機械設(shè)計課程設(shè)計-帶式輸送機傳動裝置課程設(shè)計.doc

邵 陽 學 院機械設(shè)計課程設(shè)計課 題 名 稱 帶式輸送機傳動裝置 學 生 姓 名 學 號 0540718066 系 、專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 指 導 教 師 職 稱 2007年 12 月 30 日前 言機械設(shè)計課程設(shè)計是培養(yǎng)學生具有設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)課。機械設(shè)計課程設(shè)計則是機械設(shè)計課程重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。通過課程設(shè)計實踐，可以樹立正確的設(shè)計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械設(shè)計課程和有其他先修課程的理論與生產(chǎn)實際知識去分析及解決機械設(shè)問題的能力。 機械設(shè)計工作，可以分為計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計兩部分，它們是緊密相關(guān)、互相聯(lián)系的。機械設(shè)計完成的圖紙表示的是機械的結(jié)構(gòu)，按圖紙加工出的機器，應具有使用者要求的性能。所以，機械設(shè)計和加工者直接接觸的是機械的結(jié)構(gòu)。為了使機械結(jié)構(gòu)具有要求的性能、工作可靠、經(jīng)濟實用，在很多情況下要進行計算。計算做為結(jié)構(gòu)設(shè)計的依據(jù)，而計算數(shù)據(jù)必須以機械結(jié)構(gòu)為對象，如強度計算必須知道機械的有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸，運動學計算必須知道機械的機構(gòu)方案，計算結(jié)果對這些部分有重要的指導作用。因此，在機械設(shè)計中結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算常是互相交叉、反復進行的。目 錄 第1章 設(shè)計任務(wù)書 3第2章 電動機的選擇 4第3章 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5第4章 皮帶輪傳動的設(shè)計計算 7第5章 齒輪傳動的設(shè)計計算 9第6章 軸的設(shè)計計算 13第7章 滾動軸承的選擇與校核 22第8章 鍵的選擇與校核 24第9章 箱體的設(shè)計 25第10章 潤滑和密封的設(shè)計 27第11章 設(shè)計總結(jié) 28第12章 參考文獻 29第1章 設(shè)計任務(wù)書1.1 設(shè)計帶式輸送機的傳動裝置原始數(shù)據(jù)：輸送帶工作拉力：F=2300 F/N；輸送帶工作速度：v=1.5m/s；滾筒直徑：D=400mm；每日工作時數(shù)：T=24h；傳動工作年限：a=5；注：傳動不可逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，起動載荷為名義載荷的1.25倍，輸送帶速度允許誤差為5%。設(shè)計工作量：1設(shè)計說明書1份；2.減速器裝配圖1張（A0或A1）；3零件工作圖13張。第2章 電動機的選擇2.1電動機的選擇2.1.1選擇電動機的類型。按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。2.1.2選擇電動機的容量：標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。2.1.2.1工作機的有效功率為：2.1.2.2電動機到工作機輸送帶間的總效率為： = 1233451、2、3、4、5分別為帶、軸承、齒輪、聯(lián)軸器、滾筒的傳動效率。 查表得1=0.96 ，2=0.98 ，3=0.97，4=0.99，5=0.96。 所以=0.960.9830.970.990.96 =0.852.1.2.3電動機所需工作功率為： 2.1.2.4確定電動機的轉(zhuǎn)速取齒輪傳動一級減速器傳動比的范圍i1=36。取V帶傳動比i2=24。則總的傳動比 i= i1i2=624。工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為：電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有720r/min，1000r/min和1500r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。根據(jù)電動機的類型，容量，轉(zhuǎn)速，由課程設(shè)計指導書表14.1選定電動機型號為Y132M-6，其主要性能如下： 電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)起動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y132-65.59602.02.0第3章 傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.1計算傳動裝置的總傳動比i 并分配傳動比。