機械設計課程設計-設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器

目錄一設計任務書1二傳動方案的擬定及說明3三電動機的選擇3四計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4五傳動件的設計計算5六軸的設計計算14七滾動軸承的選擇及計算26八箱體內(nèi)鍵聯(lián)接的選擇及校核計算27九連軸器的選擇27十箱體的結構設計29十一、減速器附件的選擇30十二、潤滑與密封31十三、設計小結32十四、參考資料33一、設計任務書題目設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器1總體布置簡圖DVF1電動機；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4帶式運輸機；5鼓輪；6聯(lián)軸器2工作情況載荷平穩(wěn)、單向旋轉3原始數(shù)據(jù)輸送帶的牽引力F（KN）21輸送帶滾筒的直徑D（MM）450輸送帶速度V（M/S）14帶速允許偏差（）5使用年限（年）10工作制度（班/日）24設計內(nèi)容1電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2直齒輪傳動設計計算；3軸的設計；4滾動軸承的選擇；5鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6裝配圖、零件圖的繪制；7設計計算說明書的編寫。5設計任務1減速器總裝配圖一張；2齒輪、軸以及箱座零件圖各一張；3設計說明書一份；6設計進度1第一階段總體計算和傳動件參數(shù)計算2第二階段軸與軸系零件的設計3第三階段軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4第四階段裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫二、傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構類型為展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸承受載荷大、剛度差，中間軸承潤滑較困難。三、電動機的選擇1電動機類型和結構的選擇因為本傳動的工作狀況是載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。2電動機容量的選擇1）工作機所需功率PWP31KWFV/10W2）電動機的輸出功率D/DW由于，故36KW32086軸承齒輪鏈聯(lián)軸器DP3電動機轉速的選擇根據(jù)，初選為同步轉速為1500R/MIN的12DNWNII電動機4電動機型號的確定由表177查出電動機型號為Y112M4,其額定功率為4KW，滿載轉速1440R/MIN,基本符合題目所需的要求。四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1計算總傳動比由電動機的滿載轉速和工作機主動軸轉速可確定傳動MNWN裝置應有的總傳動比I由于，1460/5941WND故計算得到總傳動比2I2合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，為了使兩個大齒輪具有相近的浸油深度，應試兩級的大齒輪具有相近的直徑，于是可按下式3分配傳動比13II因為，取，2424I1256,43II此時速度偏差為，所以可行。0五、各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩項目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III滾筒軸IV轉速（R/MIN）144014402567594594功率（KW）4396380365350轉矩（NM）265263141458685627傳動比115614321效率1099096096094五、傳動件設計計算直齒圓柱齒輪具有不產(chǎn)生軸向力的優(yōu)點，但傳動平穩(wěn)性較差，在減速器中圓周速度不大的情況下采用直齒輪。III軸高速傳動嚙合的兩直齒輪（傳動比561）1選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40CR（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）精度等級選用8級精度；3）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)的；19Z2107Z2按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（109）試算，即D3212HEDTZUTK4）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選；TK13（2）由圖1030選取區(qū)域系數(shù)；25Z（3）由表107選取尺寬系數(shù)；1D（4）由表106查得材料的彈性影響系數(shù)；189EMPA（5）由圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限LIM160HMPA；LI25（6）由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)1N160HNJL40128301942092/57由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)；108HNK209HN（7）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)，由式（1012）得SH12H12086590MIN,6MPA5）計算過程（1）試算小齒輪分度圓直徑1TD1TD3212HEDTZUTK2324136MM323506819126（2）計算圓周速度124361/600TDNVMS（3）計算齒寬、模數(shù)及齒高等參數(shù)齒寬1B4361DT模數(shù)M2181ZT9齒高2521849HMM齒寬與齒比為/36/2BH（4）計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，所以取1；A根據(jù)V293M/S,8級精度，由圖108查得動載系數(shù)；1VK對于直齒輪；1HFK由表104插值法查的8級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，1450H由,查圖1013得，故/82BH14FKA8162VHK（5）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010A）得331/41628/1450TTDKM（6）計算模數(shù)MM237MM1ZD95043按齒根彎曲強度設計由式1017M321FSADYZKT確定計算參數(shù)1由圖1020C查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限大150FMPA齒輪的彎曲疲勞強度極限2380FMPA2由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)1NK293FN3計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)，由式1012得14S1F/NFEK3057MPA2224查取齒型系數(shù)和應力校正系數(shù)由表105查得；1850FAY2175FAY由表105查得；4S98S5計算大、小齒輪的并加以比較FA1FSAY5730482162FSA905大齒輪的數(shù)值大。