一级齿轮减速器带传动设计计算说明书.doc

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1、一级齿轮减速器带传动设计计算说明书442020年4月19日文档仅供参考 目录目一、 设计任务书-2二、 传动方案的分析与拟定-3三、 电动机的选择计算-4四、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算-6五、 传动零件的设计计算-8六、 轴的设计计算-16七、 滚动轴承的选择和计算-25八、 键连接的选择和计算-28九、 联轴器的选择-29十、 减速器的润滑方式和密封类型的选择润滑油的牌号选择和装油量计算-30十一、铸造减速器箱体的主要结构尺寸-31十二、设计小结-32十三、参考文献-33一、 设计任务书1.1 机械课程设计的目的 课程设计是机械设计课程中的最后一个教学环节，也是第一次对学生进行较

2、全面的机械设计训练。其目的是：1. 经过课程设计，综合运用机械设计课程和其它先修课程的理论和实际知识，来解决工程实际中的具体设计问题。经过设计实践，掌握机械设计的一般规律，培养分析和解决实际问题的能力。2. 培养机械设计的能力，经过传动方案的拟定，设计计算，结构设计，查阅有关标准和规范及编写设计计算说明书等各个环节，要求学生掌握一般机械传动装置的设计内容、步骤和方法，并在设计构思设计技能等方面得到相应的锻炼。1.2 设计题目设计运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮一级减速器。1.3 工作与生产条件两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300 天，减速

3、器设计寿命10 年，电压为三相交流电（220V/380V）.运输带允许速度误差： 51.4 设计要求根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计一级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其它附件）和与输送带连接的联轴器。滚筒及运输带效率h=0.96，工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产。1.5原始数据 见下表表1 原始数据输送带拉力F (N)输送带速度v (m/s)驱动带轮直径D (m)40000.93501.6设计内容1.6.1确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图。1.6.2选择电动机，进行传动装置的运动和动

4、力参数计算。1.6.3传动装置中的传动零件设计计算。1.6.4绘制传动装置中一级减速器装配图一张（A0）。1.6.5绘制高速轴齿轮轴、低速轴和低速轴大齿轮零件图各一张（A3）。1.6.6编写和提交设计计算说明书（电子版和纸版）各一份。 二、传动方案的分析与拟定1、设计方案 单级圆柱齿轮减速器及带传动。2、原始数据（按学号分到第A16组）输送带拉力F (N)输送带速度v (m/s)驱动带轮直径D (m)40000.93503、工作与生产条件两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300 天，减速器设计寿命10 年，电压为三相交流电（220V/380V

5、），运输带允许速度误差： 5。4、传动方案的分析整体传动方案主要分为两部分，即带传动和齿轮传动，由于带传动传动平稳，故放在高速级，减速器齿轮传动放在带传动之后。由于滚筒的工作转速较低，故减速器的齿轮传动采用直齿圆柱齿轮啮合传动就好，又由于滚筒的工作载荷较大，故带传动的传动比不宜过大，否则带容易打滑。4、传动方案的拟定（如下图） 1、带传动 2、减速器 3、联轴器 4、输送带 5、滚筒 6、电动机三、电动机的选择计算（1）选择电动机的类型： Y系列三相异步电动机（2）选择电动机的功率 根据已知条件F、v和D，确定求出输送带的功率Pw 传动装置的总效率：式中各部分效率由机械设计基础课程设计 邢琳、

6、张秀芳主编82页表8-20差得普通V带传动效率1 、一对滚动轴承（球轴承）的效率2 、闭式齿轮传动效率3、刚性联轴器效率4、卷筒传动效率5取1=0.96，2=0.99，3=0.97，4=0.97，5=0.96那么有 电动机所需功率：式中，取载荷系数K = 1查机械设计课程设计表16-1，取电动机的额定功率 Ped=5.5kW（3）选择电动机的转速 滚筒的转速： 由机械设计课程设计 朱文坚、黄平主编表2-1差得V带传动比常见值范围，单级齿轮减速器传动比则总传动比范围为 。故电动机转速的可选范围为2951178.6 r/min符合这一范围的同步转速有750和1000 r/min根据容量和转速，由机

7、械设计课程设计表16-1查出有两种适用的电动机型号，故有两种传动方案可供选择，如下表传动方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y160M2-85.5750 710 14.462.89 52Y132M2-65.5 1000 960 19.5 3.9 5（4）确定电动机型号 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择方案2较为适合（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此，选用电机的型号和主要数据如下：电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速nm（r/

