减速箱课程设计说明书(共38页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上武汉工程大学机械设计课程设计说明书课题名称： 带式运输机传动装置的设计 专业班级： 机械电子工程03班 学生学号： 学生姓名： 学生成绩： 指导教师： 秦襄培 课题工作时间： 2014.12.22 至 2015.01.11 武汉工程大学教务处 目录第一章 传动方案的选择及拟定.2第二章 电动机的选择及计算. .4第三章.运动和动力参数计算.6第四章 V带传动的设计计算. 8第五章 斜齿圆柱齿轮的设计计算. .11第六章 减速器轴的结构设计.21第七章 键连接的选择及校核.38第八章 轴承的选型及寿命计算. .39第九章 联轴器的选择及校核.41第十章 箱体及附件的结构设计和计算. .42第十一章 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择.44第十二章 设计总结. .46参考文献专心-专注-专业第一章 传动方案的选择及拟定1.1 课程设计的设计内容（1）合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。（2）带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级。（3）齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速或要求传平稳的场合，常采用斜齿轮圆柱齿轮传动。（4）轴端连接选择弹性柱销联轴器。设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1-1所示。1.2 课程设计的原始数据 注：图中F为输送带拉力（或为输出转矩T），V为输送带速度学号1/17/332/18/343/19/354/205/216/227/238/24鼓轮直径D(mm)300330350350380300360320输送带速度v(m/s)0.630.750.850.800.800.700.840.75输出转矩T(N·m)400370380450460440360430学号9/2510/2611/2712/2813/2914/3015/3116/32鼓轮直径D(mm)340350400450380300360320输送带速度v(m/s)0.800.850.730.900.800.800.840.73输出转矩T(N·m)410390420400420420390400已知条件：1. 工作环境：一般条件，通风良好；2. 载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转；3. 使用期限：8年，大修期3年，每日两班制工作；4. 卷筒效率：=0.96；5. 运输带允许速度误差：±5%；6. 生产规模：成批生产。1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%；工作情况：连续单向运转，工作时有轻微振动； 制造情况：小批量生产。1.4 确定传动方案 已知：已知带速V=0.80m/s，滚筒直D=380mm。输出转矩=460N·M 工作机滚筒的转速 NW=60*1000v/（D）=40r/min可选用转速为1500r/min或1000r/min的电动机，估算总传动比分别为11或16，外传动宜选用v带传动。 第二章 电动机的选择及计算.1.根据动力源和工作条件，宜选用Y系列三相异步电动机 2.电动机功率的选择 A.计算总效率 查表得： 1=0.96 V带的传动效率 2=0.99 滚动轴承传动效率 3=0.97 圆柱齿轮传动效率 4=0.99 联轴器传动的效率 5=0.96 滚筒的效率 则传动装置的总效率为=1*23*32*42*5 则电动机所需的效率为pd=0.81B.电动机的转速选择为常用的同步转速1500r/min和1000r/min两种，根据所需功率和转速，选电动机如下：方案号电动机型号额定功率/kw同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比V带传动比两级减速传动比1Y100L2-431500142035.5314.22Y132S-63100096023.52.78.9方案一中的电动机转速高，价格低，但总传动比过大。为了合理的分配传动比，使动装置结构紧凑，且方案2传动比小，传动装置结构尺寸小，可选用方案二，即电机型号为Y132S-6。第三章.运动和动力参数计算传动装置总传动比I=nm/nw=960/40=24 V带传动比i=2.7 两级齿轮总传动比i=24/2.7=8.9 高速级传动比i0=3.4 则高速级传动比i1=2.6 .传动装置的运动和动力参数计算 A. 各轴的转速计算 电动机轴： N1=Nw=960r/min 高速轴： N2=N1/I1=356r/min 中间轴： N3=N2/i1=105.6r/min 低速轴： N4=N3/I2=40r/min B.