二級圓柱斜齒輪減速器設(shè)計[T=700 V=0.5 D=400][帶式輸送機]【CAD圖紙和說明書】

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電動機的選擇1.1選擇電動機類型電動機是標準部件。因為室內(nèi)工作，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。1.2 電動機容量的選擇1）運輸機所需要的功率為：其中：T=700N.m，V=0. 5m/s，D=400mm得2）電動機的輸出功率為電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。取V帶傳動效率，圓柱齒輪傳動效率，滾子軸承效率，聯(lián)軸器的傳動效率，滾筒效率，電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率為：3）電動機所需功率為：因有輕微震動 ，電動機額定功率只需略大于即可，查機械設(shè)計手冊表19-1選取電動機額定功率為2.2kw。 1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：展開式二級減速器推薦的傳動比為：V帶的傳動比為：得總推薦傳動比為：所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500、3000r/min。綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。型號為Y112M-6，滿載轉(zhuǎn)速，功率2.2。二 分配傳動比2.1總傳動比滿載轉(zhuǎn)速。故總傳動比為：2.2分配傳動比為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，選V帶傳動比：；則減速器的傳動比為：；考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.3，取則：；三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算3.1各軸的轉(zhuǎn)速：1軸 ；2軸 ；3軸 滾筒軸 3.2各軸的輸入功率：1軸 ；2軸 ；3軸 ；3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電機軸 ；1軸 ；2軸 ；3軸 ；3.4整理列表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比電機軸2.12121.55 9401軸2.03662.06 313.3332軸1.956244.44 76.424.13軸1.878751.04 23.883.2四 V帶傳動的設(shè)計4.1 V帶的基本參數(shù)1）確定計算功率：已知：；查機械設(shè)計基礎(chǔ)表13-8得工況系數(shù)：；則：2）選取V帶型號：根據(jù)、查機械設(shè)計基礎(chǔ)圖13-15選用A型V帶,3）確定大、小帶輪的基準直徑（1）初選小帶輪的基準直徑：；（2）計算大帶輪基準直徑：；圓整取，誤差小于5%，是允許的。4）驗算帶速：帶的速度合適。5）確定V帶的基準長度和傳動中心距：中心距：初選中心距（2）基準長度：對于A型帶選用（3）實際中心距：6）驗算主動輪上的包角：由得主動輪上的包角合適。7）計算V帶的根數(shù)：，查機械設(shè)計基礎(chǔ)表13-3 得：；（2），查表得：；（3）由查表得，包角修正系數(shù)（4）由，與V帶型號A型查表得： 綜上數(shù)據(jù)，得取合適。8）計算預(yù)緊力（初拉力）：根據(jù)帶型A型查機械設(shè)計基礎(chǔ)表13-1得：9）計算作用在軸上的壓軸力：其中為小帶輪的包角。10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：帶型帶輪基準直徑(mm)傳動比基準長度(mm)A31600中心距（mm）根數(shù)初拉力(N)壓軸力(N)4593140.43610.44.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計1）帶輪的材料：采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）2）帶輪的結(jié)構(gòu)形式：V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準直徑有關(guān)。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪。五 高速級齒輪傳動設(shè)計5.1齒輪的類型1）依照設(shè)計要求，本設(shè)計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查機械設(shè)計基礎(chǔ)表11-2，選用8級精度。3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。（1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)查機械設(shè)計基礎(chǔ)表11-5，取，。查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。（2）由圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（3）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （5）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)為S=1.0，由式10-12得4）螺旋角：820,初選=155）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 大齒輪齒數(shù)：5.2尺面接觸強度較合1、（1）取載荷（2）兩支承相對小齒輪非對稱分布，故?。?）， ，2、計算模數(shù) ，查表取3、,取整b=55mm4、計算齒輪圓周速度5.3按輪齒彎曲強度設(shè)計計算因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。1）法向模數(shù) 2）查機械設(shè)計基礎(chǔ)表11-3，得載荷系數(shù)k=1.33）查機械設(shè)計基礎(chǔ)表11-6，得齒寬系數(shù)由圖6.15查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)為S=1.3，由式10-13得4）小齒輪上的轉(zhuǎn)矩5）齒形系數(shù) 查機械設(shè)計基礎(chǔ)圖11-8得：， 查機械設(shè)計基礎(chǔ)圖11-9得：， 因為和比較大齒輪的數(shù)值較大。6）法向模數(shù) 對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由，取26則取1077）中心距圓整為138mm。8）確定螺旋角：9）確定齒輪的分度圓直徑：10）齒輪寬度：圓整為55mm圓整后取；。11）重合度確定，查表得 所以=12）齒輪尺寸表：將幾何尺寸匯于表：序號名稱符號計算公式及參數(shù)選擇1端面模數(shù)2螺旋角3分度圓直徑4齒頂高5齒根高6全齒高7頂隙8齒頂圓直徑9齒根圓直徑10中心距138mm5.4 驗算齒面接觸強度可知是安全的校核安全。5.5驗算齒面彎曲強度校核安全六 低速級齒輪傳動設(shè)計6.1齒輪的類型1）依照設(shè)計要求，本設(shè)計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查機械設(shè)計基礎(chǔ)表11-2，選用8級精度。3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。（1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)查機械設(shè)計基礎(chǔ)表11-5，取，。查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。