6計算載荷系數(shù)148162AVFK7設計計算154M323549011968最終結果1544標準模數(shù)選擇由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)M大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)優(yōu)先采用第一系列并就近圓整為標準值，按接觸疲勞1542M強度算的的分度圓直徑的1450D1小齒輪齒數(shù)，取1/25ZDM123Z2）大齒輪齒數(shù)，取1292169Z2Z5幾何尺寸計算1計算中心距A152MM21MZ2計算大、小齒輪的分度圓直徑，146DZ258DZM計算齒輪寬度1DB46BM小齒輪齒寬相對大一點因此，150B23結構設計以大齒輪為例，因齒輪齒頂圓直徑大于160MM，而又小于500MM，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。IIIII軸低速傳動嚙合的兩直齒輪（傳動比432）1選精度等級、材料及齒數(shù)與上面兩對齒輪相同1）材料及熱處理選擇小齒輪材料為40CR（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）精度等級選用8級精度；3）試選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)的；124Z2103Z2按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（109）試算，即TD3212HEDTZUTK4）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選；T13（2）由圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH25；（3）由表107選取尺寬系數(shù)；1D（4）表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE1898MPA（5）由圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限LIM10HMPA；LI25（6）由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)9160256718301740HNNJL82/430由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)；186HNK209HN（7）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)，由式（1012）S得H12H12086590MIN,6MPA5）計算過程（1）試算小齒輪分度圓直徑1TD1TD3212HEDTZUTK2327354MM3235068194（2）計算圓周速度127329/60601TDNVMS（3）計算齒寬B及模數(shù)M1B7354DTM3061ZDT24735齒高30689HMM齒寬與齒高比/754/167BH（4）計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，所以取1；A根據(jù)V099M/S,8級精度，由圖108查得動載系數(shù)；106VK由于直齒輪；1HFK由表104插值法查的8級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，；1463H由B/H844，查圖1013得；146FKA035VHK（4）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010A）得331/7541/798TTDKM（5）計算模數(shù)MM325MM1Z24983按齒根彎曲強度設計由式1017M321FSADYZKT1）確定計算參數(shù)（1）由圖1020C查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限50FMPA2380FMPA（2）由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)17NK2091FN（3）計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)，由式1012得14S3107MPA1F/NFEK247MPA22（4）查取齒型系數(shù)和應力校正系數(shù)由表105查得；1650FAY2180FAY由表105查得；8S79S（5）計算大、小齒輪的并加以比較FA1FSAY73058621342FSA90大齒輪的數(shù)值大。（6）計算載荷系數(shù)106415AVFK2設計計算M2293235801415最終結果M2294標準模數(shù)的選擇由齒面解除疲勞強度計算的模數(shù)M大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)229優(yōu)先采用第一系列并就近圓整為標準值M25MM，按接觸疲勞強度算的的分度圓直徑的1798DM小齒輪齒數(shù)，取1/32Z13Z大齒輪齒數(shù)214Z5幾何尺寸計算1）計算中心距A206MM21MZ2計算大、小齒輪的分度圓直徑175DZ23M計算齒輪寬度1DB75M小齒輪齒寬相對大一點因此，182B283結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160MM，而又小于500MM，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。六、軸的結構設計和強度校核第一部分結構設計1初選軸的最小直徑選取軸的材料為45號鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)。