各轴的输入功率计算 P1=3kwP2=P1*2*3=2.85kwP3=P2*2*3=2.74kwP4=P*3*3*1=2.63kwC.各轴的输入转矩计算T=9550 P/n=29.84N·mT2=9550 P2/n2=76.45N·mT3=9550P P3/n3=249.9N·mT4=9550P P4/n4=623.7N·m以上计算结果列于下表轴号转速n/（r/min）功率P/kw转矩T/(N.m)传动比i1960329.842.723562.8576.453.43104.62.74249.92.64402.63623.7 第四章 V带传动的设计计算1.V带的设计 已知 P=2.2KW，转速=940r/min，传动比i=2.5，每天工作八小时确定计算功率 由表8-8查的工作系数KA=1.2Pca=KA*p=3.6KW 选择V带带型 根据Pca n1由图8-11选用A型带 确定带轮直径，并验算带速V（1） 初选带轮直径d=100mm（2） 验算带速V V=*d*n1/60*1000=5.05M/S 5m/sV30m/s 带速合适 确定大带轮直径 d2=i*d1=2.7*100=270 （3）确定V带的中心距a和基准长度Ld 初定中心距a0=500mm Ld0=2a0+/2（d1+d2）+（d2-d1）²/4a0=1595mm由表8-2去Ld=1640mm 计算实际中心距a a=a0+（Ld-Ld0）/2=520mm按照公式8-23 中心距变化范围为494573 （4）验算小带轮包角 1=180°-（dd2-dd1）57.3°/a=159°120°（5） 计算带的根数计算单根V带额定功率pr由dd1125和n=960r/min 查表8-4得 po=0.97kw由n=960r/min，i=2.7和A型带，查表8-5，得p0=0.11kw查表8-6，k2=0.95 表8-2得KL=1.00Pr=（p0+p0）*K*KL=1.02kw计算V带的根数 Z=pca/pr=3.6 取Z=4 将上述结果正立填入下表：类型功率 带速 中心距基准 长度小带轮包角带根数小带轮直径大带轮直径A3.65.05m/s5201640mm159°41253151. 查表20-2Y系列三相异步电动机的外形和安装尺寸，Y132S系列的电动机，故大轮采用孔板式，小轮采用实心式的铸造带轮。由选用普通A型V带轮，查表8-8得轮槽截面尺寸e=15±0.3mm fmin=9mm bd=11mm hamin=2.75mm hfmin=8.7mm 则带轮轮缘宽度 B=(Z-1)e+2f=33±0.9mm，取B=35mm，S=14mm根据带轮直径d=25mmd1=（1.82）d=50mm2. 大带轮dd2=280mm，d=25mm dd2-d=280-25=255100mm 则选用孔板式铸钢带轮第五章 斜齿圆柱齿轮的设计计算A.高速级齿轮传动 已知T1=22.35N·m 本例可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大3050HBS。具体选择如下小齿轮：45钢，调制处理，硬度为217255HBS；大齿轮：45钢，正火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。由齿面硬度查图得：。应力循环次数N1=60a n1 t = 60*1*960*(10*300*16) =N2=N1/i1=查机械设计得图3-7：=1 接触强度计算寿命系数图3-9： 弯曲强度计算寿命系数查表得：接触强度：=1 弯曲强度：=1.4则：由机械设计：式3-1有：（注：修正系数Yst=2） 由式3-2得 由于设计的传动类型为软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生齿轮疲劳折断。因此，该齿轮传动课按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要的参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。已知，小齿轮的输入转矩为T1=53640N·mm初估齿轮圆周速度v<4m/s。根据齿轮的传动的工作条件，可以选用斜齿圆柱齿轮传动。由估计的圆周速度，初选齿轮为8级精度。初选参数如下： 圆整为z2=112. 取变位系数 齿宽系数由于电动机驱动，冲击较小，齿轮的速度不高，非对称分布，州的刚性不太好，可以取工况系数K=1.65 查机械设计得 图3-15 ：=2.45 表3-5 ：=189.8 取=0.8、=0.983 由式3-14得 查表3-7，取标准模数 =2.0mm 则中心距为 圆整后取a=142mm 调整螺旋角为=arccos=15°1459所以，计算分度圆直径为 = =2×25/（cos15°1459） =51.825mm =2a-=232.175mm此时，计算圆周速度为 V=960××51.825/60000 =2.605m/s 与估计值相近，以上计算正确。 