（2）由圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（3）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （5）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)為S=1.0，由式10-12得4）螺旋角：820,初選=155）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 大齒輪齒數(shù)：取646.2尺面接觸強度較合1、（1）取載荷（2）兩支承相對小齒輪非對稱分布，故?。?）， ，2、計算模數(shù) ，查表取3、,取整b=85mm4、計算齒輪圓周速度6.3按輪齒彎曲強度設(shè)計計算因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。1）法向模數(shù) 2）查機械設(shè)計基礎(chǔ)表11-3，得載荷系數(shù)k=1.33）查機械設(shè)計基礎(chǔ)表11-6，得齒寬系數(shù)由圖6.15查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)為S=1.3，由式10-12得4）小齒輪上的轉(zhuǎn)矩5）齒形系數(shù) 查機械設(shè)計基礎(chǔ)圖11-8得：， 查機械設(shè)計基礎(chǔ)圖11-9得：， 因為和比較大齒輪的數(shù)值較大。6）法向模數(shù) 對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由，取28則取907）中心距圓整為183mm。8）確定螺旋角：9）確定齒輪的分度圓直徑：10）齒輪寬度：圓整為85 mm圓整后?。?。11）重合度確定，查表得 所以=12）齒輪尺寸表：將幾何尺寸匯于表：序號名稱符號計算公式及參數(shù)選擇1端面模數(shù)2螺旋角3分度圓直徑4齒頂高5齒根高6全齒高7頂隙8齒頂圓直徑9齒根圓直徑10中心距183mm6.4 驗算齒面接觸強度可知是安全的校核安全。6.5驗算齒面彎曲強度校核安全七 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計7.1 軸1的設(shè)計（1）尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算1）高速軸上的功率P1,轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1，2）初步確定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得：該處槽故軸徑加大510，且高速軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故取；。3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（a）為了滿足大帶輪的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30206，故，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度軸肩高度，取，因此，取。(c) 齒輪處由于齒輪分度圓直徑，故采用齒輪軸形式，齒輪寬度B=55mm，齒故取。另考慮到齒輪端面與箱體間距10mm以及兩級齒輪間位置配比，取，。4）軸上零件的周向定位查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面。（2）強度校核計算1）求作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為=52 ，根據(jù)機械設(shè)計（軸的設(shè)計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則2）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30206型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=16mm。因此，軸的支撐跨距為L1=72mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F，C截面彎矩M總彎矩扭矩3）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。4）鍵的選擇采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 10961979）連接，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。7.2軸2的設(shè)計：1） 軸2的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩：P2=1.956Kw，n2=76。42n/min，T2=244.44N.m2） 求作用在齒輪上的力 （1）求作用在低速級小齒輪上的力 圓周力： 徑向力： 軸向力：（2）求作用在高速級大齒輪上的力。因大齒輪為從動輪，所以作用在其上的力與主動輪上的力大小相等方向相反。 圓周力：徑向力：軸向力：3）初步確定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計-表15-3，取，于是得：該軸有兩處鍵槽，軸徑應(yīng)增加510%，軸的最小直徑顯然是軸承處軸的直徑和，故4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (a)初步選擇滾動軸承。因軸承不受軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，根據(jù)，選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207型，其尺寸為，得： 軸段取安裝齒輪處的-、-取，根據(jù)齒輪寬并為保證齒輪定位準確軸段適當(dāng)縮短12mm，故：，軸段-為兩側(cè)齒輪定位軸環(huán)，根據(jù)箱體尺寸。(3)軸上零件的周向定位 齒輪采用平鍵聯(lián)接，按，查機械設(shè)計表得平鍵截面，聯(lián)接小圓柱齒輪的平鍵長度為40mm，聯(lián)接大圓柱齒輪的平鍵長度為50mm.5）求軸上的載荷對于單列圓錐滾子軸承30207，計得：，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示載荷水平面垂直面支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即圓柱齒輪的截面，取，軸的計算應(yīng)力：前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表，查得，因此，安全。7.3 軸3的設(shè)計6.3.1 尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算1）低速軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3，2）初步確定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得：該處開有鍵槽故軸徑加大510，且軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊選用HL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為50mm，故取，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的長度。3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30212，其尺寸為，故，考慮到還需安裝檔油環(huán)取，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，取，因此，取。