长春工大毕业设计.doc

长春工业大学毕业设计说明书设计一级直齿圆柱齿轮减速器学生姓名： 徐涛 专业班级： 机械制造及自动化 指导教师： 何铁男 职 称： 起止日期： 长春工业大学摘 要减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。一级圆柱齿轮减速机是位于原动机和工作机之间的机械传动装置。常用的减速器已标准化和规格化.机器常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。合理的传动方案不仅应满足工作机的性能要求，而且还要工作可靠、结构简单紧凑加工方便、成本低、传动效率高以及使用和维护方便。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。其中圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。本文设计为一级圆柱齿轮减速器关键词：齿轮；传动装置；箱体；低速轴目 录摘 要I第1章圆柱齿轮减速器概述11.1圆柱齿轮减速器的特性11.2减速器结构11.2.1传统型减速器结构11.2.2新型减速器结构1第2章 传动方案拟定4第3章 电动机选择6第4章 传动装置的运动和动力设计64.1运动参数及动力参数的计算64.1.1计算各轴的转数64.1.2计算各轴的功率64.1.3计算各轴的输入转矩74.1.4计算各轴的输出功率84.1.5计算各轴的输出转矩9第5章 传动装置的运动和动力设计65.1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级65.2按齿面接触疲劳强度设计65.2.1转矩T165.2.2载荷系数K65.2.3许用接触应力75.2.4确定有关参数和系数如下8第6章 传动轴的设计66.1确定轴上零件的定位和固定方式66.2按扭转强度估算轴的直径66.3确定轴各段直径和长度66.4求齿轮上作用力的大小、方向66.5轴长支反力66.6画弯矩图66.7画转矩图66.8画当量弯矩图66.9判断危险截面并验算强度6第7章 滚动轴承设计67.1输入轴的轴承设计计算67.1.1初步计算当量动载荷P67.1.2求轴承应有的径向基本额定载荷值67.1.3选择轴承型号77.2输出轴的轴承设计计算67.2.1初步计算当量动载荷P67.2.2求轴承应有的径向基本额定载荷值67.2.3选择轴承型号7第8章联轴器的设计178.1类型选择178.2载荷计算178.3型号选择17第9章密封和润滑的设计179.1密封179.2润滑17设计小结19致 谢22参考文献20第1章圆柱齿轮减速器概述 1.1圆柱齿轮减速器的特性减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=840)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70ms，甚至高达150ms。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。 圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约30。1.2减速器结构近年来，减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。1）传统型减速器结构 绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出扳手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有23个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算，见有关图册。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示Oe等均可从有关的设计手册和图册中查出。在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。2）新型减速器结构 下面列举两种联体式减速器的新型结构，图中未将电动机部分画出。1）齿轮蜗杆二级减速器；2）圆柱齿轮圆锥齿轮圆柱齿轮三级减速器。这些减速器都具有以下结构特点： 在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了便于传动零件的安装，在适当部位有较大的开孔。 在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。 输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。 和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构，减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。第二章 传动方案拟定因该减速器的传动比i=3.5，小齿轮转速n1=1440r/min，所以本设计传动装置如下图。原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。 工作条件：预定使用寿命5年，(每年250天工作日)，工作为二班工作制，载荷轻。 工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。 动力来源：电力，三相交流380/220伏。 1.电动机 2.连轴器 3.圆柱齿轮减速器 4.滚筒 5.运输带第三章 电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机的选择电动机的类型：三相交流异步电动机（Y系列）功率的确定：工作机所需功率 (kw)：Pw=Fv /(1000·)=7000×0.4/(1000×0.95)= 3.316kw电动机至工作机的总效率：=1×2×3×4×5 =0.99× ×0.97×0.98×0.96×0.96=0.841（1为联轴器的效率，3为轴承的效率，2为圆柱齿轮的传动效率，4 为带传动的效率，5 为卷筒的传动效率）所需电动机的功率 (kw)：P=Pd /=3.316Kw/0.841=3.943kw电动机额定功率为4KW3、确定电动机的型号因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中 =4kN，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。