齿宽 大齿轮 小齿轮 验证齿轮的弯曲疲劳强度如下 当量齿数=27.84 =124.7查图 3-18得：= 2.60 =2.18查图3-19得：=1.62 =1.80 取=0.7 =0.9计算弯曲应力得： < 由此可知，所选择的参数及传动方案符合要求，故确定方案参数如下： mn=2.0 a=142mm d1=51.875mm d2=232.175mm b2=47mm b1=55mmB.低速机齿轮传动 已知扭矩T1=N·mm 本例可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大3050HBS。具体选择如下小齿轮：45钢，调制处理，硬度为217255HBS；大齿轮：45钢，正火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。由齿面硬度查图得：。应力循环次数N1=60a n1 t =60*1*216.80*（10*300*16） =6.24*108N2=N1/i2=1.83*108查机械设计得图3-7：=1 接触强度计算寿命系数图3-9： 弯曲强度计算寿命系数查表得：接触强度：=1 弯曲强度：=1.4则：由机械设计：式3-1有：（注：修正系数Yst=2） 由式3-2得 由于设计的传动类型为软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生齿轮疲劳折断。因此，该齿轮传动课按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要的参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。已知，小齿轮的输入转矩为T1=34975N·mm初估齿轮圆周速度v<4m/s。根据齿轮的传动的工作条件，可以选用斜齿圆柱齿轮传动。由估计的圆周速度，初选齿轮为8级精度。初选参数如下： 圆整为Z2=103取变位系数 齿宽系数由于电动机驱动，冲击较小，齿轮的速度不高，非对称分布，州的刚性不太好，可以取工况系数K=1.5 查机械设计得 图3-15 ：=2.46 表3-5 ：=189.8 取=0.8、=0.989 由式3-14得 mmKHPEHiiTZZZZdd72 .631·2·311121)(=+³ysbx 按表3-7圆整为标准模数mn=2.5mm，则中心距 圆整为整数a=170mm 调整螺旋角为所以，计算分度圆直径为 小齿轮 大齿轮 此时，计算圆周速度为V=216.8*76.692/60000m/s=0.871m/s与估计值相近，故以上计算过程是正确的。齿宽计算如下： 大齿轮 小齿轮 验证齿轮的弯曲疲劳强度如下 当量齿数= 32.08 =110.13查图 3-18得：= 2.59 =2.20查图3-19得：=1.62 =1.78 取=0.7 =0.9计算弯曲应力得： 由此可知，所选择的参数及传动方案符合要求，故确定方案参数如下表： 模数中心距圆周速度 分度圆直径齿数齿宽ma(mm)v(m/s)小大大小大小高速级2900.8540142101296560低速级31250.38691831274795100六.减速器轴的结构设计A.画出传动方案见图如下给各级轴分别命名为： 轴一-电动机所连接的输入轴 轴二-中间轴 轴三-低速级用来输出的轴B.高速轴-轴一设计计算 画出轴的结构图如下：其中各参数值记录如下（单位均为mm）： d1=35 d2=45 d3=51.83(齿轮轴上的小齿轮） d4=45 d5=35 d6=32 d7=28 L1=32 L2=6 L3=55 L4=97 L5=32 L6=45 L7=44画出轴的受力分析图如下：以上所示图中各数据计算如下：之前已经计算过，T1=N·mm，所以齿轮圆周力：NdTFt123783.51*2211»=齿轮径向力：NntrFF464costan*1237costan59141520'''1=¸=¸=ooba齿轮轴向力： NFFta308tan*1237tan591415'''1=ob求支反力： V平面: H平面： 轴材料选为45钢，调制处理机械设计：查表6-1有 抗拉强度：屈服强度：弯曲持久极限：剪切持久极限： 且对称循环应力状态下，许用应力：计算当量弯矩：按脉动循环 取 由上图可知，在B点处的当量弯矩最大，此处为危险截面。在此处Mca=99915N·mm由表6-2知， 显然，轴是满足强度要求的B.中间轴-轴二的设计计算 画出轴的结构图如下：其中各参数值记录如下（单位均为mm）： d1=40 d2=60 d4=56 d5=50 d6=40 d3=76.69(齿轮轴上的小齿轮） L1=33 L2=7 L3=85 L4=10 L5=47 L6=44画出轴的受力分析图如下：以上所示图中各数据计算如下：之前已经计算过，T1=N·mm，所以由齿轮啮合时的受力关系知圆周力 径向力 轴向力 求支反力：V平面：H平面：轴材料选为45钢，调制处理机械设计：查表6-1有 抗拉强度：屈服强度：弯曲持久极限：剪切持久极限： 且对称循环应力状态下，许用应力：计算当量弯矩：按脉动循环 取 由上图可知，在D点处的当量弯矩最大，此处为危险截面。