机械设计课程设计-带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器(35页).doc

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1、-机械设计课程设计-带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器-第 35 页课 程 设 计设计题目：带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器 系 别 班级 学生姓名 学号 指导教师 职称 起止日期： 目录.机械设计课程设计任务书3一. 传动装置的总体设计61.电机选择62.传动装置的总传动比及分配83.计算传动装置的运动和动力参数8二.齿轮的设计101.高速级齿轮设计102.低速齿轮的设计133.齿轮计算结果16三.轴及轴上零件的设计173.1 高速轴的设计173.2 中速轴的设计203.3 低速轴的设计24四.轴承校核27五.键的校核28六.箱体结构的设计29七.润滑及密封类型的设计31八.其他附件的

2、设计31九.心得体会33十.参考文献33.机械设计课程设计任务书专业： 班级： 姓名： 学号：一、设计题目设计用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器二、原始数据(D4)运输带工作拉力 F = 1600F/ N运输带工作速度 V= 1.4 m/s卷筒直径 D= 270 mm三、工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。四、应完成的任务1、减速器装配图一张（A0图或CAD图）2、零件图两张（A2图或CAD图）五、设计时间2016年6月27日至2016年7月8日 六、要求1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、设计

3、计算说明书字体端正，计算层次分明。七、设计说明书主要内容1、内容（1）目录（标题及页次）；（2）设计任务书；（3）前言（题目分析，传动方案的拟定等）；（4）电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；（5）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；（6）轴的设计计算及校核；（7）箱体设计及说明（8）键联接的选择和计算；（9）滚动轴承的选择和计算；（10）联轴器的选择；（11）润滑和密封的选择；（12）减速器附件的选择及说明；（13）设计小结；（14）参考资料（资料的编号 及书名、作者、出版单位、出版年月）；2、要求和注意事项必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算

4、正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁。本次课程设计说明书要求字数不少于6-8千字（或30页），要装订成册。 一.传动装置的总体设计1.电机选择设计内容计算及说明结 果1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选，选用Y系列防护式笼型三相异步电动机，电压380V。2、选择电动机的容量电动机所需功率为：= 工作机所需功率为Pw=传动装置的总效率为224324按表2-3确定各部分效率：弹性联轴器效率: 1=0.99滚动轴承传动效率（一对）：2=0.99闭式齿轮传动效率： 3=0.97传动滚筒效率： 4=0.96代入得：224324=0.9920.9940.9720.96=0.85所需电动机功率

5、为：P/16001.4/(10000.850)=2.635KW因载荷平稳，电动机额定功率略大于P即可，由表16-1，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为3KW。Pw =2.240KW=0.85P=2.635kW3、确定电动机的转速滚筒轴工作转速：n= r/min通常，二级圆柱齿轮减速器为i=840,则总传动比的范围为 =840故电动机转速的可调范围为:= n =（840）99.0799=792.643963.2 r/min符合这一范围的同步转速有：1000，1500和3000 r/min。0对这三种方案进行比较，由表16-1查得的电动机数据以及计算出的总传动比列于下表：方案电动机型号额定

6、功率KW同步转速r/min额定转速r/min重量Kg总传动比1Y100L-23300028803329.072Y100L2-43150014303814.433Y132S-631000960639.69综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、以及总传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y100L2-4n=99.0799r/min2.传动装置的总传动比及分配设计内容计算及说明结 果1、总传动比=1430/99.0799=14.43=14.432、分配传动比取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比：=则低速级的传动比：=14.43/4.49=3.21=4.49=3.213.计算传动装置的运动和

7、动力参数设计内容计算及说明结 果1、各轴的转数=1430 r/min1430/11430r/min1430/4.49318.49r/min318.49/3.21=99.22r/min=99.22r/min=1430 r/min=1430r/min=318.49r/min=99.22r/min=99.22 r/min2、各轴输入功率2.6350.992.608kW2.610.990.97=2.506kW2.5060.990.97=2.41kW=2.410.990.99=2.36kW=2.608kW =2.506kW=2.41kW=2.36kW 3、各轴的输出功率0.99=2.58kW0.99=2

8、.48kW0.99=2.39kW0.99=2.34kW=2.58kW=2.48kW=2.39kW=2.34kW4、各轴的输入转矩 将上述计算结果汇总与下表:带式传动装置的运动和动力参数：轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴2.63517.6314301轴2.6082.5817.4317.2614302轴2.5062.4875.2675.51318.493轴2.412.39231.96229.6499.224轴2.362.34227.15224.8999.22T0=17.63N.mT1=17.43N.mT2=75.26N.mT3=231.96N.mT4=227.15