3.1.1總傳動比i 為：3.1.2分配傳動比：因為當傳動裝置由普通V帶傳動和齒輪減速器組成時，帶的傳動比不宜過大，否則會使大帶輪的外圓半徑大于齒輪減速器的中心高，造成尺寸不協(xié)調(diào)或安裝不方便。初選齒輪的傳動比為i1=5。則V帶的傳動比為：3.2計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)3.2.1各軸的轉(zhuǎn)速。軸：軸：軸：軸：滾筒軸：3.2.2各軸的輸入功率：3.2.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩為：電動機輸出轉(zhuǎn)矩為： 軸：軸：軸：軸：滾筒軸： 將上述計算結(jié)果匯總于下表，以備查用：軸名功率P/kw轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比i電動機4.064.041049601軸4.064.041049602.666軸3.901.03105360.11軸3 .901.03105360.15軸3.714.92105721滾筒軸3.534.7710572 第4章 皮帶輪傳動的設(shè)計計算4.1由任務(wù)書知選擇普通V帶進行傳動由課本表5-8查得V傳動的工作情況系數(shù) KA為：KA=1.18+0.2=1.38PC= KA P=1.385.5=7.59kw由PC=7.59kw，nm=960r/min.和課本圖5-10得：應選用A型V帶。4.2確定帶輪基準直徑。由課本表5-10知A型V帶的最小直徑為75mm，則初選dd1=100mm。4.3驗算帶速。v 在5-25m/s之間，滿足帶速要求。4.4計算從動帶輪的基準直徑。 按帶輪基準直徑系列取dd2 =265mm，則實際傳動比為：傳動比誤差相對值為：因為 1.28%1200,所以滿足要求。4.7確定V帶的根數(shù)： 由課本表5-6得：P0=0.95由課本表5-9得：P0=0.11由課本表5-11得：k=0.0.96由課本表5-12得：kl=1.01取z=8根。4.8計算帶的張緊力和壓軸力。單根帶的張緊力為：由課本表5-2得q=0.10kg/m帶輪的壓軸力為：第5章 齒輪傳動的設(shè)計計算5.1選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數(shù)。由工作條件及課本表6-5，表6-6。選擇小齒輪的材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，硬度241286HBS，B=686MPa，S=490MPa；大齒輪的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度197255HBS，B=608MPa，S=314MPa；由課本，表6-3和表6-4選7級精度。取小齒輪齒數(shù)z1=20，則大齒輪齒數(shù)為：z2=i1z1=520=100實際從動軸的速度為：轉(zhuǎn)速相對誤差為合格。5.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計。轉(zhuǎn)矩T1=1.03105 Nmm由課本表6-10，軟齒面齒輪，對稱安裝，查得齒寬系數(shù)d=0.81.4，取d=1.0。由表6-7查得使用系數(shù)KA =1.00。由圖6-8，按齒輪在兩軸承中間對稱布置，取K =1.07。由表6-8，按齒面未硬化，直齒輪，7級精度。 初步確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.5，重合度Z=0.9,由表6-9確定彈性系數(shù)ZE=1齒面接觸許用應力為：由圖6-22，查取齒輪材料疲勞極限應力：Hlin1=780MPa, Hlim2=550MPa.小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1rtn=60360.11243655=9.46108大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2=60n2rtn=6072.021243655=1.89108由表6-11求得接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)ZN由圖6-23查取工作硬化系數(shù)ZW=1.15。由表6-12查取安全系數(shù)SH=1；取小齒輪寬度b1=55mm,大齒輪的寬度b2=50mm；取m=2.5mm強度足夠。齒輪分度圓直徑：d1=mz1=2.520=50mm；d2=mz2=2.5100=250；按計算結(jié)果校核前面的假設(shè)是否正確：齒輪節(jié)圓速度：原假設(shè)合理。K=1.0 ，由：齒輪接觸疲勞強度安全。5.3按齒根彎曲疲勞強度校核。計算公式按課本（6-11）由圖6-18查得，小齒輪齒形系數(shù)YFa1=2.9大齒輪齒形系數(shù)YFa2=2.22。由圖6-19查得，小齒輪應力修正系數(shù)YSa1=1.56，大齒輪應力修正系數(shù)YSa2=1.8。由圖6-12查得a1/z1=0.038，a2/z2=0.0085。代入z1=20，z=100 得：a1=0.76 ， a2=0.85 ，a=a1+a2=0.76+0.85=1.61由圖6-20查得：重合度Y=0.7。