由此选择电动机型号：Y112M4电动机额定功率 =4kN,满载转速 =1440r/min工作机转速 =60*V/(*d)=18.0754r/min 电动机型号额定功率(kw 满载转速(r/min)起动转矩/额定转矩 最大转矩/额定转矩Y112M1-441440 2.22.3第四章 传动装置的运动和动力设计将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （N·m）n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数：电机转速n0=1440 r/min轴：n=nd=1440 r/min轴：n= n/ i1 =1440/3.5=414.3 r/min 卷筒轴：n= n（2）计算各轴的功率：轴： P=P0=3.9（KW）轴： P= P×= P×2×3 =3.9×0.97×0.98 =3.7（KW）（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： T0=9550·P0/n0=9550×4/1440=26.52N·m轴： T= 9550·P0/n1=9550×3.9/1440=25.86 N·m 轴： T= 9550·P/n=9550×3.7/414.3=85.29 N·m（4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故： P=P×3=3.9×0.98=3.82 KWP= P×3=3.7×0.98=3.63 KW（5)计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T×3=25.86×0.98=25.34 N·mT= T×3 =85.29×0.98=83.58 N·m由指导书的表1得到：1=0.992=0.973=0.984=0.96滚动轴承的效率为0.980.995在本设计中取0.98综合以上数据，得表如下：轴名效率P （KW）转矩T （N·m）转速nr/min输入输出输入输出电动机轴426.5226.521440轴3.93.8225.9625.341440轴3.73.6385.2983.58414.3第五章 齿轮传动的设计齿轮传动的设计计算 1、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为220HBS。大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度180HBS；根据指导书选8级精度。齿面精糙度R 3.26.3m 2、按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可选用（10.22）式求出d1值确定有关参数系数（1）、转矩T1 T1=9.55×106 ×P/n=9.55×106 ×4/1440N·mm=2.65×104 N·mm（2）、载荷系数K查表10.11取K=1.2(3）、许用接触应力由图10.24查得Hlim1 =570Mpa Hlim2 =520Mpa 由表10.10查得SH =1.1 N1=60njln=60×1440×1×（5×300×16）=2.09×109 N2=N1/i=2.09×109 /3.52=5.94×108 由图10.27得 ZNT1 =0.9 ZNT2 =0.94 由式10.13可得 H1= ZNT1 ·Hlim1/ SH =0.9×570/1.1Mpa=466Mpa H2= ZNT2 ·Hlim2/ SH =0.94×520/1.1Mpa=444Mpa故：d176.43×(4)、确定有关参数和系数如下： 取小齿轮齿数Z1 =25。则大齿轮齿数:Z2=88实际齿数比：u=Z2/Z1=88/25=3.52实际传动比： i =88/25=3.52 齿数比误差：（u u）/ u =0.57%<2.5% 所以u=3.25合格m=d1/Z1=45.139/25=1.81mm取模数：m=2 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°； 分度圆直径：d1 =m×Z1=2×25mm=50mm d 2=m×Z2=2×88mm=176mm 由指导书取 ： d=1齿宽： b=d×d1 =1×50mm=50mm 取b2=50mm b1=b2+5=55mm齿轮传动的中心矩a： a=m/2(Z )=2/2(25+88)=113mm 按齿根弯曲强度校核FF确定有关系数与参数齿形系数YF查表10.13得：YF1=2.65，YF2=2.2应力修正系数YS查表10.14得：YS1=1.59，YS2=1.87许用弯曲应力F查图10.25得：Flim1=220Mpa，Flim2=200Mpa查表10.10得：SF=1.4查图10.26得：YNT1=YNT2=1由式10.14可得：F1= YNT1·Flim1/ SF=1×220/1.4=159MpaF2= YNT2·Flim2/ SF=1×200/1.4=143Mpa所以：F1=2KT1·YF·YS/bm2Z1=2×1.2×2.64×104 ×2.65×1.59/50×4×25=52.9MpaF1F2=F1·YF1·YS2/YF1YS1=52.9×2.2×1.78/(2.65×1.59)=50MpaF2所以齿根弯曲强度校核合格验算齿轮圆周速度VV=3.14·d1·n1/(60×1000)=3.14×50×1440/(60×1000)= 3.8m/s4m/s所以在（46）m/s速度范围内由表10.22齿轮选8级精度合格计算几何尺寸及绘制齿轮零件工件图第六章 传动轴的设计 1， 齿轮轴的设计(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=4.32 KW 转速为n=342.86 r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d(3)确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=30mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 则第一段长度L1=60mm右起第二段直径取D2=38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=20mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=48mm，长度取L4= 10mm 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为66mm，分度圆直径为60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=66mm，长度为L5=65mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=48mm 长度取L6= 10mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度L7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=60mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18×105 N·mm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×1.18×105/60=1966.67N 求径向力FrFr=Ft·tan=1966.67×tan200=628.20NFt，Fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124=314.1 N（6）画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：MC=PA×62=60.97 Nm垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×62=19.47 Nm合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ft×d1/2=59.0 Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=73.14Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=73.14×1000/(0.1×443)=8.59 Nm<-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×303)=13.11 Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。 