機械設計課程設計--用于帶式運輸機傳動裝置的單級蝸桿減速器

1、<p><b>　　機械設計課程設計</b></p><p>　　題目 用于帶式運輸機傳動裝置的單級蝸桿減速器</p><p>　　學 院： 機械工程學院</p><p>　　專 業(yè)： 機械設計及其自動化</p><p>　　班 級： 11機械*班</p><p><b

2、>　　學 號： </b></p><p><b>　　學 生： </b></p><p><b>　　指導老師： </b></p><p>　　2014年12月20日</p><p>　　機械課程設計說明書 </p><p>　　一 傳動裝置的總

3、體規(guī)劃：1</p><p><b>　　1 設計題目:2</b></p><p><b>　　2 傳動簡圖:2</b></p><p>　　3 原始數據及工作條件2</p><p><b>　　4 設計工作量2</b></p><p>　　二

4、傳動裝置的總體設計3</p><p>　　1.1 擬定傳動方案3</p><p>　　2.2 選擇電動機4</p><p>　　2.3 確定傳動裝置的總傳動比及其分配4</p><p>　　2.4 計算傳動裝置的運動及動力參數5</p><p>　　三 傳動零件的設計計算6</p><p

5、>　　3.1選定蝸輪蝸桿類型，精度等級，材料及齒數6</p><p>　　3.2按接觸疲勞強度設計6</p><p>　　3.3 蝸輪齒根彎曲強度校核7</p><p>　　3.4 驗算效率8</p><p>　　3.5 校核蝸輪齒面接觸疲勞強度9</p><p>　　3.6 蝸桿剛度校核10<

6、/p><p>　　3.7 蝸桿熱平衡計算與校核11</p><p>　　四 軸的設計計算11</p><p>　　4.1 蝸輪軸的設計與計算11</p><p>　　4.2 蝸桿軸的設計與計算15</p><p>　　4.3 滾筒軸承的選擇16</p><p>　　五 鍵的選擇及校核16

7、</p><p>　　六 箱體的設計及計算17</p><p>　　七 聯軸器的選擇18</p><p>　　八 減速器的結構與潤滑19</p><p><b>　　參考資料20</b></p><p><b>　　設計小結21</b></p><

8、;p>　　一 傳動裝置總體規(guī)劃</p><p><b>　　1 設計題目</b></p><p>　　用于帶式運輸機傳動裝置的單級蝸桿減速器</p><p><b>　　2 傳動簡圖</b></p><p>　　1-電動機 2,4-聯軸器 3-減速器 5-滾筒 6-輸送帶</p>

9、;<p>　　3 原始數據及工作條件</p><p>　　運輸帶工作拉力F=2kN；運輸帶工作速度v=1.2m/s（允許運輸帶速度誤差為±5%）；滾筒直徑D=315mm；兩班制工作，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；使用期限10年，小批量生產；生產條件是中等規(guī)模的機械廠，可加工7—8級精度的蝸桿及渦輪；動力來源是三相交流電(220/380V)。</p><p><b&

10、gt;　　4 設計工作量</b></p><p>　　繪制減速器裝配圖1張（A0或A1)。</p><p>　　繪制減速器零件圖1張（1—2張）。</p><p>　　編寫設計說明書1份。</p><p>　　5 傳動機構的總體設計</p><p>　　根據要求設計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機——聯軸器

11、——減速器——聯軸器——帶式運輸機。 根據生產設計要求可知，該蝸桿減速器采用蝸桿下置式見，采用此布置結構，由于蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均采用圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷的復合作用，為防止軸外伸段箱內潤滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱內，在軸承蓋中裝有密封元件。該減速器的結構包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷等附件、以及其他標準件等。

12、</p><p>　　二、傳動裝置的總體設計</p><p>　　1.1 擬定傳動方案</p><p>　　采用一級蝸輪蝸桿減速器，優(yōu)點是傳動比較大，結構緊湊，傳動平穩(wěn)，噪音小，適合于繁重及惡劣條件下長期工作。缺點是效率低，發(fā)熱量較大，不適合于傳遞大功率。</p><p><b>　　2.2 選擇電動機</b></