計算彎曲疲勞許用應力F按圖6-24查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力：Flim1=320MPa, Flim2=250MPa。由表6-13：由圖6-25查取尺寸系數(shù)YX=1，由式（6-14）取YST=2。彎曲疲勞強度安全系數(shù)SF按表6-12取SF=1.23。應按大齒輪校核齒輪的彎曲疲勞強度。故彎曲疲勞強度足夠。5.4 計算齒輪傳動的中心距a。5.5計算齒輪的圓周速度v第6章 軸的設(shè)計計算6.1輸入軸的設(shè)計計算6.1.1按扭矩初算軸徑。選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241286HBS，材料力學性能數(shù)據(jù)為：b=735MPa，s=539MPa。根據(jù)課本公式（2-44）查表，取C=115，則：考慮到有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=(1+5%)26.72mm。取d=30mm。6.1.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。根據(jù)軸的受力，選取6型滾動軸承，為便于裝配，取裝軸承處的直d1=35mm，裝齒輪處的軸徑d2=40mm，考慮到小齒輪分度圓的直徑d1=50mm。故將軸改做成齒輪軸。初選滾動軸承為6307，其寬度B=21mm。根據(jù)結(jié)構(gòu)要求，先選定d1=32mm，d2=36mm，d3=d5=38mm，d6=d2=36mm，d4處的分度圓直徑為50mm。 6.1.3軸上受力的分析，如圖所示：下頁圖一6.1.3.1軸傳遞的轉(zhuǎn)矩：T1=1.03105Nm齒輪的圓周力6.1.3.2畫出水平面的受力圖，計算支點反力。畫出水平彎矩圖，如圖一所示：支點反力： B點彎矩 MBH =14970=10430NmmA點彎矩 MAH =2432110=267520Nmm 圖一6.1.3.3畫出垂直面的受力圖，計算支點反力。畫出垂直彎矩圖，如圖二所示：B點彎矩：MBV=75070=52500Nmm6.1.3.4合成彎矩：MA=MAH=267520 Nmm 6.1.3.5畫出轉(zhuǎn)矩圖。6.1.3.6計算A、B的當量彎矩，畫出當量彎矩圖。6.1.3.7校核軸的強度，根據(jù)彎矩大小及軸的直徑選定A、B兩截面進行校核。45鋼B=650MPa,按表2-7用插值法-1b=88.6MPa。A截面當量彎曲應力：B截面當量彎曲應力：A、 B兩截面均安全。6.1.3.8安全系數(shù)校核：由于該減速機軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應力，轉(zhuǎn)矩引起的為脈動循環(huán)的切應力。彎曲應力幅：a =A=58MPa彎曲平均應力 m=0MPa查有關(guān)手冊得：k=2.62 =0.92 =0.88 由式（2-21）得：切應力幅：查有關(guān)手冊得：k=1.89 =0.92=0.2 =0。88由式（2-21）得：復合安全系數(shù)由式（2-31）得：查表得：S=1.3 SS 該軸A截面安全。經(jīng)相同的計算可得B截面安全。故軸的強度安全。6.2輸出軸的設(shè)計計算6.2.1按扭矩初算軸徑。選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS，材料力學性能數(shù)據(jù)為：b=650MPa，s=360MPa，-1=270MPa，-1=155MPa，E=2.15105MPa。根據(jù)課本公式（2-44）查表，取C=115，則：考慮到有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=(1+5%)42.8=44.94mm取d=50mm。6.2.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。6.2.2.1單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體的中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪右面用軸肩定位，左面用套筒定位，周向定們采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定們則用過渡配合。6.2.2.2確定軸的各段直徑和長度。根據(jù)軸的受力，初選6型軸承，為了便于裝配，取裝軸承處的直徑d1=55mm，裝齒輪處的直徑d2=60mm，由輸入軸知a=b=70mm。初選6311型軸承，其寬度B=29mm。 6.2.3選擇聯(lián)軸器：考慮到起動時的過載，聯(lián)軸器工作情況系數(shù)K=1.5，則聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩為：根據(jù)工作要求選取柱銷聯(lián)軸器，由d=50和Tc=738Nm選取聯(lián)軸器的型號為（指導書P132 表13.1）HL4聯(lián)軸器 其允許的最大轉(zhuǎn)矩Tp=315Nm 6.2.4軸的結(jié)構(gòu)圖及受力分析圖：圖二6.2.4.1軸傳遞的轉(zhuǎn)矩：T2=4.92105 Nmm=492Nm；齒輪的周向力：6.2.4.2畫出水平面的受力圖，計算支點反力。畫出水平彎矩圖支反力：B點彎矩：MBH=-196870=137760Nmm6.2.4.3畫出垂直面的受力圖，計算支點反力。