8、min）Y132M2-65.510009602.02.0四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算1、传动装置的总传动比： 又 取V带传动比： 单级圆柱齿轮减速器传动比2、计算运动和动力参数（1）计算各轴的输入功率电动机轴Pd = 4.14kW轴I（减速器高速轴） 轴II（减速器低速轴） 卷筒轴 （2）计算各轴的转速电动机轴 轴I ： 轴II ：卷筒轴 ： （3）计算各轴的转矩电动机轴 轴I 轴II 卷筒轴 把上述计算结果列于下表：轴号转速n/(r/min)输入功率P/kW输入转矩T/Nm传动比i传动效率电机轴9604.1441.18 3.90.96轴2463.97 154 5 0.96轴493

9、.81 743 1 0.96卷筒轴493.66 713五、传动零件的设计计算1、普通V带的设计计算 传动比： 两班制，每天工作16小时电机轴输入功率 电机轴转速 1）确定计算功率式中取工作情况系数KA 由机械设计 第八版表8-7查得，取KA=1.32）选择V带的类型根据计算功率与小带轮的转速，查机械设计 第八版图8-10，选择A型V带3) 确定带轮的基准直径并验算带速v 初选小带轮的基准直径 由机械设计 第八版表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径 验算带速v 由于5m/sv30m/s，故带速合适。 计算大带轮的基准直径 根据机械设计 第八版表8-8，圆整为=450mm4）确定V带的中心距a和

10、基准长度 初定中心距 故，初定 计算带所需的基准长度 由机械设计 第八版表8-2选带的基准长度 计算实际中心距a 故中心距的变化范围为5）验算小带轮上的包角 6）计算带的根数z 计算单根V带的额定功率由和查机械设计 第八版表8-4a得 根据，i1 = 3.9和A型带，查机械设计 第八版表8-4b得查机械设计 第八版表8-5得查机械设计 第八版表8-2得故 计算V带根数z 取5根7）计算单根V带的初拉力的最小值 由机械设计 第八版表8-3得B型带的单位长度质量q=0.1kg/m 因此 应使带的实际初拉力8）计算压轴力 9）带轮的结构设计 材料选择HT150小带轮直径300mm，采用腹板式大带轮实

11、景300mm，采用轮辐式机械设计 第八版表8-10差得各参数如下 小带轮 大带轮 基准宽度 11 11 基准线上槽深 2.75 2.75 基准线下槽深 8.7 8.7 槽间距 150.3 150.3槽边距 9 9 轮缘厚 8 8外径 112 450内径 30 30 带轮宽度 80 80 带轮结构 实心式 轮辐式 槽型 A A结构如下图所示2、齿轮传动的设计计算 齿轮传动传动比i2 = 5，工作寿命 ，每年工作300天，每天两班制，每班8小时。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动卷筒机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）材料选择 由机械设计 第八版

12、表10-1选大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，两齿轮均为硬齿轮，齿面硬度均为4855HRC。初选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数按齿面接触强度设计 确定公式内的各计算值 试选载荷系数 小齿轮传递的转矩 由机械设计 第八版表10-7选取齿宽系数 由机械设计 第八版表10-6查得齿轮材料的弹性影响系数 由机械设计 第八版表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 计算应力循环次数 j为齿轮每转一周，同一齿面啮合的次数，取j=1 为齿轮的工作寿命， 故 由机械设计 第八版表10-19取接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=

13、1 计算 计算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值 计算圆周速度v 计算齿宽b 计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 计算载荷系数 根据，7级精度，由机械设计 第八版表10-8查得动载荷系数；直齿轮选 由机械设计 第八版表10-2查得使用系数 由机械设计 第八版表10-4用插值法查得 7级精度、两齿轮相对支承对称布置取 由，查机械设计 第八版图10-13得 故载荷系数 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数m 按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式 确定公式内的各计算数值 由机械设计 第八版图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度极限 由机械设计 第八版图10-18取弯曲

14、疲劳寿命系数, 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 计算载荷系数K 查取齿形系数 由机械设计 第八版表10-5查得 ，查取应力校正系数 由机械设计 第八版表10-5查得 ，计算大、小齿轮的并加以比较 故小齿轮的较大设计计算 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所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，故可取由弯曲疲劳强度所算得的模数2.2，并就近圆整为标准值m=2.5，由接触疲劳强度所算得的分度圆直径算出小齿轮的齿数 取大齿轮的齿数 这样设计