13、p><p>　　按工作要求和條件選取Y系列三相異步電動機，封閉式結構。</p><p><b>　　選擇電動機的功率 </b></p><p>　　電動機所需功率Pd= Pw/ηα</p><p>　　式中 Pd -----------電動機輸出功率</p><p>　　ηα-------電動機至工

14、作機之間傳動裝置的總效率</p><p>　　Pw—————穩(wěn)定工作下工作機所需功率</p><p>　　Pw=Fv/1000=2000×1.2/1000=2.4KW</p><p>　　由電動機至工作機之間的總效率： </p><p>　　ηα =η12η22η3η4</p><p>　　其中 分別

15、為聯軸器，軸承，蝸桿和卷筒的傳動效率。</p><p>　　查表可知=0.99（彈性聯軸器）=0.98（滾子軸承）</p><p>　　=0.75（單頭蝸桿） =0.96（卷筒） </p><p>　　所以：ηα=0.992×0.982×0.75×0.96=0.68</p><p

16、>　　所以電動機輸出功率： </p><p>　　Pd= Pw/ηα=2.4/0.68KW=3.53KW</p><p>　　(3)選擇電動機的轉速</p><p>　　工作機滾筒轉速nW=60×1000v/πD=(60×1000×1.2)/(3.14×315)=72.79r/min</p><p&g

17、t;　　根據《機械設計課程設計》中查的蝸桿的傳動比在一般的動力傳動中；i=10-40，電動機的轉速的范圍因為nd=(1040)×72.79=727.92911.6r/min</p><p>　　選取電動機的轉速為 n = ，查《機械設計手冊》，取電動機型號為Y132M1，則所選取電動機部分性能如下:</p><p>　　額定功率 Pe=4kw 滿載轉速 </p>

18、;<p>　　2.3 計算總傳動比和各級傳動比的分配</p><p>　?。?）計算總傳動比：i=nm/nw=960/72.79≈14</p><p>　?。?） 各級傳動比的分配 </p><p>　　由于為蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。 2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數</p><p>　　(

19、1)各軸輸入功率： 蝸桿軸 PⅠ=Pd××=3.53×0.99×0.98=3.42kw</p><p>　　蝸輪軸 PⅡ=PⅠ×××=3.42×0.75×0.99×0.98=2.49kw</p><p>　　滾筒軸 PⅢ=PⅡ××=2.49×0.99×

20、0.98=2.42kw</p><p>　　各軸轉速 蝸桿軸 n1=960r/min </p><p>　　蝸輪軸 n2=960/13.19=72.78 r/min </p><p>　　滾筒軸 n3= n2=72.78r/min </p><p>　　(3) 各軸的轉矩 </p><p

21、>　　電動機輸出轉矩 =9550Pd/nm=9550×3.53/960Nm=49.4Nm</p><p>　　蝸桿輸入轉矩 =9550 PⅠ/n1=9550×3.42/960Nm=34.02Nm</p><p>　　蝸輪輸入轉矩 =9550 PⅡ/n2=9550×2.49/72.78Nm =386.73 Nm </p>

22、<p>　　滾筒輸入轉矩 =9550PⅢ/n3=9550×2.42/72.78 Nm=317.55Nm </p><p>　　將以上算得的運動和動力參數列于表1 </p><p>　　三 蝸輪蝸桿的設計與校核</p><p>　　3.1 選定蝸輪蝸桿類型、精度等級、材料及齒數</p><p>　　（1）根

23、據 GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿ZI。</p><p>　?。?）選擇材料 蝸桿：根據庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC。 因而蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用45號鋼制造。</p><

24、;p>　?。?）蝸輪蝸桿的傳動比：i=n1/n2=960/72.79≈14</p><p>　　參考《機械設計手冊》表,初選數據如下：</p><p>　　初選蝸桿頭數 ： </p><p>　　蝸輪齒數： Z2=Z1×i≈28</p><p>　　3.2 按接觸疲勞強度進行設計<

25、;/p><p>　　設計公式 m2d1≧KT2(480/Z2[σH]）2</p><p><b>　　確定蝸輪轉矩</b></p><p>　　T2=9.55×106PⅡ/n2=386.73 Nm</p><p><b>　　載荷系數K</b></p><p>　　因工

26、作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數Kβ=1，有表《機械設計》11-5選取使用系數KA=1.15；取動載系數KV=1.05；則</p><p>　　K=KβKAKV=1.15×1×1.05≈1.2</p><p>　　確定彈性影響系數ZE</p><p>　　查表：ZE=160MPa½ </p><p><b

27、>　　許用接觸應力</b></p><p>　　由《機械設計》，根據蝸輪材料為ZCuSn10P1，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7中查得無蝸輪的基本許用應力[σH]′=268MPa</p><p><b>　　應力循環(huán)次數 </b></p><p>　　N=60jn2Lh=60×1×72.

