1V2=5972+1982=629N由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：P=fpXFr+YFa=1.21629+0=754.8N4）已知预期得寿命 10年，两班制基本额定动载荷C=P360nLh106=754.8360115258400106=12.02kN43.2kN所以轴承30206安全，合格轴 1） 查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承30207Cr=54.2kN Cor=63.5kN2）查机械设计得 X=1, Y=03）计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 Fr1H=Fr2H=Ft2=443N 在水平面内轴承所受得载荷

28、 Fr1V=Fr2V=Fr2=161N所以轴承所受得总载荷Fr=Fr1=Fr2=Fr1H2+Fr1V2=4432+1612=471.35N由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：P=fpXFr+YFa=1.21471.35+0=565.62N4）已知预期得寿命 10年，两班制基本额定动载荷C=P360nLh106=565.62360116.8058400106=4.20kNCr=54.2kN所以轴承30207安全，合格。中间轴上轴承得校核，具体方法同上，步骤略，校核结果轴承30206安全，合格。九.键联接选择及校核1.键类型的选择选择45号钢，其许用挤压应力p=150MPa1轴左端连接弹性联轴器

29、，键槽部分的轴径为32mm，轴段长56mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=8mm,h=7mm,L=45mm2轴轴段长为73mm，轴径为43mm，所以选择平头普通平键（A型）键b=12mm,h=8mm,L=63mm轴段长为43mm，轴径为43mm，所以选择平头普通平键（A型）键b=12mm,h=8mm,L=35mm3轴轴段长为68mm，轴径为48mm，所以选择圆头普通平键（A型）键b=14mm,h=9mm,L=58mm右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为38mm，轴段长78mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=10mm,h=8mm,L=69mm2.键类型的校核1轴T=23875N.mm

30、 ，p=2Tdlk=22387532373.5=11.52MPap则强度足够， 合格2轴T=79726N.mm ，p=2Tdlk=27972643334=28.09MPap则强度足够， 合格3轴T=163.18 N.m ，p=2Tdlk=2163.1810338594=36.39MPa=8箱盖壁厚180.02a+3 =8凸缘厚度箱座b151.5箱盖b1121.51底座b2252.5箱座肋厚m80.85地脚螺钉型号dfM160.036a+12数目n4轴承旁联接螺栓直径d1M120.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M12（0.5-0.6）df连接螺栓的间距l160150200轴承盖螺钉直径

31、d38（0.4-0.5）df观察孔盖螺钉d46（0.3-0.4）df定位销直径d9.6（0.7-0.8）d2d1,d2至外箱壁距离C122C1=C1mind2至凸缘边缘距离C216C2=C2mindf至外箱壁距离C326df至凸缘边缘距离C424箱体外壁至轴承盖座端面的距离l153C1+ C2+(510)轴承端盖外径D2101 101 106轴承旁连接螺栓距离S115 1 40 139注释：a取低速级中心距，a160mm2.附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确

32、定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 名称规格或参数作用窥视孔视孔盖130100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235通气器通气螺塞M101减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（M8）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两

33、种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200定位销M938为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器油标尺M16检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用2型 油塞M201.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合

34、面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235起盖螺钉M1242为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。起吊装置吊耳为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径18。十二.减速器润滑方式、密封形式1.润滑本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。1）.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为3050。取为60。2）.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设

35、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型设备，选用L-AN15润滑油。2.密封形式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。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。十三.设计小结此次减速器，经过两周的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.这次作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解. 尽管这次作业的时间是漫长的,过程是有很多弯路的,但我

36、的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、autocad软件有了更进一步的掌握。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,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。十四.参考文献机械零件手册 高等教育出版社 第五版 周开勤机械设计 高等教育出版社 第八版 纪名刚工程材料 清华大学出版社 第三版 朱张校理论力学 高等教育出版社 第七版 材料力学 高等教育出版社 第四版 刘鸿文