P的值为前面第10页中给出在前面带轮的计算中已经得到Z=3其余的数据手册得到D1=30mmL1=60mmD2=38mmL2=70mmD3=40mmL3=20mmD4=48mmL4=10mmD5=66mmL5=65mmD6=48mmL6= 10mmD7=40mmL7=18mmFt=1966.66NmFr=628.20NmRA=RB=983.33NmRA=RB=314.1 NMC=60.97NmMC1= MC2=19.47 NmMC1=MC2=64.0NmT=59.0 Nm=0.6MeC2=73.14Nm-1=60MpaMD=35.4Nm第七章 输出轴的设计计算(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=4.11 KW 转速为n=77.22 r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d (3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取45mm，根据计算转矩TC=KA×T=1.3×518.34=673.84Nm，查标准GB/T 50142003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为55mm，长度为L3=36右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=66mm ,长度取L5=10mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=21mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d1=270mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =5.08×105N·mm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×5.08×105/270=3762.96N 求径向力FrFr=Ft·tan=3762.96×tan200=1369.61NFt，Fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124= 684.81 N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA×62= 116.65 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×62=41.09 Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ft×d2/2=508.0 Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=307.56Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。以上计算所需的图如下D1=45mmL1=82mmD2=52mmL2=54mmD3=55mmL3=36mmD4=60mmL4=58mmD5=66mmL5=10mmD6=55mmL6=21mmFt=3762.96NmFr=1369.61NmRA=RB=1881.48NmRA=RB=684.81 NMC=116.65NmMC1= MC2=41.09 NmMC1=MC2=123.68NmT=508.0 Nm=0.6MeC2=307.56Nm-1=60MpaMD=33.45Nm第八章 滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh5×365×8=14600小时1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=628.20N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查课本表11-5，选择6208轴承 Cr=29.5KN由课本式11-3有 预期寿命足够此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1369.61N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查课本表11-5，选择6211轴承 Cr=43.2KN由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格第九章 联轴器的设计（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （2）载荷计算计算转矩TC=KA×T=1.3×518.34=673.84Nm，其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3（3）型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 50142003，选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩T=1250Nm, 许用转速n=3750r/m ,故符合要求。第十章 密封和润滑的设计1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。设计小结 毕业设计是我们机械类专业的学生在大学期间较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。(1) 通过这次设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。(4)这段时间当中我发现我对专业认识的还不够，很多关于制造和工艺的知识有待我们提高，更多的是需要我们自己去观察、实践、学习。不具备这项能力就难以胜任未来的挑战。随着科学的迅猛发展，新技术的广泛应用，会有很多领域是我们未曾接触过的，只有敢于去尝试才能有所突破，有所创新。(5人就是在困难中慢慢的成长的。从一开始有些茫然到现在初有成就的喜悦，相信未来的结果一定是令人满意的。这个毕业设计充实了我的知识，也为我以后走上工作岗位奠定了基础，期盼获得收获的那一天！致 谢参考文献1.“课本”：机械设计/杨明忠 朱家诚主编 编号 ISBN 7-5629-1725-6 武汉理工大学出版社 2004年6月第2次印刷.2.“手册”：机械设计课程设计手册/吴宗泽，罗圣国主编 编号ISBN7-04-5 北京高等教育出版社 2006年11月第3次印刷.3“指导书”：机械设计课程设计指导书/龚桂义，罗圣国主编 编号ISBN 7-04-3 北京高等教育出版社 2006年11月第24次印刷.