28、78×10×8×2×365=2.55×108</p><p>　　壽命系數 KHN==0.889</p><p>　　則[σH]=[σH]′×KHN=268×0.889MPa=238MPa</p><p><b>　　計算md1的值</b></p><p&

29、gt;　　md1≥ 1.2×386.73×mm3=2406.73mm3</p><p>　　查《機械設計》表11-2， md1的值接近2500，故取m=6.3mm,d1=63mm,分度圓導程角 =</p><p>　　(6)蝸桿與蝸輪主要參數與幾何尺寸 </p><p><b>　　①蝸輪 </b></p>&

30、lt;p>　　中心距 a= a=(d1+d2)/2=119.7mm</p><p>　　蝸輪齒數 =28 </p><p>　　分度圓直徑 =m=6.3×28mm=176.4mm </p><p>　　喉圓直徑 da2=+2ha2=176.4+2×6.3mm=189mm </p>&l

31、t;p>　　齒根圓直徑 df2=-=176.4-2×6.3×1.2mm=161.28mm </p><p>　　蝸輪咽喉母圓半徑rg2=a-0.5da2=119.7-0.5×189mm=25.2mm </p><p><b>　?、谖仐U </b></p><p>　　軸向齒距 pa

32、=25.13mm </p><p>　　直徑系數 q=d1/m=10 </p><p>　　齒頂圓直徑 da1=d1+2m=63+2×1×6.3mm=75.6mm </p><p>　　齒根圓直徑 df1=d1-= d1-2m(+)=63-2×6.3×(1+0.2)mm=47.9mm

33、</p><p>　　導程角 = </p><p>　　蝸桿軸向齒厚Sa=0.5m=0.5×3.14×6.3mm=9.9mm</p><p>　　3.3蝸輪齒根彎曲強度校核</p><p><b>　　(1) </b></p><p>　　當量

34、齒數 =28/(cos11.31。)3=29.29</p><p>　　由= +0.25，=29.29，查機械設計手冊可得齒形系數=2.2 </p><p>　　螺旋角系數 =1-=1-=0.9192</p><p>　　許用彎曲應力 = KFN</p><p>　　從表11-8查得由ZCuSn10P1制造

35、的蝸輪的基本許用彎曲應力 =56 </p><p>　　壽命系數 =1.164</p><p>　　= =1、16×56=65.1MPa</p><p>　　==22.02MPa</p><p><b>　　彎曲強度是滿足的。</b></p><p><b

36、>　　3.4、驗算效率</b></p><p>　　已知γ=18’31’’= ，；與相對滑動速度有關</p><p>　　= =6.15m/s</p><p>　　查表可得 =0.025，1.2</p><p>　　代入式中可得90.1% 大于原估計值，因此不用重算。</p><p&

37、gt;　　3.5 校核蝸輪齒面接觸疲勞強度</p><p><b>　　≦[σH]</b></p><p>　　式中：載荷系數K=KAKβKV</p><p>　　[σH]，σH 分別為蝸輪齒面的接觸應力與許用接觸應力，MPa。</p><p>　　KA=0.9 Kβ=1 KV=1.1</p>

38、<p>　　帶入齒面接觸疲勞強度公式：</p><p><b>　　故滿足要求。</b></p><p>　　3.6 蝸桿剛度校核</p><p><b>　　蝸桿受力校核公式：</b></p><p>　　其中，圓周力 =2×34020/63=108N</p>

39、<p><b>　　徑向力 </b></p><p>　　E=3.1×105MPa</p><p>　　=3.14×49.74/64=258280.565mm4</p><p><b>　　=158.76mm</b></p><p><b>　　=0.063&

