本科毕业设计论文--机械设计基础课程设计单级圆柱齿轮减速器.doc

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1、 机械设计基础课程设计说明书 课程设计题目 单级圆柱齿轮减速器 专 业 材料成型及控制工程 班 级 14-03 班 姓 名 学 号 指导教师 河北工程大学20161210第39页/共39页第39页/共39页 目录第一部分 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二部分 选择电动机32.1电动机类型的选择32.2确定传动装置的效率32.3计算电动机容量42.4确定电动机功率及转速42.5确定传动装置的总传动比和分配传动比5第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数53.1电动机输出参数53.2高速轴的参数63.3低速轴的参数63.4工作机轴的参数6第四部分 普通V带设计计算7第五部分 减速器

2、齿轮传动设计计算115.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数115.2按齿面接触疲劳强度设计115.3确定传动尺寸135.4计算齿轮传动其它几何尺寸145.5齿轮参数和几何尺寸总结15第六部分 轴的设计156.1高速轴设计计算156.2低速轴设计计算21第七部分 滚动轴承寿命校核277.1高速轴上的轴承校核277.2低速轴上的轴承校核28第八部分 键联接设计计算298.1高速轴与大带轮键连接校核298.2低速轴与大齿轮键连接校核298.3低速轴与联轴器键连接校核29第九部分 联轴器的选择309.1低速轴上联轴器30第十部分 减速器的密封与润滑3010.1减速器的密封3010.2齿轮的润滑301

3、0.3轴承的润滑31第十一部分 减速器附件3111.1油面指示器3111.2通气器3111.3放油孔及放油螺塞3111.4窥视孔和视孔盖3211.5定位销3211.6启盖螺钉3211.7螺栓及螺钉32第十二部分 减速器箱体主要结构尺寸32第十三部分 设计小结33第十四部分 参考文献34第一部分 设计任务书1.1设计题目 一级直齿圆柱减速器，拉力F=2100N，速度v=1.6m/s，直径D=400mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：5年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总

4、传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计第二部分 选择电动机2.1电动机类型的选择 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。2.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.99 V带的效率：v=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.97 工作机的效率：w=0.972.3计算电动机容量 工作机所需功率为2.4确定电动机功率及转速 电动机所需额定功率: 工

5、作转速： 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，一级圆柱齿轮传动比范围为：35，因此理论传动比范围为：620。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(620)76.43=459-1529r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890

6、电机主要尺寸参数中心高H外形尺寸LHD安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE键部位尺寸FG13251531521617812388010332.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为： （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=3 减速器传动比为第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数3.1电动机输出参数3.2高速轴的参数3.3低速轴的参数3.4工作机轴的参数 运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率P(kW)转矩T(Nmm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴3

7、.8738498.4496030.96轴3.723.68111018.751098253204.190.9603轴3.573.53446425.3441423.3376.3710.96工作机轴3.46391752577323.36432819.74419835.1476.43第四部分 普通V带设计计算 1.已知条件和设计内容 设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的功率Pd=3.87kW；小带轮转速n1=960r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=3；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。 2.设计计算步骤 （1）确定

8、计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA=1.1，故 （2）选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用A型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=106mm。 2）验算带速v。按式验算带的速度 取带的滑动率=0.02 （3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 根据表，取标准值为dd2=315mm。 （4）确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=340mm。 由式计算带所需的基准长度 由表选带的基准长度Ld=1430mm。 按式计算实际中心距a。 按式,中心距的变化范围为347-411mm。 （5）验算小带轮的

9、包角a （6）计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=960r/min,查表得P0=1.06kW。 根据n1=960r/min，i=3和A型带，查表得P0=0.112kW。 查表的K=0.915，表得KL=0.96，于是 2）计算带的根数z 取4根。 （6）计算单根V带的初拉力F0 由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以 （7）计算压轴力Fp带型A中心距368mm小带轮基准直径106mm包角147.46大带轮基准直径315mm带长1430mm带的根数4初拉力175.92N带速5.33m/s压轴力1351N 4.带轮结构设计 （1）小带轮的结

10、构设计 小带轮的轴孔直径d=38mm 因为小带轮dd1=106 因此小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下： （因为带轮为实心式，所以轮缘宽度应大于等于带轮宽度即LB） （2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=28mm 因为大带轮dd2=315mm 因此大带轮结构选择为轮辐式。 因此大带轮尺寸如下：第五部分 减速器齿轮传动设计计算5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20。 （2）参考表10-6选用8级精度。 （3）材料选择 由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS

11、（4）选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1i=264.19=109。 实际传动比i=4.1925.2按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式试算小齿轮分度圆直径，即 1）确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3 小齿轮传递的扭矩: 查表选取齿宽系数d=1 由图查取区域系数ZH=2.46 查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 由式计算接触疲劳强度用重合度系数Z 计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： 计算应力循环次数 由图查取接触疲劳系数： 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H=631

12、.4MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 （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。 圆周速度 齿宽b 2）计算实际载荷系数KH 查表得使用系数KA=1 查图得动载系数Kv=1.068 齿轮的圆周力。 查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.442 实际载荷系数为 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径 4）确定模数5.3确定传动尺寸 （1）计算中心距 （2）计算小、大齿轮的分度圆直径 （3）计算齿宽 取B1=70mm B2=65mm 齿根弯曲疲劳强度条件为 1） K、T、m和d1同前 齿宽b=b2=65 齿形系数YFa和应力修正系数YSa： 查表得

13、： 查图得重合度系数Y=0.681 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: 由图查取弯曲疲劳系数： 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力 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。5.4计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径5.5齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn2.52.5法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z26109齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d

14、65272.5齿顶圆直径da70277.5齿根圆直径df58.75266.25齿宽B7065中心距a169169第六部分 轴的设计6.1高速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=320r/min；功率P=3.72kW；轴所传递的转矩T=111018.75Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% 查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28 (4)设计轴