9、N.m二.齿轮的设计1.高速级齿轮设计设计内容计算及说明结 果1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。压力角取2002）带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度足够（GB 10095-88）。3）通过查教材表10-1选择小齿轮的材料为45号钢，调质处理，硬度为235HBS，大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为190HBS。4）选小齿轮齿数为Z1=19，则大齿轮齿数Z2=i1Z1=4.2919=81.51，取86 Z2=86。直齿圆柱齿轮45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度Z1=19Z2=862、按齿面接触强度设计（1）设计公式 1）确定公式内

10、的各参数值试选载荷系数=1.5小齿轮传递的转矩T=75.26N.M通过查教材表11-6选取齿宽系数=1通过查教材表11-4查得材料的弹性影响系数ZE=188MPa1/2计算接触疲劳许用应力【H】由教材图11-1查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为=375MPa =582MPa =375=585取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=3752）试计算小齿轮分度圆的直径=34.13mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备计算齿宽 b=40mm 3）由式，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d=34.2 及相应的齿轮模数T1=75.26N.m=375b=40mm由

11、图11-8查得齿形系数2.54 2.15由图11-9查得应力修正系数1.64 1.73由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得=248MPaMPa 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=40，算出小齿轮齿数Z1=19，则大齿轮齿数z2=86。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。F1=248MPaF2=

12、356MPab=35mm3、尺寸计算4、几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径=34mm =155mm（2）计算中心距 =156.6圆整中心距取a=157mm（3）计算齿轮宽度 =135=35考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10mm），即取 b1=40mm b2=35mmd1= 34mmd2 =155mma=157mmZ1=19 Z2=86b1=40mmb2=35mm（2）齿根弯曲疲劳强度校核 按前述类似做法，得到F1=100.9248F2=89.73356齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。F1=100.9MPaF

13、2=89.73mpa2.低速齿轮的设计设计内容计算及说明结 果1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。压力角取2002）带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度足够（GB 10095-88）。3）通过查教材表11-1选择小齿轮的材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为240HBS。4）选小齿轮齿数为Z3=38，则大齿轮齿数Z4=i2Z1=3.2138=122，取Z4=122。直齿圆柱齿轮40Cr小齿轮调质处理大齿轮调质处理8级精度Z3=38Z4=1222、按齿面接触强度设计（1）设计公式 1）确定公式内的

14、各参数值试选载荷系数=1.5小齿轮传递的转矩T2=232Nm通过查教材表11-6选取齿宽系数=1通过查教材表11-4查得材料的弹性影响系数ZE=188MPa1/2计算接触疲劳许用应力【H】由教材图11-1查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为=700MPa =700MPa 3=7004=700取3和4中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=4=7002）试计算小齿轮分度圆的直径=74.36mm计算齿宽 b=75mm 模数m=2 T2=232NmB=75mmm=2d=76mm由图11-8查得齿形系数2.73 2.23由图11-9查得应力修正系数1.63 1.78查得小齿轮和大齿轮的齿根

15、弯曲疲劳强度极限=700 m=（0.007-0.02）x156.53=2 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳算得的模数1.82mm并就近圆整为标准值m=2mm，算出小齿轮齿数z3=38则大齿轮齿数，z4=122。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。=700MPa=472MPa4、尺寸计算4、几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径=38mm =122mm（2）计算中心距 =

16、160中心距圆整则取160mm（3）计算齿轮宽度 B3=80 b4=75考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10mm），即取 b3=80mm b4=75mma=160mmb=75mmd3=76mmd4=244mmb3=80mmb4=75mm5（2）齿根弯曲疲劳强度校核 按前述类似做法，得到F1=80.5472 F2=180.6472齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。3.齿轮计算结果名称代号齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数z198638122模数m1.82压力角/20分度圆直径/mmd3415576244齿顶高/mm1.

17、82齿根高/mm2.252.5齿顶圆直径/mm37.6158.680248齿根圆直径/mm29.5150.571239齿厚/mms2.8283.14中心距/mma156.6160三.轴及轴上零件的设计3.1 高速轴的设计设计内容计算及说明结 果1、已知条件 功率转矩转速齿轮齿宽2.608Kw17.43Nm1430r/min40mm2、求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为 =34.002x17430/34=1025.29N Fr=Ft tan20=373.175NFt=1025.29NFr=373.175N3、初算轴的直径先按机械设计教材初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。

18、 选取A0=110。于是有:dmin=13.44mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取ka=1.5Tca=1.5x17.43=26.145N.m因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计课程设计选取LT3型弹性套柱销联轴器其公称转矩为31.5N.m,半联轴器的孔径D1=16所以d1-1=20L=42 l1=38考虑键槽最小值dmin=13.44x1.07=14.38mm=13.44mm=26.145n.m4、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求,-轴段左端需要制出一轴肩,故取-的直径