40、lt;/b></p><p><b>　　代入上述數據，得</b></p><p>　　2.2×104，符合安全要求。</p><p>　　3.7 蝸桿熱平衡計算與校核</p><p>　　蝸桿傳動的熱平衡公式：</p><p>　　其中，蝸桿傳遞的功率 PⅠ=3.42KW<

41、;/p><p><b>　　箱體散熱系數，，取</b></p><p><b>　　箱體散熱面積 </b></p><p><b>　　周圍空氣的溫度 </b></p><p>　　潤滑油工作溫度的許用值一般取,取 </p><p><b>　　傳

42、動效率</b></p><p><b>　　其中，量摩擦角 </b></p><p><b>　　油損 </b></p><p><b>　　軸承效率 </b></p><p>　　則 η=η1×η2×η3=

43、0.82</p><p>　　代入上述數據，得，符合要求。</p><p>　　3.8 精度等級工查核表面粗糙度的確定</p><p>　　考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T 10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f,GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度。<

44、;/p><p>　　四, 軸的設計計算及校核</p><p>　　4.1蝸輪軸的設計與計算</p><p>　　（1）列出軸上的功率，轉速，轉矩及作用在蝸輪上的力</p><p>　　T2=386.73Nm</p><p><b>　　圓周力 </b></p><p>&

45、lt;b>　　徑向力 </b></p><p>　　軸向力 4376.41N</p><p>　?。?） 初步確定軸的最小直徑</p><p>　　選取軸為45鋼經調質處理，取A0=112，則</p><p><b>　　41.2mm</b></p><p>　　軸的

46、最小直徑為d1，與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。計算轉矩=,查機械設計書表，選取=1.2，則有</p><p>　　=KT=1.2×9.550××2.79/72.76=439，4N.m</p><p>　　因軸頭安裝聯軸器，根據聯軸器內孔直徑取最小直徑為d=42mm 選聯軸器</p><p>　　查《機械設計課程設

47、計》表11-9選LT7彈性套柱銷聯軸器，標準孔徑d=42mm</p><p>　?。?)確定各軸段直徑 </p><p>　　根據確定各軸段直徑的確定原則，由右端至左端，從最小直徑開始，軸段1 為軸的最小直徑，已確定d1=42mm，軸段2考慮聯軸器定位，按照標準尺寸取d2=52mm，軸段3安裝軸承，為了便于安裝拆卸應取d3>d2,且與軸承內徑標準系列相符，故取d3=55mm.( 軸承

48、型號選30211)， 軸段4安裝蝸輪，此直徑采用標準系列值，故取d4=60mm</p><p>　　軸段5為軸環(huán)，考慮蝸輪的定位和固定取d5=70mm，軸段6考慮左端軸承的定位需要，根據軸承型號30211查得d6=64mm，軸段7與軸段3相同軸徑d7=55mm。</p><p>　　(4)確定各軸段長度</p><p>　　為了保證蝸輪固定可靠，軸段4的長度應小于蝸

49、的輪轂寬度2mm，取L4=60mm。 為了保證蝸輪端面與箱體內壁不相碰及軸承拆裝方便，蝸輪端面與箱體內壁間應有一定間隙，取兩者間距為23mm；為保證軸承含在箱體軸承孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面與箱體內壁的距離為2mm .根據軸承寬度B=21mm，取軸段7長度L7=21mm，因為兩軸承相對蝸輪對稱，故取軸段3長度為L3=（2+23+2+21）=48mm。為了保證聯軸器不與軸承蓋相碰， 取L2=22+46=68mm。 根據聯軸器軸孔長

50、度112mm，取L1=110mm。因此，定出軸的跨距為L=（10.5+25+60+25+10.5）=131mm.</p><p>　　蝸輪軸的總長度為L總=131+21+68+110=330mm。</p><p>　　軸的結構示意圖如圖所示：</p><p>　　(5) 軸的校核計算</p><p>　　按彎扭組合進行強度校核（軸的受力簡圖及

51、彎扭矩圖見下圖）</p><p>　?。?）求水平面H內的支反力及彎矩</p><p>　　由于蝸輪相對支撐點對稱布置，故兩端支承反力相等。</p><p>　　=Ft/2=1079/2=539.5N</p><p>　?。?）C截面處的彎矩</p><p>　?。?）求垂直平面V內的支反力及彎矩</p>