畫出垂直彎矩圖；B點彎矩：MBV=716.370=50141Nmm6.2.4.3合成彎矩：6.2.4.4畫出轉(zhuǎn)矩圖。6.2.4.5計算B的當量彎矩，畫出當量彎矩圖。6.2.4.6校核軸的強度，根據(jù)彎矩大小及軸的直徑選定B截面進行校核。45鋼B=650MPa,按表2-7用插值法-1b=60MPa。B截面當量彎曲應力：因B截面處有鍵槽，故查課本附錄表7可得抗彎截面系數(shù)W和抗扭截面系數(shù)WT計算公式及計算結(jié)果為：按軸直徑d=60mm由手冊查鍵槽尺寸，初選b=18, t=7；B截面的當量彎曲應力：故B截面安全。6.2.4.7安全系數(shù)校核：由于該減速機軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應力，轉(zhuǎn)矩引起的為脈動循環(huán)的切應力。彎曲應力幅：a =B=18.1MPa彎曲平均應力 m=0MPa查有關(guān)手冊得：k=2.62 =0.92 =0.81；由式（2-21）得：切應力幅：查有關(guān)手冊得：k=1.89 =0.92=0.2 =0。88由式（2-21）得：復合安全系數(shù)由式（2-31）得：查表得：S=1.5 SS 故軸的強度安全。第7章 滾動軸承的選擇與校核7.1正常情況下，軸承的壽命：由工作需要的要求得：軸承的使用時間為Lh =536524=43800h軸承1；查課本表(9-8)，取載荷系數(shù)fp=1.2。根據(jù)已知條件，預選軸承6307：現(xiàn)將計算步驟和結(jié)果列于下表：計算步驟及內(nèi)容計算結(jié)果1查手冊查出Cr值(GB/T276-1994)2FCH=149N FAH=6403N FCV=750N FCH=750N3計算：4由課本公式（9-7）當量載荷P=fpFr得： P=6446.81.2=7736.2N5轉(zhuǎn)速n=360r/min6由式（9-10）計算軸承的壽命： 7結(jié)論：因為372643800，不符合要求，要改用其他的Cr=33400NFA=6446.8NP=7736.2N372643800 符合要求。Cr=62000NP=7736.2N47699.443800軸承1；查課本表(9-8)，取載荷系數(shù)fp=1.2。根據(jù)已知條件，預選軸承6311：計算步驟及內(nèi)容計算結(jié)果1查手冊查出Cr值(GB/T276-1994)2FCH=149N FAH=6403N FCV=750N FCH=750N3計算：4由課本公式（9-7）當量載荷P=fpFr得： P=2097.31.2=2513.2N5轉(zhuǎn)速n=72r/min6由式（9-10）計算軸承的壽命： 7結(jié)論：因為 535378643800 符合要求。Cr=71600NP=2513.2N535378643800第8章 鍵的選擇與校核 在工作軸中，鍵的選擇大小由軸的大小確定，校核公式為：8.1輸入軸上鍵的選擇及校核。輸入軸的輸入端要求與大帶輪聯(lián)接。根據(jù)軸徑d=30mm。初選A型平鍵。b =8mm,h=7mm,L=50mm。即：鍵 8100 GB/T1096。L=L-b=50-8=42mm.K=0.5h=0.57=3.5mm查課本表13-1，得輕微沖擊載荷時，鍵聯(lián)接的許用擠壓應力p=100120MPa。所以鍵的擠壓強度足夠。8.1.1輸出軸上鍵的選擇及校核。輸出軸上開有兩個鍵槽，分別與齒輪及聯(lián)軸器聯(lián)接。8.1.1.1與齒輪聯(lián)接的鍵，選擇C型，根據(jù)軸徑d=60mm。查手冊得 bh=1811,即鍵寬為18，鍵寬為18，鍵高為11，取標準長度為L=40mm，所以l=L-b=40-18/2=31mm。k=0.5h=0.511=5.5mm。所以鍵的擠壓強度足夠。 8.1.1.2與聯(lián)軸器聯(lián)接的鍵，選擇C型，根據(jù)軸徑d=50mm。查手冊得bh=149, 即鍵寬為14，鍵寬為9，取標準長度為L=100mm，所以l=L-b=100-14/2=93mm。k=0.5h=0.59=4.5mm。所以鍵的擠壓強度足夠。第9章 箱體的設(shè)計9.1箱體的基本結(jié)構(gòu)設(shè)計。箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結(jié)構(gòu)對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結(jié)構(gòu)與受力均較復雜，各部分民尺寸一般按經(jīng)驗公式在減速器裝配草圖的設(shè)計和繪制過程中確定。9.2箱體的材料及制造方法：選用鑄鐵，砂型鑄造。9.3箱體各部分的尺寸：箱體參數(shù)表1：名 稱稱 號一級齒輪減速器計算結(jié)果機座壁厚0.025a+1mm8mm8機蓋壁厚10.02a+1mm8mm8機座凸緣厚度b1.512機蓋凸緣厚度b11.512機座底凸緣厚度p2.5地腳螺釘直徑df0.036a+12mm20地腳螺釘數(shù)目na 250mm4軸承旁連接螺栓直徑d10.75 df16機座與機蓋連接螺栓直徑d2(0.50.6) df12連接螺栓d2的間距l(xiāng)150200mm軸承端螺釘直徑d3(0.40.5) df10窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4) df8定位銷直徑d(0.70.8) d29df、d1 、d2至外機壁距離c1見表2d1 