15、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。几何尺寸计算计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度 取大齿轮宽度，小齿轮宽度则齿轮传动的几何尺寸，制表如下：（详细见零件图）计算大、小齿轮的齿顶高、齿根高和齿全高h取 计算大、小齿轮齿顶圆直径 和齿根圆直径 齿轮的结构设计 由于小齿轮的直径很小，故暂定为齿轮轴结构，大齿轮采用孔板式结构，大齿轮结构设计如下 如图所示（由后面轴的计算决定）取取六、轴的设计计算输入轴（高速轴）的设计计算 选择轴的材料，确定许用应力输入轴为齿轮轴，故其材料应和小齿轮的材料一样，选用40Cr，调质处理，由机械设计 第八版表15

16、-1查得材料的硬度为241286HBS,拉伸强度极限,弯曲疲劳强度极限，许用弯曲应力 估算轴的基本直径 根据教材机械设计 第八版公式，取，则 考虑有键槽，将直径增大5%，则 轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸 考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径；根据密封件的尺寸，初选装轴承处的轴径为d35mm 轴上零件的定位、固定和装配 如下图所示： 如图所示，由于是单级减速器，可将齿轮轴段安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，整个轴系的轴向定位由左右两轴肩、挡油环和轴承端盖实现，固定方式为两支点单向固定，即全固式，选取挡油环高度h=6mm，轴承端盖宽度=30mm 确定各段轴的直径和长度 段：直径 长度

17、取决于带轮轮毂结构和安装位置，取段：定位轴肩高度 故 取 选取6407型深沟球轴承，内径35mm，外径100mm，宽 （输入轴轴承选择计算） 取轴承端盖断面到大带轮的距离为 则 段：直径 取 该段轴为定位轴肩，取段：该段位齿轮轴，直径为小齿轮分度圆直径，故 长度等于小齿轮宽度，即段：由于两轴承相对于齿轮对称布置，故须两定位轴肩也相对于齿轮 对称，则 段：段轴和段轴出装轴承，故 取段轴轴头露出轴承的长度为3mm，则按弯扭合成应力校核轴的强度 由轴上零件的装配图有 1）绘出轴的计算简图 轴的计算简图如图所示2)计算作用在轴上的力计算作用在小齿轮上的力圆周力：径向力：大带轮的压轴力 3）计算支反力水

18、平面 算得 垂直面 算得 4）作弯矩图 作x0y面的弯矩图，如图（c）所示 作x0z面的弯矩图，如图（d）所示 作合成弯矩图M， 如图（e）所示5）作扭矩图 如图（f）所示 6）按弯扭合成应力校核轴的强度 一般需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，故需校核C截的强度，在C截面处 ， 轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取则 故安全。 另外，B截面也可能是危险截面，因为 在B截面处， , , 故安全。确定轴上圆角和倒角参考机械设计 第八版表15-2，由，取左轴端倒角为，右轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为1.5mm。绘制轴的工作图（见零件图齿轮轴） 输出轴（低速轴）的设计计算 选择轴的材料，

19、确定许用应力选用40Cr，调质处理，由机械设计 第八版表15-1查得材料的硬度为241286HBS,拉伸强度极限,弯曲疲劳强度极限，许用弯曲应力估算轴的基本直径 根据教材机械设计 第八版公式，取，则 考虑有键槽，将直径增大5%，则 轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸 考虑联轴器的机构要求和轴的刚度，取与联轴器连接处轴径；根据密封件的尺寸，初选装轴承处的轴径为d60mm轴上零件的定位、固定和装配 如图所示，将大齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，大齿轮左端面由轴肩轴向定位，右端面由轴套轴向定位，靠平键和过盈配合实现周向固定，两轴承分别以轴肩和轴套实现轴向定位，靠过盈配合和轴承座实现周向固定，固

20、定方式为两支点单向固定，即全固式，选取挡油环高度h=6mm，轴承端盖宽度=30mm 确定各段轴的直径和长度 段：直径 该段轴与联轴器配合，长度取决于联轴器的结构和安装位置，半联 轴器与轴配合的毂孔长度为（转入联轴器的选择计算）为了满足半联轴器的轴向定位要求，段轴左端需制出一轴肩，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段轴的轴头长度应比略短一些，取 段：定位轴肩高度 故 取 选取6212型深沟球轴承，内径60mm，外径110mm，宽 （输入轴轴承选择计算） 取轴套长度，内径为60mm，外径为78mm，轴承端盖

21、端面到联轴器的距离为，则 取 段：直径 取 该段轴与大齿轮配合，为了保证大齿轮的定位可靠，故取该段轴 的轴头长度比大齿轮宽度小2mm，取 段：直径 取 该段位大齿轮的定位轴肩，由于两轴承相对于大齿轮对称布置， 故须大齿轮左端的定位轴肩和右端的定位轴套也要关于大齿轮对 称，则该段定位轴肩的长度应等于定位轴套的长度，即 段：由于该段和段同装轴承，故，取 则轴的总长为L=286mm 按弯扭合成应力校核轴的强度 由轴上零件的装配图有 1）绘出轴的计算简图 轴的计算简图如图所示 2)计算作用在轴上的力计算作用在大齿轮上的力圆周力：径向力：简化力系如图（b）所示 3)计算支反力 水平面 算得 垂直面 算得

