一級圓柱直齒輪減速器設(shè)計[F=2200 V=2 D=420]【CAD高清圖紙】

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傳動裝置總體設(shè)計方案1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下：圖一: 傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇V帶傳動和一級圓柱直齒輪減速器。計算傳動裝置的總效率ha:ha=h1h22h3h4h5=0.960.9920.970.980.96=0.86h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為滾筒的效率（包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇皮帶速度v:v=2m/s工作機的功率pw:pw= 4.4 KW電動機所需工作功率為:pd= 5.12 KW執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 91 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=24，一級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=36，則總傳動比合理范圍為ia=624，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ian = (624)91 = 5462184r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132M2-6的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=960/91=10.5（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0i 式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動比為:i=ia/i0=10.5/2.5=4.2第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm/i0 = 960/2.5 = 384 r/minnII = nI/i = 384/4.2 = 91.4 r/minnIII = nII = 91.4 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pdh1 = 5.120.96 = 4.92 KWPII = PIh2h3 = 4.920.990.97 = 4.72 KWPIII = PIIh2h4 = 4.720.990.98 = 4.58 KW 則各軸的輸出功率：PI = PI0.99 = 4.87 KWPII = PII0.99 = 4.67 KWPIII = PIII0.99 = 4.53 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Tdi0h1 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 50.9 Nm 所以：TI = Tdi0h1 = 50.92.50.96 = 122.2 NmTII = TIih2h3 = 122.24.20.990.97 = 492.9 NmTIII = TIIh2h4 = 492.90.990.98 = 478.2 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI = TI0.99 = 121 NmTII = TII0.99 = 488 NmTIII = TIII0.99 = 473.4 Nm第五部分 V帶的設(shè)計1 選擇普通V帶型號 計算功率Pc:Pc = KAPd = 1.15.12 = 5.63 KW 根據(jù)手冊查得知其交點在B型交界線范圍內(nèi)，故選用B型V帶。2 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 140 mm,則：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 2.5140(1-0.02) = 343 mm 由手冊選取d2 = 335 mm。 帶速驗算：V = nmd1/(601000)= 960140/(601000) = 7.03 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。3 確定帶長和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(140+335)a02(140+335)332.5a0950 初定中心距a0 = 641.25 mm，則帶長為:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2641.25+(140+335)/2+(335-140)2/(4641.25)=2043 mm 由表9-3選用Ld = 2000 mm，確定實際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 641.25+(2000-2043)/2 = 619.75 mm4 驗算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(335-140)57.30/619.75 = 162012005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+DP0)KLKa)= 5.63/(2.11+0.31)0.980.96) = 2.47故要取Z = 3根A型V帶。6 計算軸上的壓力： 由初拉力公式有：F0 = 500Pc(2.5/Ka-1)/(ZV)+qV2= 5005.63(2.5/0.96-1)/(37.03)+0.107.032 = 219.1 N 作用在軸上的壓力：FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 23219.1sin(162/2) = 1298.3 N第六部分 齒輪的設(shè)計（一） 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用一級圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。 材料：小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z1 = 20，則：Z2 = i12Z1 = 4.220 = 84 取：Z2 = 842 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T1 = 122.2 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 603841530018 = 2.76108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 2.76108/4.2 = 6.58107 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.91,KHN2 = 0.93 9) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = 0.91610 = 555.1 MPasH2 = = 0.93560 = 520.8 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (555.1+520.8)/2 = 537.95 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 83.8 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 4.19 mm取為標準值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 156 mm 3) 計算齒輪參數(shù)：d1 = Z1mn = 203 = 60 mmd2 = Z2mn = 843 = 252 mmb = dd1 = 60 mmb圓整為整數(shù)為：b = 60 mm。 4) 計算圓周速度v:v = = = 1.21 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 8.89求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-360 = 1.37，由圖8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.75 YFa2 = 2.23應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.56 YSa2 = 1.77 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 2.76108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 6.58107 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.87 KFN2 = 0.9 7) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 164sF2 = = = 152.3 = = 0.02616 = = 0.02592小齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 2.96 mm2.963所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 60 mmd2 = 252 mmb = ydd1 = 60 mmb圓整為整數(shù)為：b = 60 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 65 mm b2 = 60 mm中心距：a = 156 mm，模數(shù)：m = 3 mm第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 4.92 KW n1 = 384 r/min T1 = 122.2 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 60 mm 則:Ft = = = 4073.3 NFr = Fttanat = 4073.3tan200 = 1482.6 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 26.2 mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取:d12 = 27 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)e+2f = (3-1)18+28 = 52 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 50 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 32 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故取:d34 = d78 = 35 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6207型深溝球軸承，其尺寸為:dDT = 357217 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：6207。型軸承的定位軸肩高度：h = 3.5 mm，故?。篸45 = d67 = 42 mm，?。簂45 = l67 = 5 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 65 mm；則:l34 = T+s+a-l45 = 17+8+11-5 = 31 mml78 = T+s+a-l67 = 17+8+11+2-5 = 33 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6207深溝球軸承查手冊得T = 17 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (52/2+35+17/2)mm = 69.