52、<p><b>　　支反力由得</b></p><p>　　=4176.3N </p><p><b>　　3937.53N</b></p><p>　　截面C左側及右側的彎矩</p><p><b>　　求合成彎矩</b></p>&l

53、t;p>　　截面C左側的合成彎矩</p><p>　　260.31N .m</p><p>　　截面C右側的合成彎矩</p><p><b>　　275.23N.m</b></p><p><b>　　計算轉矩</b></p><p><b>　　389N.m

54、</b></p><p><b>　　求當量彎矩</b></p><p>　　因為單向傳動，轉矩為脈動循環(huán)變化，故折算系數=0.6,危險截面C處的當量彎矩為:</p><p>　　=271.31N.m</p><p>　　計算截面C處的直徑，校驗強度</p><p><b>

55、　　31.6</b></p><p>　　因此處有一鍵槽，故將軸徑增大5%，即：</p><p>　　d=31.6*1.05=33.2mm</p><p>　　而結構設計中，此處直徑已初定為96mm，故強度足夠。</p><p>　　4.2 蝸桿軸的設計</p><p>　　(1)軸的材料的選擇</p

56、><p>　　選取45鋼，調制處理，硬度HBS=230，強度極限σb=650MPa,屈服極限σs=360MPa,彎曲疲勞極限σ-1=300MPa,剪切疲勞極限τr=155MPa,對稱循環(huán)變應力時的需用應力[σ-1]b=60MPa。</p><p><b>　　軸的最小直徑</b></p><p><b>　　mm</b><

57、;/p><p><b>　　(3)軸的結構設計</b></p><p>　　從軸段d1=42mm開始逐漸選取軸段直徑，d2起固定作用，定位軸肩高度可在（0.1~0.7）d范圍內，故d2=42+7d1=49mm，該直徑處安裝密封氈圈，取標準直徑。應取d2=54mm；d3與軸承的內徑相配合，為便與軸承的安裝，選定軸承型號為30310。取d3=60mm。 d4起定位作用，由h=

58、（0.1~0.7）×d3=（0.1~0.7）×50=6～43mm，取h=22mm，d4=d3+h=60+22=82mm；d6=d4=82mm;d7段裝軸承，取d7=6mm,d5段取蝸桿齒頂圓直徑d5=106mm;</p><p>　　(4) 確定各軸段長度</p><p>　　L1取聯軸器軸孔長度84mm,L2安裝端蓋取L2=9.6mm, L3安裝軸承，取軸承寬度L3=

59、B=5.6mm,L4和L6為了讓蝸桿與渦輪正確嚙合，取L4=L6=9mm,L7也安裝軸承和端蓋L7=54mm,L5為蝸桿軸向齒寬取L5=130mm,定出軸的跨度為;L=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L7=305.5mm.蝸桿的總長度為：L總=595mm</p><p>　　4.3 滾筒軸承的選擇</p><p>　　由于滾筒處的軸承主要承受徑向載荷，因此采用深溝球軸承，結構簡單，使用

60、方便。因此選用60000 GB/T276—1994型軸承.</p><p><b>　　五 鍵的選擇和校核</b></p><p>　　(1) 蝸輪與聯軸器相配合的鍵的選擇查 GB1095-2003：A型普通平鍵</p><p>　　根據軸的最小直徑d=42mm,選擇鍵b*h=12mm×8mmL=80mm l=L-b=80-12=6

61、8mm,k=0.5×h=0.5×8=4mm</p><p>　　MPa<[]=110MPa 故合格</p><p>　　(2)蝸桿與聯軸器相配合的鍵的選擇</p><p>　　查 GB1095-2003：A型普通平鍵,根據軸的最小直徑d=40mm,選擇鍵b*h=12mm×8mm L=70mm,l=L-b=70-12=58mm

62、,k=0.5×h=0.5×8=4mm</p><p>　　MPa<[]=110MPa 故合格</p><p><b>　　六 箱體的設計計算</b></p><p>　?。?）箱體的結構形式和材料</p><p>　　箱體采用鑄造工藝，材料選用HT200。因其屬于中型鑄件，鑄件最小壁厚8～1