22、 4）作弯矩图 作x0y面的弯矩图，如图（c）所示 作x0z面的弯矩图，如图（d）所示 作合成弯矩图M 如图（e）所示5）作扭矩图 如图（f）所示 6）按弯扭合成应力校核轴的强度 只需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的B截面的强度，在B截面处 ， 轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取则 故安全。确定轴上圆角和倒角 参考机械设计 第八版表15-2，由，取左轴 端倒角为，右轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为2mm。绘制轴的工作图（见零件图输出轴） 七、滚动轴承的选择和计算 根据工作条件，各轴承的预计寿命均为1、计算输入轴承 轴承转速 由输入轴的设计计算可求得两轴承的径向载荷 故取径向载荷，又因为减速器

23、传动为直齿轮传动，故理论上轴向力为零，即 初步计算当量动载荷P 按机械设计 第八版式13-8a计算当量动载荷 查机械设计 第八版表13-5得e=0.22，载荷系数X=1，Y=0 查机械设计 第八版表13-6得，取则 根据机械设计 第八版式13-6a机械设计 第八版式13-6求轴承应有的基本额定动载荷 工作温度正常，查机械设计基础表18-8得，温度系数为，则 试选轴承型号 根据计算轴颈及基本额定动载荷值，由机械设计手册选择 C=56800N的6407型深沟球轴承 验算6407轴承的寿命 根据机械设计 第八版式13-5得 故所选轴承满足寿命要求。2、计算输出轴承 轴承转速 由输入轴的设计计算可求得

24、两轴承的径向载荷 故取径向载荷，又因为减速器传动为直齿轮传动，故理论上轴向力为零，即 初步计算当量动载荷P 按机械设计 第八版式13-8a计算当量动载荷 查机械设计 第八版表13-5得e=0.22，载荷系数X=1，Y=0 查机械设计 第八版表13-6得，取则 根据机械设计 第八版式13-6a机械设计 第八版式13-6求轴承应有的基本额定动载荷 工作温度正常，查机械设计基础表18-8得，温度系数为，则 试选轴承型号 根据计算轴颈及基本额定动载荷值，由机械设计手册选择 C=47800N的6212型深沟球轴承 验算6212轴承的寿命 根据机械设计 第八版式13-5得 故所选轴承满足寿命要求。 八、键

25、连接的选择和计算1.高速轴（输入轴）与大带轮用平键联接（1）选择键联接的类型和尺寸由于大带轮在轴端，故选用单圆头普通平键（C型） 按轴径d30mm，及带轮宽 80mm，查机械设计 第八版表6-1选键的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm，由带轮轮毂宽度并参考键的尺寸系列，取键长L=70mm。（2）校核键联接的强度 键的材料选择45钢，大带轮的材料为铸铁，查机械设计 第八版表6-2得键联接的许用应力，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由机械设计 第八版式6-1得挤压应力,故安全则所选键为：键C 870 GB/T 1096- 2. 低速轴（输出轴）与大齿轮用平键联接（1）选择键联接的类型

26、和尺寸由于大齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型） 按轴径d70mm，及与大齿轮配合段轴长，查机械设计 第八版表6-1选键的截面尺寸为：宽度b=20mm，高度h=12mm，由大齿轮轮毂宽度并参考键的尺寸系列，取键长L=40mm。（2）校核键联接的强度 键的材料选择45钢，大带轮和轴的的材料均为40Cr，查机械设计 第八版表6-2得键联接的许用应力，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由机械设计 第八版式6-1得挤压应力故所选键联接的挤压强度不够，改为平头普通平键联接。则键的工作长度改为：，则，故安全。则所选键为：键B 2040 GB/T 1096- 3、低速轴（输出轴）与联轴器用平键联接（

27、1）选择键联接的类型和尺寸由于联轴器在轴端，故选用单圆头普通平键（C型） 按轴径d50mm，及与联轴器配合段轴长，查机械设计 第八版表6-1选键的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm，由带轮轮毂宽度并参考键的尺寸系列，取键长L=80mm。（2）校核键联接的强度 键的材料选择45钢，轴的材料为40Cr，联轴器的材料为碳钢，查表得键联接的许用应力，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由机械设计 第八版式6-1得挤压应力,故安全则所选键为：键C 1480 GB/T 1096- 九、联轴器的选择联轴器的计算转矩查机械设计 第八版表14-1取工作情况系数，则 根据工作条件，查机械设计手册选用G