(c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則。因三根軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。4）軸上零件的周向定位查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面6.3.2 強度校核計算1）求作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則2）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30312型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=22mm。因此，軸的支撐跨距為根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FB截面彎矩M總彎矩扭矩3）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。4）鍵的選擇（a）采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 10961979）連接，查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。八 滾動軸承及鍵的校和計算壽命8.1輸入軸的軸承1）.按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：Lh29200h由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，軸向力為Fa1=159.90N，2）初步選擇圓錐滾子軸承30206，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。3）徑向當(dāng)量動載荷 動載荷為，查得，則有 由式13-5得 滿足要求。8.2 輸入軸的鍵1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為2)校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為鍵的工作長度，合適8.3 2軸的軸承（1）選擇的圓錐滾子軸承30206，尺寸為，基本額定動載荷。（2） 當(dāng)量動載荷前面已求得，軸承1、2受到的徑向載荷為：軸承1、2受到的軸向載荷為：查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得軸承的當(dāng)量動載荷為：按機械設(shè)計-表13-6查得（3）驗算軸承壽命因為，所以按軸承2的受力驗算。對于滾子軸承，。減速器的預(yù)定壽命，合適。8.4 2軸的鍵1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸聯(lián)接小圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為聯(lián)接大圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為。2)校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，合適，合適8.5 輸出軸的軸承（1）選擇的圓錐滾子軸承30212，尺寸為，基本額定動載荷。（2） 當(dāng)量動載荷前面已求得，軸承1、2受到的徑向載荷為：軸承1、2受到的軸向載荷為：查簡明機械工程手冊-表7.7-39得軸承的當(dāng)量動載荷為：按機械設(shè)計查得 （3）驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力驗算。對于滾子軸承，。減速器的預(yù)定壽命 ，合適。8.6輸出軸的鍵1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為 圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。2)校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，合適九 潤滑與密封9.1潤滑方式的選擇齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。根據(jù)I，II，III軸的速度因子，I，II，III軸的軸承用脂潤滑9.2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封9.3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負載工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸1箱座壁厚，2箱蓋壁厚3箱座凸緣厚度4箱蓋凸緣厚度5箱座底凸緣厚度6地底螺釘直徑，取M207地底螺釘數(shù)目8軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 ，取M149箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 取M1010聯(lián)接螺栓的間距12窺視孔蓋螺釘直徑,取M613定位銷直徑14，至外箱壁距離15軸承旁凸臺半徑16凸臺高度17箱體外壁至軸承座端面距離19大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離20齒輪端面與內(nèi)箱壁距離21箱蓋，箱座筋厚 ，22軸承端蓋外徑 23軸承旁聯(lián)接螺栓距離24大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離25箱底至箱底內(nèi)壁的距離26減速器中心高27箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離28軸承端蓋凸緣厚度29軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離30旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離31齒輪頂圓至軸表面的距離總 結(jié)從設(shè)計過程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設(shè)計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。只有做了才真正明白什么是什么.通過這次的設(shè)計,極大的提高了我們對機械設(shè)計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用。由于課程設(shè)計過程及工程設(shè)計本身的固有特性要求我們在設(shè)計過程中稟承仔細、認真、耐心、實事求是的態(tài)度去完成這項課程，也提高了我們各個方面的素質(zhì)?，F(xiàn)在我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)設(shè)計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設(shè)計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學(xué)到很多東西。參考文獻1機械設(shè)計楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學(xué)出版社2機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書第二版 龔溎義主編，高等教育出版社3機械設(shè)計課程設(shè)計手冊第3版，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社4機械精度設(shè)計檢測應(yīng)琴主編，西南交通大學(xué)出版社34