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (65/2+31+5-17/2)mm = 60 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (65/2+5+33-17/2)mm = 62 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 2070 NFNH2 = = = 2003.3 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -1284.5 NFNV2 = = = 1468.8 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 207060 Nmm = 124200 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 1298.369.5 Nmm = 90232 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1284.560 Nmm = -77070 NmmMV2 = FNV2L3 = 1468.862 Nmm = 91066 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 146169 NmmM2 = = 154009 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 7.6 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設(shè)計1 求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 4.72 KW n2 = 91.4 r/min T2 = 492.9 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 252 mm 則:Ft = = = 3911.9 NFr = Fttanat = 3911.9tan200 = 1423.8 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0 = 112 = 41.7 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT2，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT2 = 1.2492.9 = 591.5 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT8型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑45 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 45 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 55 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 50 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度： 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VI-VII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故?。篸34 = d67 = 55 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6211型深溝球子軸承，其尺寸為：dDT = 55mm100mm21mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取大齒輪的內(nèi)徑為：d2 = 63 mm，所以：d45 = 63 mm，為使齒輪定位可靠取：l45 = 58 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.0763 = 4.41 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.44.41 = 0 mm，所以：d56 = 72 mm，l56 = 6 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T+s+a+2.5+2 = 21+8+11+2.5+2 = 44.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+21+8+11+2.5-6=38.5 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6211深溝球軸承查手冊得T= 21 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (60/2-2+44.5+58-21/2)mm = 120 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (60/2+6+38.5-21/2)mm = 64 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1360.7 NFNH2 = = = 2551.2 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 495.2 NFNV2 = = = 928.6 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1360.7120 Nmm = 163284 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 495.2120 Nmm = 59424 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 173761 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 13.7 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1 輸入軸鍵計算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 8mm7mm45mm，接觸長度:l = 45-8 = 37 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2573727120/1000 = 209.8 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2 輸出軸鍵計算：(1) 校核大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 18mm11mm50mm，接觸長度:l = 50-18 = 32 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.25113263120/1000 = 665.3 NmTT2，故鍵滿足強度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：bhl = 14mm9mm70mm，接觸長度:l = 70-14 = 56 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hldsF = 0.2595645120/1000 = 680.4 NmTT2，故鍵滿足強度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：Lh = 518300 = 12000 h1 輸入軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 1482.6 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1482.6 = 9659 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6207軸承，Cr = 25.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 2.21105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 輸出軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 1423.8 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 1423.8 = 5748 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6211軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 5.09106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 減速器及其附件的設(shè)計1 箱體（箱蓋）的分析： 箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個零件，設(shè)計時應(yīng)力求各零件之間配置恰當(dāng)，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機器。2 箱體（蓋）的材料： 由于本課題所設(shè)計的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因為鑄造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。3 箱體的設(shè)計計算，箱體尺寸如下： 代號 名稱 計算與說明 結(jié)果 d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d 箱體加強筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d = 10 mm d1 箱蓋加強筋厚 d1 = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d1 = 10 mm b 箱體分箱面凸緣厚 b1.5d = 1.510 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱蓋分箱面凸緣厚 b11.5d11.510 = 15mm 取b1 = 15 mm b2 平凸緣底厚 b22.35d = 2.3510 = 23.5mm取b2 = 24 mm df 地腳螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm d1 軸承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14 mm d2 聯(lián)接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm d3 軸承蓋螺釘 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm d4 檢查孔螺釘 M822 n 地腳螺栓數(shù) ?。簄 = 6第十一部分 潤滑與密封設(shè)計 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于150-200 m/min，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用CKC150潤滑油，裝至規(guī)定高度。油的深度為：H+h1：H = 30 mm h1 = 34 mm所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。 其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為Ra=6.3，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，為150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的一級圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強的技術(shù)課程，它融機械原理、機械設(shè)計、理論力學(xué)、材料力學(xué)、互換性與技術(shù)測量、工程材料、機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計等于一體。 這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想、訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應(yīng)和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。參考文獻1 機械設(shè)計（第八版）高等教育出版社。2 機械設(shè)計（機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計高等教育出版社。3 機械零件手冊 天津大學(xué)機械零件教研室。