在此处Mca=N·mm由表6-2知，显然，该轴的设计是满足强度需要的。C.输出轴-轴三的设计计算 画出轴的结构图如下：其中各参数值记录如下（单位均为mm）：d1=60 d2=80 d3=90 d4=80 d5=70 d6=60 d7=56 d8=50 L1=49 L2=74 L3=7 L4=30L5=37 L6=37 L7=50 L8=84画出轴的受力分析图如下：以上所示图中各数据计算如下：之前已经计算过，T1=N·mm，所以由齿轮的啮合关系知：齿轮圆周力： NFt2659= 齿轮径向力：NFr998= 齿轮轴向力：NFa663=求支反力： V平面： H平面： 轴材料选为45钢，调制处理机械设计：查表6-1有 抗拉强度：屈服强度：弯曲持久极限：剪切持久极限： 且对称循环应力状态下，许用应力：计算当量弯矩：按脉动循环 取 由上图可知，在点处的当量弯矩最大，此处为危险截面。在此处Mca=N·mm由表6-2知，显然，轴的设计是满足强度需要的。 第七章 键连接的选择及校核 A. 输入端与联轴器相连处所使用的键 由于此时轴直径为d=28mm，所以选择A型键，尺寸为 b x h =8 x 7，并取 L=22 ，有效长度l=L-b=14mm，进行强度校核如下：，而许用应力为，明显是符合强度需要的。 B.中间轴上固定大齿轮的键 由于此时轴直径为d=50mm，所以选择A型键，尺寸为 b x h =14 x 9 ，并取 L=40 ，有效长度l=L-b=26mm，进行强度校核如下：，而许用应力为，明显是符合强度需要的。C.输出轴上固定大齿轮的键 由于此时轴直径为d=80mm，所以选择A型键，尺寸为 b x h =22x 14 ，并取 L=40 ，有效长度l=L-b=18mm，进行强度校核如下：，而许用应力为，明显是符合强度需要的。D.输出轴上与联轴器相连的键 由于此时轴直径为d=50mm，所以选择B型键，尺寸为 b x h =14 x 9 ，并取 L=45 ，有效长度即为L=45，进行强度校核如下：，而许用应力为，明显是符合强度需要的。 第八章 轴承的选型及寿命计算A.高速级：选择角接触球轴承7207C GB/T 292-1994参数如下： d=35mm,D=72mm,B=17mm,查表得，由于温度不高，选择ft=1，微冲击，fP=1.2计算派生轴向力画出受力分析图如下（正装）：查表知，派生轴向力S=0.7Fr ，所以FA=368N判断可知，轴承一被压紧，轴承二被放松，所以：3计算当量动载荷由线性插值法知：e1=0.40 e2=0.420。而用线性插值法可得：X1=0.44，Y1=1.40X2=0.44，Y2=1.33。所以 所以按轴承二进行寿命计算：轴承的平均寿命未达到十年，在检修时可对轴进行更换。B.中间级轴承：初选轴承型号选择角接触球轴承7208C GB/T 292-1994 查表得，由于温度不高，选择ft=1，微冲击，fP=1.2计算派生轴向力画出受力分析图如下（正装）：查表知，派生轴向力S=0.7Fr ，所以 FA=505N判断可知，轴承二被压紧，轴承一被放松，所以：计算当量动载荷由线性插值法知：e1=0.443 e2=0.462。而用线性插值法可得：X1=0.44，Y1=1.36X2=0.44，Y2=1.2。所以 所以按轴承二进行寿命计算：轴承的平均寿命未达到十年，在检修时可对轴承进行更换。C.低速轴轴承：初选轴承型号选择角接触球轴承7212C GB/T 292-1994 查表得，由于温度不高，选择ft=1，微冲击，fP=1.2计算派生轴向力画出受力分析图如下：查表知，派生轴向力S=0.7Fr ，所以FA=872.9N由分析知，轴承二被压紧，轴承一被放松，所以计算当量动载荷由线性插值法知：e1=0.406 e2=0.426。而用线性插值法可得：X1=0.44，Y1=1.3 X2=0.44Y2=1.31。所以 所以按轴承二进行寿命计算：可见，是符合设计需要的。第九章 联轴器的选择及校核.A. 输入端的联轴器由于有轻微的冲击，再加上频繁的启动，所以宜采用缓冲性能较好的弹性圆柱销联轴器。查表知取KA=1.3，则Tca=KAT1=1.3*34.975N·m=45.468N·m可选择HL2 型联轴器，许用转矩为T=315N·m许用转速为5600r/min.国标示例为：其中为J型轴孔，A型键槽，电动机外伸轴径38mm，外伸轴长80mm，高速轴外伸长44mm，直径为28mm。B. 输出端的联轴器由于有轻微的冲击，再加上频繁的启动，所以宜采用缓冲性能较好的弹性圆柱销联轴器。查表知取KA=1.3，则Tca=KAT4=1.3*463.336N·m=602.34N·m可选择HL4型联轴器，许用转矩为T=1250N·m许用转速为4000r/min.国标示例为： 第十章.