取AO112，3040MPA1軸1569MM，考慮到聯(lián)軸器、鍵槽的影響，1311取8DM2軸2750MM，取2322230DM3軸4420MM，取33333452初選軸承1軸高速軸選軸承為7206C2軸中間軸選軸承為7208C3軸低速軸選軸承為7211C各軸承參數(shù)見下表基本尺寸/MM安裝尺寸/MM基本額定/KN軸承代號DDBDADA動載荷CR靜載荷COR7206C306216365623157208C40801847733682587211C551002164915284053確定軸上零件的位置和定位方式1軸由于高速軸轉速高，傳動載荷不大時，為保證傳動平穩(wěn)，提高傳動效率，將高速軸取為齒輪軸，使用角接觸球軸承承載，一軸端連接電動機，采用剛性聯(lián)軸器，對中性好。2軸低速嚙合、高速嚙合均用鍛造齒輪，低速嚙合齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，高速嚙合齒輪左端用軸肩，右端用甩油環(huán)定位，兩端使用角接觸球軸承承載。3軸采用鍛造齒輪，齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，為減輕軸的重量采用中軸頸，使用角接觸球軸承承載，右端連接單排滾子鏈。（一）高速軸的結構設計9050434252030404640303254321）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度A由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為20MM。B考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達25MM，所以該段直徑選為25。C該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2MM的圓角，則軸承選用7206C型，即該段直徑定為30MM。D該段軸為齒輪，考慮到軸肩要有2MM的圓角，經(jīng)標準化，定為40MM。E為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5MM，所以該段直徑選為46MM。F軸肩固定軸承，直徑為40MM。G該段軸要安裝軸承，直徑定為30MM。2各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下H該段軸連接聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38MM，該段長度定為34MM。I該段取32MM。J該段安裝軸承，參照工作要求長度至少16MM，考慮間隙取該段為22MM。K該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離、軸承與箱體內(nèi)壁距離（采用油潤滑），還有二級齒輪的寬度，定該段長度為90MM。L該段考慮齒輪的寬度，根據(jù)齒輪校核，選定該段50MM。M該段軸肩選定長度4MM。N該段與C段相同取22MM。O軸右端面與端蓋的距離為10MM。（二）中間軸的結構設計80844404646403849581擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑AI段軸用于安裝軸承7208，故取直徑為40MM。BII段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2MM的圓角，經(jīng)強度計算，直徑定為46MM。CIII段為軸肩，相比較比II段取直徑為58MM。DIV段安裝大齒輪直徑與II段相同，直徑為46MM。EV段安裝軸承，與I段相同直徑為40MM。2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度AI段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，軸承7208C寬度B18，該段長度選為28MM。BII段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為80MM。CIII段為定位軸肩，長度略小8MM。DIV段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為44MM。EV段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與I相同，為28MM。（三）低速軸的結構設計7685560605546504356483853721擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑AI段軸用于安裝軸承7211C，故取直徑為55MM。BII段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有25MM的圓角，經(jīng)強度計算，直徑定為60MM。CIII段為定位軸肩，取72MM。DIV段安裝大齒輪直徑與II段相同，直徑為60MM。EV段安裝軸承，與I段相同直徑為55MM。FVI段直徑53MMGVII段直徑與彈性注銷選擇有關，取LX3，直徑為46MM。2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度AI段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，7211C寬度B21，該段長度選為30MM。BII段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為76MM。CIII段為定位軸肩，長度略小8MM。DIV段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為50MM。EV段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與I相同，為28MM。FVI長度為32MM。GVII長度與聯(lián)軸器有關，取56MM。第二部分強度校核I高速軸對于角接觸球軸承7206C從手冊中可以查得A142MM校核該軸和軸承828MM1200MM308MM1L2L3L軸的最小直徑8DM，軸的抗彎截面系數(shù)3310582WDM作用在齒輪上的力1263298TTFND1TANTAN0164R按彎扭合成應力校核軸的強度8281208308FH1FH2FT1FR1FV1FV2MHMVMT45鋼的強度極限為MPAP275，又由于軸受的為脈動循環(huán)載荷，所以60。1252PMPAWT所以該軸是安全的，滿足使用要求。