双级斜齿圆柱减速器机械设计制造课程设计说明书大学论文.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目：双级斜齿圆柱减速器 设计者：王龙威 学号：12031201316 专业班级：机电03 指导教师： 秦襄培 2015 年 1 月 8 日目 录一. 前言 - （3）二. 任务书 - （4）三.传动方案的分析与拟定 - (5)四.电动机的选择 - (5)五.传动比的分配 - (7)六传动部件的设计计算 - (8) 1.V带的设计 - (8) 2.减速器圆柱齿轮选择 - (11) 3.各级轴的设计计算与校核 - (19) 4.键链接的选择与计算 - (28) 5.联轴器的选择与计算 - (33)6.润滑及密封方式的选择 - (34)7.箱体设计所涉及到的基本尺寸 - (35) 七心得体会 - （38）八参考资料 - (40)前言机械设计（machine design），根据用户的使用要求对专用机械的工作原理、结构、运动方式、力和能量的传递方式、各个零件的材料和形状尺寸、润滑方法等进行构思、分析和计算并将其转化为具体的描述以作为制造依据的工作过程。机械设计是机械工程的重要组成部分，是机械生产的第一步，是决定机械性能的最主要的因素。机械设计的努力目标是：在各种限定的条件(如材料、加工能力、理论知识和计算手段等)下设计出最好的机械，即做出优化设计。优化设计需要综合地考虑许多要求，一般有：最好工作性能、最低制造成本、最小尺寸和重量、使用中最可靠性、最低消耗和最少环境污染。这些要求常是互相矛盾的，而且它们之间的相对重要性因机械种类和用途的不同而异。设计者的任务是按具体情况权衡轻重，统筹兼顾，使设计的机械有最优的综合技术经济效果。过去，设计的优化主要依靠设计者的知识、经验和远见。随着机械工程基础理论和价值工程、系统分析等新学科的发展，制造和使用的技术经济数据资料的积累,以及计算机的推广应用,优化逐渐舍弃主观判断而依靠科学计算。服务于不同产业的不同机械，应用不同的工作原理，要求不同的功能和特性。各产业机械的设计，特别是整体和整系统的机械设计，须依附于各有关的产业技术而难于形成独立的学科。因此出现了农业机械设计、矿山机械设计、纺织机械设计、汽车设计、船舶设计、泵设计、压缩机设计、汽轮机设计、内燃机设计、机床设计等专业性的机械设计分支学科。但是，这许多专业设计又有许多共性技术，例如机构分析和综合、力与能的分析和计算、工程材料学、材料强度学、传动、润滑、密封，以及标准化、可靠性、工艺性、优化等。此外，还有研究设计工作的内在规律和设计的合理步骤和方法的新兴的设计方法学。将机械设计的共性技术与理性化的设计方法学汇集成为一门独立的、综合性的机械设计学科是机械工程实践和教育工作者正在努力的工作。设计任务书设计题目：设计带式运输机的传动装置 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。设计内容：1. 设计传动方案；2. 设计减速器部件装配图（A1）；3. 绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动齿轮、中间轴）；4. 编写设计计算说明书一份（约7000字）三传动方案的分析与拟定 已知：已知带速V=0.75m/s，滚筒直径D=330mm。输出转矩=370N·M 工作机滚筒的转速 NW=60*1000v/（D）=38.73r/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67.86和45.24，此时，齿轮的转速较高、尺寸小，外传动宜选用滚子链传动。四 电动机的选择 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*22*32*42*5 则电动机所需的效率为pd=0.84B.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1Y100L1-42.21500142035.52.514.22Y112M-62.2100094023.52.59.4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，方案1传动比小，传动装置结构尺寸小，可选用方案一，即电机型号为Y100L1-4。五传动装置总传动比及其分配总传动比I=nm/nw=1420/40=36.41 V带传动比i=3 两级齿轮总传动比i=36.41/3=12.14 高速级传动比i0=3.97 六.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=1420r/min 高速轴： N2=N1/I1=473r/min 中间轴： N3=N2/i1=119r/min 低速轴： N4=N3/I2=39r/min B.各轴的输入功率计算 P1=2.2kwP2=P1*2*3=2.112kwP3=P2*2*3=2.03kwP4=P*3*3*1=1.95kwC.各轴的输入转矩计算T=9550 P/n=14.80N·mT2=9550 P2/n2=42.64N·mT3=9550P P3/n3=162.75N·mT4=9550P P4/n4=476.77N·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i114202.214.80324732.11242.463.9731192.03162.753.064391.95476.77七传动部件的设计计算 1.V带的设计 已知 P=2.2KW，转速=1420r/min，传动比i=3，每天工作八小时确定计算功率 由表8-8查的工作系数KA=1.1Pca=KA*p=2.42KW 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=7.43m/s>5m/s 5m/sV25m/s 带速合适 确定大带轮直径 d2=i*d1=2.5*125=315 （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=1790mm由表8-2去Ld=1750mm 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=156°120°（5） 计算带的根数计算单根V带额定功率pr由dd1125和n=940r/min 查表8-4得 po=1.35kw由n=1420r/min，i=3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=1.32kw计算V带的根数 Z=pca/pr=1.71取Z=2 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A2.427.43m/s5201750mm156°2125315V带的结构设计1. 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 2.减速器圆柱齿轮选择 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=147333N·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21190.854819092235550低速级21450.3872218106358075 3. 各级轴的设计计算 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=34975N·mm，所以齿轮圆周力：齿轮径向力：齿轮轴向力： 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=147333N·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=244253N·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=477575N·mm，所以由齿轮的啮合关系知：齿轮圆周力： 齿轮径向力：齿轮轴向力：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，在点处的当量弯矩最大，此处为危险截面。在此处Mca=481833N·mm由表6-2知，显然，轴的设计是满足强度需要的。4.键链接的选择与计算（以下型号及数据均为查机械设计课程设计所得） 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。 5.轴承的选择与校核 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，在检修时可对轴承进行更换。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=1.37X2=0.44，Y2=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。6. 联轴器的选择与计算 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：7. 润滑及密封方式的选择 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。8.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 180箱体轴承座孔端面间距离L3 350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。七心得体会： 经过一个月的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.刚开始在机构设计时,由于对matlab软件的基本操作和编程掌握得还可以,不到半天就将所有需要使用的程序调试好了.可是我从不同的机架位置得出了不同的结果,令我非常苦恼.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,将之解决了.同时我还对四连杆机构的运动分析有了更进一步的了解.在传动系统的设计时,面对功率大,传动比也大的情况,我一时不知道到底该采用何种减速装置.最初我选用带传动和蜗杆齿轮减速器,经过计算,发现蜗轮尺寸过大,所以只能从头再来.这次我吸取了盲目计算的教训,在动笔之前,先征求了钱老师的意见,然后决定采用带传动和二级圆柱齿轮减速器,也就是我的最终设计.至于画装配图和零件图,由于前期计算比较充分,整个过程用时不到一周,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意.整个作业过程中,我遇到的最大,最痛苦的事是最后的文档. 尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了四连杆执行机构和带传动以及齿轮,蜗杆传动机构的设计步骤与方法;也不仅仅对制图有了更进一步的掌握;matlab和autocad,word这些仅仅是工具软件,熟练掌握也是必需的.对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!八参考资料 【1】郑文纬等主编.机械原理.北京.高等教育出版社 【2】王坤等主编.机械设计课程设计.北京. 高等教育出版社 【3】濮良贵等主编.机械设计.北京.高等教育出版社 【4】刘朝孺主编.画法几何及机械制图.北京.高等教育出版社40