箱体及附件的结构设计和计算箱体设计所涉及到的基本尺寸 名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.40.5）6定位销直径=（0.70.8）6连接螺栓相关参数通孔直径d' =13.5mm；沉头座直径D=26mm底座凸缘尺寸=20mm；=16mm通孔直径d' =9mm；沉头座直径D=18mm底座凸缘尺寸=15mm；=12mm箱体外壁至轴承座端面距离=+（58）35大齿轮顶圆与内机壁距离>1.27齿轮端面与内机壁距离>（或）10机盖，机座肋厚m1=10 10轴承端盖外径+（55.5）（凸缘式）箱体内壁轴向距离L2 190箱体轴承座孔端面间距离L3 300减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构.1. 机体有足够的刚度 在设计箱体时除有足够的壁厚外，还在轴承座孔凸台上下作出刚性加强肋(根据需要进行设置）。2. 考虑到机体内零件的润滑，采用密封散热。因其传动件速度较小，故采用侵油润油，为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便，铸件均有1:20或者1:10的拔模斜度4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能对内部进行操作。窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6螺钉紧固B 放油孔和螺塞 ：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油面指示器：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D 通气器：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便保证箱体内压力与外界平衡。E 起盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。G 起吊装置：在机盖上直接铸出吊耳，用以起吊或搬运。十一章润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择对于所设计的二级圆柱斜齿轮减速器，由于传动装置所传递的转矩不是很大属，且在频繁的启动过程中，会有轻微的振动，宜采用油润滑。而查机械设计课程设计知：对于转速不是很高，载荷中等的齿轮传动，应选择运动粘度在177mm2/s的润滑油，查表后知，可选择代号为L-CKC220的润滑油。并装至规定高度。适宜高度计算如下：或H>(3050)+10取其中的大值。本例计算后可取为H=65mm。而最大高度一般应高于最低高度（510）mm，所以可取为75mm。考虑密封性，主要是为了保证机盖与机座联接处的密封良好，防止内部润滑油的外溢。相接触的表面应进行精加工，连接凸缘要有足够的宽度。连接用的螺栓要有足够的强度和合适的数量，并尽量均匀分布，以保证作用力的均匀分布。 十二章. 设计总结大三上学期的这一次机械设计的课程设计是我们在真正的实际操作中对自身能力的一种培养，是对自己动手能力的一种提高，我们需要做很多的事情，比如在设计的过程中有很多要考虑产品的承受载荷是否达到要求等等。通过这次机械设计课程设计，是自己懂得了设计产品的基本思路，即通过对功能的分析，设计零件各部分的机构，通过对产品性能的要求选择电动机型号好机构各部分传动比分配从而计算各部分的尺寸并进行安全校核。这次机械设计课程设计不但使自己对所学知识掌握得更加牢固，还是自己活得了很多书本上没有的知识和认识。并且是自己认识到不仅要努力学习专业知识还要培养自己在生活中的动手能力以及学习各种绘图软件，比如CAD软件的操作等。 在具体设计有关内容的过程中，从设计到计算，从分析到绘图，让我更进一步的明白了作为一个设计人员要有清晰的头脑和整体的布局，要有严谨的态度和不厌其烦的细心，要有精益求精、追求完美的一种精神。当然这个过程中也遇到了些许的问题，在面对这些问题的时候自己曾焦虑，但是最后还是解决了。才发现当我们面对很多问题的时候所采取的具体行动也是不同的,这当然也会影响我们的结果.很多时候问题的出现所期待我们的是一种解决问题的心态,而不是看我们过去的能力到底有多强,那是一种态度的端正和目的的明确,只有这样把自己身置于具体的问题之中,我们才能更好的解决问题.。课程设计是在我们未毕业时对我们的动手能力的很好的一种锻炼，这样我们在以后毕业踏入社会以后再涉及到有关于这些东西的时候，就能做到心中有数，胸有成竹，不慌不忙，所以，认认真真的去做课程设计，去完成这些东西是很有必要的。通过这次课程设计，让我学到了很多东西，也得益于老师的悉心指导，在这个过程中，也曾经失落过，伤心过，挫败过，但是最终终于还是解决了所有的问题，相信这对我会是很有意义的一次体验。参考文献机械设计（第八版）（濮良贵，纪明刚主编 高教出版社）机械设计课程设计（第二版）（杨光，席伟光主编 高等教育出版社）工程图学（赵大兴主编 高等教育出版社）机械原理（朱理主编 高等教育出版社）互换性与测量技术基础（徐雪林主编 湖南大学出版社）机械设计手册（单行本）（成大先主编 化学工业出版社） 材料力学（刘鸿文主编 高等教育出版社）