、d2至緣邊距離c2見表2軸承旁凸臺半徑R1c2凸臺高度h根據(jù)低速軸承座外徑確定50外機壁到軸承端面距離l1c1+ c2+(58)mm50內(nèi)機壁到軸承端面距離l2+ c1+ c2+(58)mm58大齒輪齒頂圓與內(nèi)機壁距離11.210齒輪端面與內(nèi)機壁的距離2機蓋、機座肋厚m1、mm10.851，m0.857軸承端蓋外徑D2軸承座孔直徑+(55.5) d3110 / 130軸承端蓋凸緣厚度e(11.2) d310軸承旁連接螺栓距離s盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準表2：連接螺栓扳手空間c1 、c2值和沉頭座直徑螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M30c1min13161822263440c2min11141620242834沉頭座直徑20242632404860第10章 潤滑和密封的設(shè)計10.1潤滑齒輪采用浸油潤滑,軸承采用脂潤滑。 齒輪圓周速度v5m/s所以采用浸油潤滑；軸承Dpwn=1.26104 (23) 105 所以采用脂潤滑。浸油潤滑不但起到潤滑的作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油的攪動功耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中的深度不宜太深或太淺，設(shè)計的減速器的合適浸油深度H1 對于圓柱齒輪一般為1個齒高，但不應小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取齒頂圓到油池的距離為50mm。換油時間為半年，主要取決于油中雜質(zhì)多少及被氧化、被污染的程度。查手冊選擇L-CKB 150號工業(yè)齒輪潤滑油。10.2密封減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承內(nèi)側(cè)、箱體接受能力合面和軸承蓋、窺視孔和放油的接合面等處。 10.2.1軸伸出處的密封作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕，防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質(zhì)、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。由脂潤滑選用氈圈密封，氈圈密封結(jié)構(gòu)簡單、價格便宜、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。 10.2.2軸承內(nèi)側(cè)的密封該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于脂潤滑的軸承，防止過多的油進入軸承內(nèi)，破壞脂的潤滑效果。 10.2.3箱蓋與箱座接合面的密封的接合面上涂上密封膠。 10.3附件的設(shè)計 10.3.1窺視孔蓋和窺視孔為了檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸斑點、齒側(cè)間隙及向箱內(nèi)注油等，在箱蓋頂部設(shè)置便于觀察傳動件嚙合的位置并且有足夠大的窺視孔，箱體上窺視孔處應凸出一塊，以便加工出與孔蓋的接觸面。 10.3.2排油孔、放油油塞、通氣器、油標為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座底部設(shè)有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放，平時排油孔用油塞及封油墊封住。本設(shè)計中采用螺塞M162 。 為了檢查減速器內(nèi)的油面高度，應在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位設(shè)置油標。 10.3.3吊耳和吊鉤為了拆卸及搬運減速器，應在箱蓋上鑄出吊耳環(huán)，并在箱座上鑄出吊鉤，吊鉤和吊耳的尺寸可以根據(jù)具體情況加以修改。第11章 設(shè)計總結(jié) 經(jīng)過近三個星期的努力，這次課程設(shè)計終于完成了，通過這次課程設(shè)計學到了很多東西，鞏固和復習了前面所學的知識，對機械設(shè)計這個專業(yè)有了更深的了解和認識，明白了許多設(shè)計中應當注意到的問題，為以后的設(shè)計工作打下了基礎(chǔ)。 由于時間緊迫，本次設(shè)計能夠順利的完成，首先要感謝鄧清芳老師對我的多次指導，鄧老師給我及時、詳細、耐心的講解，使我能夠明白課程設(shè)計中應當請注意的問題，以便使我的遇到困難時能盡快的解決。其次同學們的討論和提示也給了我不少的幫助，在此謝謝大家啦。 同時也要感謝學校為我們提供了良好的教學環(huán)境，為我們設(shè)計提供了硬件支持和提供了各種參考資料。第12章 參考文獻參考文獻1 吳宗澤主編機械設(shè)計北京：高等教育出版社，20012 宋寶玉主編，吳宗澤主審機械設(shè)計課程設(shè)計指導書，北京：高等教育出版社，20063 孫恒、陳作模主編機械原理第七版北京：高等教育出版社，20064 裘文言、張祖繼、瞿元賞主編機械制圖高等教育出版社，20055 劉鴻文主編簡明材料力學高等教育出版社，20066 吳宗澤、羅國圣主編機械設(shè)計課程設(shè)計手冊北京：高等教育出版社，200630