19、d23=25mm;右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径d=20mm 半联轴器与轴配合的轮毂长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些。初步选择滚动轴承.因轴承受径向力的作用,故选用单列深沟球轴承.参照工作要求并根据d23=28mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列深沟球轴承6204型。 故d14=25mm;而l14=36mm。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .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右端面间的距离 ,故取L23=69mm

20、.取齿轮距箱体内壁之距离a=10,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=10,齿轮宽度b1=40 b2=35 b3=80，齿轮2与3之间距离为8则l45=36mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.D11=20mmL11=52mmD12=25mmL12=69mmD13=28mmL13=125mmD14=25mmL14=36mm5、确定轴的的倒角和圆角参考表，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角为1.6。6、求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册对于6205型的深沟球轴承.Fnv1=1

21、24.38nFnv2=373.15nfnh1=384.48nFnh2=640.81n 总弯矩 M=扭矩 T=17.43N.m轴的载荷分析图:Fnv1=124.38nFnv2=373.15nfnh1=384.48nFnh2=640.81n7.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=(脉动循环)前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP ， 此轴合理安全3.2 中速轴的设计 设计内容计算及说明结 果1、已知条件 功率转矩转速齿轮齿宽2.506Kw75.26Nm318.498r/minB2=35mmb3=80mm2、求作用在齿轮上的力已知中速级大齿轮的分度圆直径为 D2=155mmD3=7

22、6mm2x75.26/155=971.10NFr2=971.10xtan20=353.45N2X75.26/76=1980.5NFr3=1980.5*tan20=720.84NFt2=971.10NFr2=353.45NFt3=1980.5nFr3=720.84n3、初算轴的直径先按机械设计教材式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=110。于是有:Dmin=21.89mm输出轴的最小直径显然是在轴承处=21.89mm4、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承.因轴承受径向力的作用,故选用单列深沟球轴承.参照工作要求并根据d21=2

23、5mm ,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列球深沟轴承6205型. D21=d25=25mm; 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查轴承定位轴肩高度d22=30mm 齿轮轮毂应比轴段小2-3mm，=78mm =10mm 取齿轮距箱体内壁之距离a=8,两圆柱齿轮间的距离c=15.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,l24=33mm 轴环高度（2-3）C，则轴环定为40mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.D21=25mmL21=40mmD22=30mmL22=78mmD23=35mmL23=10mmD24=30mmL24

24、=33mm5、确定轴的的倒角和圆角参考表，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角为1.6。6、求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册、对于6205型的深沟球轴承.fnv1=485.5n fnv2=485.5nfnh1=70.64n fnh2=353.45n 总弯矩 扭矩 T=75.26N.m轴的载荷分析图:fnv1=485.5n fnv2=485.5nfnh1=70.64n fnh2=353.45n7.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=(脉动循环)前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP ， 此轴合理安全3.3 低速轴的设计设计内容计

25、算及说明结 果1、已知条件 功率转矩转速齿轮齿宽2.41Kw231.96Nm99.22r/min75mm2、求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =2481870，64nfr4= 688.14nFt4=1870.64nFr4=688.14mm3、初算轴的直径先按机械设计教材式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=110。于是有:Dmin=31.85mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取k=1.5因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计课程设计选取Lt7型弹性套柱

26、销联轴器其公称转矩=500N.m,半联轴器的孔径d=40mmL=112mm l1=84mm考虑键槽最小值dmin=34.69mm=31.85mm4、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径d31=45mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径半联轴器与轴配合的轮毂长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查轴承定位轴肩高度d35=45mm l35=44mm 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .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

27、外端面与半联轴器右端面间的距离d34=48mm,故取l34=20mm. 取齿轮距箱体内壁之距离a=8,两圆柱齿轮间的距离c=15.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,齿轮宽度，b1=40mm b2=35mm b3=80mm b4=75mm， L36=43mm 轮轮毂应比轴段小2-3mm，=52-3=49mm 轮间距取8mm，则=8mm，轴环定为48mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.D31=45mmL31=42mmD32=48mmL32=73mmD33=52mmL33=26mmD34=48mmL34=20mm5、确定轴的的倒角和圆角参考表，取轴

28、端倒角为245，各轴肩处的圆角为1.6。6、求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册对于6206型的深沟球轴承.fnv1=748.256n fnv2=1122.384nFnh1=344.07n fnh2=340.28n总弯矩 M=扭矩 T=232N.m轴的载荷分析图:Fnh1=344.07n fnh2=340.28nfnv1=748.256n fnv2=1122.384nT=232N.m7.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=(脉动循环)前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP ， 此轴合理安全。四.轴承校核 检修期设为2年，则轴承的