15、的结构并绘制轴的结构草图 1)轴的结构分析 由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，bh=87mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为33mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的直径和长度。 1）高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=28mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=54mm。选用普通平键，A型，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力的

16、作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 33 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为dDB = 357217mm，故d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为12，则l34 = l78 = 17+12= 29 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 40 mm。 3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = 70 mm，d56 = 70 mm 4）轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承

17、端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则 5）取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径(mm)28333540704035长度(mm)546629870829 (5)轴的受力分析 1)画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 2)计算作用在轴上的力 小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径） 小齿轮所受的径向力 第一段轴中点到轴承

18、支点距离La=101.5mm，轴承中点到齿轮支点距离Lb=63.5mm，齿轮中点到轴承支点距离Lc=63.5mm 3)计算作用在轴上的支座反力 a.水平面内 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 b.在水平面内 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1351N 轴承A处水平支承力： 轴承B处水平支承力： c.在垂直面内 轴承A处垂直支承力： 轴承B处垂直支承力： 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为

19、： d.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩： 截面B在水平面上弯矩： 截面C在水平面上的弯矩： 截面D在水平面上的弯矩： e.在垂直平面上： 截面A在垂直面上弯矩： 截面B在垂直面上弯矩： 截面C在垂直面上的弯矩： 截面D在垂直面上弯矩： f.合成弯矩，有： 截面A处合成弯矩： 截面B处合成弯矩： 截面C处合成弯矩： 截面D处合成弯矩： 转矩和扭矩图 截面A处当量弯矩： 截面B处当量弯矩： 截面C处当量弯矩： 截面D处当量弯矩： g.画弯矩图 弯矩图如图所示： h.按弯扭合成强度校核轴的强度 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向

20、传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e-1b，所以强度满足要求。6.2低速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=76.37r/min；功率P=3.57kW；轴所传递的转矩T=446425.3Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。 由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径

21、增大7% 查表可知标准轴孔直径为45mm故取dmin=45 (4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图 1)轴的结构分析 低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bh=1811mm(GB/T 1096-2003)，长L=50mm；定位轴肩直径为50mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 2)确定各轴段的长度和直径。 1）输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT1，查表，考虑载荷变

22、动微小，故取KA = 1.3，则: 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 50 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211，其尺寸为dDB = 5510021mm，故d34 = d67 = 55 mm。 3）取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 60 mm；齿轮的左端与左轴承

23、之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 65 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 63 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 60 mm故取h = 5 mm，则轴环处的直径d56 = 70 mm。轴环宽度b1.4h，取l56 = 8 mm。 4）轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则 5）取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，

24、应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 21 mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径(mm)455055607055长度(mm)110624663836 (5)弯曲-扭转组合强度校核 1)画低速轴的受力图 如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 2)计算作用在轴上的力 大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径） 大齿轮所受的径向力 3)计算作用在轴上的支座反力 轴承中点到齿轮支点距离La=66.5mm，齿轮中点到轴承支点距离Lb=66.5mm，轴承中点到第一段轴支点距离Lc=127.5mm a.支反力 轴承A和轴承B在水

25、平面上的支反力RAH和RBH 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为： b.画弯矩图 弯矩图如图所示： 在水平面上，轴截面A处所受弯矩： 在水平面上，轴截面B处所受弯矩： 在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩： 在水平面上，轴截面D处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面A处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面B处所受弯矩： 在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩： 截面A处合成弯矩弯矩： 截面B处合成弯矩： 合成弯矩，大齿轮所在截面C处合成弯矩为 截面D处合成弯矩： 转矩为： 截面A处当量弯矩： 截面B处当量弯矩

26、： 截面C处当量弯矩： 截面D处当量弯矩： c.校核轴的强度 因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e-1b，所以强度满足要求。第七部分 滚动轴承寿命校核7.1高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)620735721725.5 根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，内

27、径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=25.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=24000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。7.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)6211551002143.2 根据前面的计算，选用6211深沟球轴承，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm 由于不

28、存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=24000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。第八部分 键联接设计计算8.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长40mm。 键的工作长度 l=L-b=32mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力8.2低速轴与大齿轮

29、键连接校核 选用A型键，查表得bh=18mm11mm（GB/T 1096-2003）,键长50mm。 键的工作长度 l=L-b=32mm 大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力8.3低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,键长90mm。 键的工作长度 l=L-b=76mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力第九部分 联轴器的选择9.1低速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=KT=580.35Nm 选择联轴

30、器的型号 （2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250Nm，许用转速n=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=45mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=580.35NmTn=1250Nm n=76.37r/minn=4700r/min第十部分 减速器的密封与润滑10.1减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结

31、合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V 3m/s，输出轴与轴承盖间也为V 1.212mm齿轮端面与内箱壁距离210mm箱盖、箱座肋厚m1、mm10.851、m0.858mm、8mm轴承端盖外径D2D+(55.5)d3；D-轴承外径112mm、140mm第十三部分 设计小结 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，一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不

32、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。后来在钱老师的指导下，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方案。至于画装配图和零件图，由于前期计

33、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。一来自己没有电脑，用起来很不方便；最可恶的是在此期间，一种电脑病毒”Word杀手”四处泛滥，将我辛辛苦苦打了几天的文档全部毁了。那么多的公式，那么多文字就这样在片刻消失了，当时我真是痛苦得要命。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!第十四部分 参考文献吴宗泽 罗圣国 主编 机械课程设计课程设计手册（第3版）杨可桢 程光蕴 李仲生 主编 机械设计基础（第五版）黄华梁 彭文生 主编 机械设计基础（第四版）席伟光 杨光 李波 主编 机械设计课程设计