63、0mm，取δ=10mm。</p><p>　　鑄鐵箱體主要結構尺寸和關系如下表：</p><p><b>　　七 聯軸器的選擇</b></p><p>　　根據軸設計中的相關數據，查GB4323-1997，選用聯軸器的型號LT7</p><p>　　八 螺栓，螺母，螺釘銷，墊圈墊片的選擇</p><

64、;p>　　（1） 考慮到減速器的工作條件，后續(xù)箱體附件的結構，以及其他因素的影響選用</p><p>　　螺栓GB5782-86， M10*35， 數量為3個；M12*100，數量為6個</p><p>　　螺母GB6170-86 M10 數量為2個；M12，數量為6個</p><p>　　螺釘GB5782-86 M6*20 數量為

65、2個； M8*25，數量為24個；M6*16 數量為12個 </p><p>　　（2）選用銷GB117-86，B8*30，數量為2個；選用墊圈GB93-87， 數量為8個；選用止動墊片1個；選用石棉橡膠墊片2個；選用08F調整墊片4個。</p><p>　　九 減速器結構與潤滑的說明</p><p><b>　　（1）減速器的結構</b>

66、</p><p>　　本課題所設計的減速器，其基本結構設計是在參照后附裝配圖的基礎上完成的，該項減速器主要由傳動零件（蝸輪蝸桿），軸和軸承，聯結零件（鍵，銷，螺栓，螺母等）。箱體和附屬部件以及潤滑和密封裝置等組成。</p><p>　　箱體為剖分式結構，由I箱體和箱蓋組成，其剖分面通過蝸輪傳動的軸線；箱蓋和箱座用螺栓聯成一體；采用圓錐銷用于精確定位以確保和箱座在加工軸承孔和裝配時的相互位置

67、；起蓋螺釘便于揭開箱蓋；箱蓋頂部開有窺視孔用于檢查齒輪嚙合情況及潤滑情況用于加住潤滑油，窺視孔平時被封??；通氣器用來及時排放因發(fā)熱膨脹的空氣，以防高氣壓沖破隙縫的密封而致使漏油；副標尺用于檢查箱內油面的高低；為了排除油液和清洗減速器內腔，在箱體底部設有放油螺塞；吊環(huán)螺栓用來提升箱體，而整臺減速氣的提升得使用與箱座鑄成一體的吊鉤；減速器用地腳螺栓固定在機架或地基上。</p><p><b>　　（2）蝸桿

68、的潤滑 </b></p><p>　　雖然本蝸桿的圓周速度為1.2m/s,同時考慮本傳動裝置壽命較長，滑移速度較大，故采用油池潤滑，選擇潤滑劑為L-AN </p><p>　　（3）滾動軸承的潤滑 </p><p>　　下置式蝸桿的軸承，由于軸承位置較低，可以利用箱內油池中的潤滑油直接浸浴軸承進行潤滑，即滾動軸承采用油浴潤滑 。</p>&

69、lt;p>　　參考文獻1，《機械設計》第九版 濮良貴 主編 ---高等教育出版社</p><p>　　2，《機械設計課程設計》 唐增寶 主編 ---華中科技大學出版社</p><p>　　3，《機械設計實踐教程》 王利華 主編 ---華中科技大學出版社</p><p>　　4，《機械原理》

70、 孫 恒 陳作模 主編 ---高等教育出版社</p><p>　　5，《理論力學》 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室 編---高等教育出版社 </p><p><b>　　課程設計小結</b></p><p>　　機械設計課程設計是機械設計課程的一個重要環(huán)節(jié)，它可以讓我們進一步鞏固和加深學生所學的理論知識，通過設計把機械設

71、計及其他有關先修課程（如機械制圖、理論力學、材料力學、工程材料等）中所獲得的理論知識在設計實踐中加以綜合運用，使理論知識和生產實踐密切的結合起來。而且，本次設計是我們學生首次進行完整綜合的機械設計，它讓我樹立了正確的設計思想，培養(yǎng)了我對機械工程設計的獨立工作能力；讓我具有了初步的機構選型與組合和確定傳動方案的能力；為我今后的設計工作打了良好的基礎。</p><p>　　由于實踐經驗和資料的缺乏，加之時間緊迫，在設