29、最小寿命为 ,温度系数,安全系数fp=1.2设计内容计算及说明结果1.高速轴承6305 基本额定动载荷：C= 22.2kw当量动载荷：P=907.648N（取较大的）转速：n=1440r/min寿命： 2.中轴轴承6306 基本额定动载荷：C =27kw 3.低速轴承6010基本额定动载荷：C=22kw 轴承寿命为综上所述各个轴承均满足所需轴承寿命五.键的校核设计内容计算及说明结果1.键的选择一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。 平键2.键的校核：键的材料选择45钢，由表6-2得=10010MPa，取平均值110MPa 许用挤压应力轴联轴器处键的校核由表11-29得：b=8m

30、m h=7mm d=25mm L=36mm l=L-b=28mm 轴小齿轮处键的校核由表11-29得：b=10mm h=8mm d=30mm L=78mm l=L-b=68mm轴大齿轮处键的校核由表11-28得：b=10mm h=8mm d=30mm L=33mm l=L-b=23mm轴联轴器处键的校核查表11-28得：b=8mm h=7mm d= 45mm L=42mm l=L-b=28mm轴齿轮处键的校核查表11-29得：b=14mm h=9mm d=48mm L=44mm l=L-b=30mm 六.箱体结构的设计名称符号减速器形式及尺寸关系/mm圆柱齿轮减速器箱座壁厚二级8箱盖壁厚二级8

31、箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径17.76地脚螺栓数目4轴承旁连接螺栓直径14箱盖与箱座连接螺栓直径9连接螺栓d2的间距180轴承端盖螺钉直径9窥视孔盖螺钉直径6定位销直径7螺栓板空间与凸缘宽度安装螺栓直径M14至外箱壁距离22至凸缘边距离20沉头座直径32轴承旁凸台半径20凸台高度根据d位置及低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离48大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内箱壁距离10齿轮（锥齿轮或蜗轮轮廓）端面与内箱壁距离 9箱盖、箱座肋壁6.8mm轴承端盖外径101.5134.5mm轴承端盖凸缘厚度910.8mm轴承旁连接螺栓距离尽量靠近以和互不干

32、涉为准，一般取七.润滑及密封类型的设计1、润滑方式齿轮4圆周速度1.1752m/s，则采用大齿轮浸油的润滑方式轴承的dn值则选用脂润滑八.其他附件的设计1、观察孔及观察孔盖的选择与设计： 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间有纸质封油垫片。查图册选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为和。2、油面指示装置设计：油面指示装置采用杆式油标指示，选用M12的杆式油标。3、通气器的选择：通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查图册选型通气帽。4、放油孔及螺塞的设计： 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做

33、成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查机械设计课程设计选型外六角螺塞。5、起吊环的设计： 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。6、起盖螺钉的选择： 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。7、定位销选择： 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。九.心得体会经过两个多星期的努力,我们终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我们遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方

34、案修改方案，这都暴露出了前期在这方面的知识欠缺和经验不足，计算出现了很多小问题，令我们非常苦恼，慢慢的一步步的修改.同时我们还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解在已度过的两年大学生活里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上把握的仅仅是专业基础课的理论面，如何往面对现实中的各种机械设计？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中往呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感慨最深确当属查阅了很多次设计书和指导书。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计书是十分必要的，同时也是必不可少的。我们做的是课程设计，而不是艺术家的设计。

35、艺术家可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。作为一名专业学生把握一门或几门制图软件同样是必不可少的，我在整个设计过程中都用到了它。用cad制图方便简洁，易修改，速度快，我的设计，大部分尺寸都是在cad上设计出来的，然后按这尺寸画在图纸上。这样，有了尺寸就能很好的控制图纸的布局。另外，课堂上也有部分知识不太清楚，于是我又不得不边学边用，时刻巩固所学知识，这也是我作本次课程设计的第二大收获。整个设计我基本上还满足，由于水平有限，难免会有错误，还看老师批评指正。希看答辩时，老师多提些题目，由此我可用更好地了解

36、到自己的不足，以便课后加以弥补。尽管课程设计的过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法，也对机械制图有了更加熟悉的运用。对我来说,收获最大的是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。特别是在画装配图的时候，说明书的一开始设计的东西问题就一下暴露出来了。在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。总体来说,我觉得做这种类型的课程设计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，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，更多了培养了自己主动学习的习惯，因为在设计的过程中必须自己不断的翻书，查找资料把自己不懂得东西搞懂，并为之所用。希望学院能多一些这种课程。十.参考文献1.龚桂义，罗圣国机械设计课程设计指导书第2版北京：高等教育出版社，20052.吴宗泽，罗圣国机械设计课程设计手册第3版北京：高等教育出版社，20063.濮良贵，纪名刚机械设计第八版北京：高等教育出版社，20064.骆素君，朱诗顺机械课程设计简明手册北京：化学工业出版社，20065.刘朝儒，吴志军等 机械制图第5版.北京：高等教育出版社，2006