28、Y7凸缘联轴器，其公称转矩为，许用转速，配合轴径d = 50mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 = 84mm（J1型）。十、减速器的润滑方式和密封类型的选择齿轮润滑方式的选择齿轮传动的圆周速度为因，因此采用浸油润滑。润滑油牌号的选择由齿轮材料和圆周速度查机械设计 第八版表10-12，选取齿轮传动润滑油粘度为，由所选润滑油粘度查机械设计 第八版表10-11润滑油的牌号为220（GB 5903-1995）齿轮浸油高度的设计大齿轮浸入油中的深度约为12个齿高，但不应少于10mm。装油量的计算 取油面的高度为70mm，箱体内腔的尺寸为l=374mm，b=85mm，则装油量

29、为 轴承润滑方式的选择对轴承的润滑，因圆周速度，采用脂润滑，由机械设计课程设计表8-168，选用钙基润滑脂L-XAAMHA2（GB 491-1987），只需填充轴承空间的，并在轴承内侧设挡油环，使油池中的油不能进入轴承以致稀释润滑脂。减速器的密封类型 减速器需要密封的部位一般有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖、检查孔和排油孔接合面等处。轴伸出处的密封 选用接触式密封，采用毡圈油封，在轴承端盖的透盖上开出梯形槽，将毛毡圈放置在梯形槽中以与轴密合接触。轴承室内侧的密封 采用挡油环密封，使油池中的油不能进入轴承以致稀释润滑脂。箱盖与箱座接合面的密封 采用在箱盖与箱座接合面上涂密封胶密封。其它

30、部位的密封 检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面加纸封油垫或皮封油圈。 轴承端盖为螺钉式轴承端盖，故其与箱体之间加密封垫片。十一、铸造减速器箱体的主要结构尺寸铸造减速器箱体主要结构尺寸计算结果名称代号及计算公式尺寸（mm）底座壁厚d8箱盖壁厚8座上部凸缘厚度12底座下部凸缘厚度20轴承座连接螺栓凸缘厚度8底座加强肋厚度e8箱底加强肋厚度8地脚螺栓直径16地脚螺栓数目n4轴承座连接螺栓直径12底座与箱盖连接螺栓直径10轴承盖固定螺钉直径8视孔盖固定螺钉直径6轴承盖螺钉分布直径 120 130轴承座凸缘端面直径D36、至箱外壁距离、22、18、16、至凸缘边缘的距离、22、14箱体内壁与齿顶圆

31、的距离D10箱体内壁与齿轮端面的距离D115底座深度H198底座高度212箱盖高度140外箱壁至轴承座端面距离l40箱底内壁横向宽度L85其它圆角、3十二、设计小结写到了这里也就意味着为期三周的课程设计差不多接近尾声了，虽然感觉很累，可是收获了许多。严格来说大家差不多都是在最后的18周才集中精力去搞这个课程设计的，因为16和17周大家都要去准备考试，不过计算部分的话我在之前就差不多完成了，剩下的差不多只是画图和写设计说明书，这两部分也是工作量最大的，我觉得自己亲自动手设计计算、画图和一字一句的写这份说明书虽然过程很艰辛，可是就像之前带我们测绘实习的杜莹老师说的，我们只有亲自走完一遍这些流程之后

32、才知道这些东西怎么设计并制造出来的，现在走了一遍流程以后出去之后就不用那么辛苦了。因此我觉得这次的课程设计很有意义，也是十分必要的。这也算是一次的实践了，万事开头难，第一次搞设计难免会感觉很辛苦，可是搞完这次之后那么以后的课程设计我们搞起来就相对简单一些了。经过这次的课程设计我们大家都学到了很多，比如现在查阅机械设计手册也得心应手了，打开设计手册软件后要查什么大概都知道在那一栏，还有查阅其它资料也比较方便，自己忘得差不多的CAD也差不多捡回来了，Proe也熟练了许多，还有对公式编辑器的运用也熟练了这些对我们下学期或是以后的课程设计或是其它一些设计无可否认都奠定了一定的基础，因此这次的课程设计是很有意义的。作为我们机制专业的学生，设计是非常重要的一块，画图是我们专业大部分学生日后工作要必备的技能，因此在大学里多做一些设计是非常必要的。十三、参考文献机械设计 第八版 主编 濮良贵 纪名刚 机械设计手册 软件版机械设计基础课程设计 主编 邢琳、张秀芳机械设计课程设计 主编 朱文坚、黄平机械设计课程设计 第四版 主编 陈秀宁 施高义