11308576TFN21236TH1087HM113236VRFN2186RV0245VM總彎矩713MHVMN扭矩163TNII中間軸對于角接觸球軸承7208C從手冊中可以查得A17MM校核該軸和軸承53MM70MM35MM1L23L軸的最小直徑230DM，軸的抗彎截面系數(shù)332270WDM作用在2、3齒輪上的圓周力3214019658TTFND32147T徑向力21096239RTFGTGN13418RT求垂直面的支反力23123118357093574RRVFLLN212794VRVRN計算垂直彎矩317945102AVMMFLM31215701328047ANRLLNM求水平面的支承力231231109653491052687TTHFLLN2231287TTH計算、繪制水平面彎矩圖316820AHMMFLNM3121685703649107ANTLLNM求合成彎矩圖，按最不利情況考慮2243026AMAVHMMNM227ANAVNN求危險截面當量彎矩T537035FT2FR2MMVMHFT1FR1MMNNFV1FV2FH2FH1從圖可見，MM,NN處截面最危險，其當量彎矩為（取折合系數(shù)06）22223601431EANMTNM27M計算危險截面處軸的直徑MM截面1272PPMPAWTMNN截面422PPMPAWTM所以該軸是安全的，滿足使用要求。III低速軸對于角接觸球軸承7211C從手冊中可以查得A209MM校核該軸和軸承49MM，107MM1L2L軸的最小直徑，3D5M軸的抗彎截面系數(shù)3310915WDM作用在齒輪上的力3T2T586F30NDR3TANTAN2175O按彎扭合成應力校核軸的強度FH1FH2FV1FV2MHMVMFT3FR3T4910745鋼的強度極限為MPAP275，又由于軸受的為脈動循環(huán)載荷，所以60。22341MPPTPAW所以該軸是安全的，滿足使用要求。七、滾動軸承的選擇及計算I高速軸軸承7206C的校核，即軸承壽命校核軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷610THFCLNP的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表134和136可取取1,TPF313491056HTFN2312TH07MM1349556VRFN2184RV0729VM總彎矩2153MHVMN扭矩1586T基本額定動負荷為3210CN2115798RVHF222286316R則，該軸承的壽命63520001458THPCFLHN滿足使用10年要求。II中間軸軸承7208C的校核，即軸承壽命校核軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷610THFCLNP的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表134和136可取取1,TPF3基本額定動負荷為36810CN22211794RVHF2235081R則，該軸承的壽命66352000712THPCFLHN滿足使用10年要求。III低速軸軸承72011C的校核，即軸承壽命校核軸承壽命可由式進行校核，軸承只承受徑向載荷610THFCLNP的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表134和136可取取1,TPF3基本額定動負荷為342810CN211576RVHF2222874035RV則，該軸承的壽命6636301898100597THPCFLHN滿足使用10年要求。八、箱體內(nèi)鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1傳遞轉矩已知；2鍵的工作長度LLBB為鍵的寬度；3鍵的工作高度K05HH為鍵的高度；4普通平鍵的強度條件為；3P2T10PKLD代號直徑（MM）工作長度（MM）工作高度（MM）轉矩（NM）極限應力（MPA）高速軸無鍵安裝14936（圓頭）462245141462中間軸14970圓頭4656451414244低速軸181170（圓頭）6052555868684由于鍵采用靜聯(lián)接，材料鋼，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。MPAP10九、聯(lián)軸器的選擇由于剛性聯(lián)軸器價格便宜、構造簡單、可傳遞較大轉矩、對中性較好，所以優(yōu)先考慮選用它。1高速軸用聯(lián)軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，51AK計算轉矩為MNTKACA539261所以考慮選用剛性凸緣聯(lián)軸器GYS2（GB58432003），其主要參數(shù)如下材料HT200公稱轉矩MNTN63軸孔直徑，D201D20軸孔長，L581裝配尺寸MA4半聯(lián)軸器厚B2（1P167表171）2連接鏈輪聯(lián)軸器的設計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，51AK計算轉矩為MNTKACA2805613所以選用彈性銷柱聯(lián)軸器LX3（GB50142003），其主要參數(shù)如下材料HT200公稱轉矩MNTN1250軸孔直徑MD3021軸孔長，L661半聯(lián)軸器厚B（1P175表175）（GB50142003）十、箱體的結構設計箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、質(zhì)量及成本等有很大影響。1減速器箱體為鑄造箱體，材料HT200。2箱體結構為剖分時，剖分面為水平面，與傳動件軸心線平面重合，有利于軸系部件的安裝與拆卸。3剖分時箱體的結構尺寸選擇（1）箱座壁厚0025A38MM；A為二級圓柱齒輪減速器的低速級中心距A20625，8168滿足要求，取壁厚10MM；（2）箱蓋壁厚（08085），8MM，則85MM；111（3）地腳螺栓直徑0036A12194，選擇M20；FD（4）地腳螺栓數(shù)目由于A20650MM外箱壁至軸承座端面距離1L58MM1C2大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離15MM齒輪端面與內(nèi)箱壁距離21220MM箱蓋肋厚1M08575MM1箱蓋肋厚208585MM軸承蓋外徑D圖62725MM2D03D軸承旁連接螺栓距離S圖72凸臺外徑十一、減速器附件的選擇1通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M1815。2油面指示器選用游標尺M16。3起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳。4放油螺塞選用外六角油塞及墊片M1615。十二、潤滑與密封H12514HHO19HFS油面1齒輪的潤滑根據(jù)表54浸油深度推薦值，選取二級圓柱式齒輪減速器類型由于低速級周向速度小于12M/S，采用浸油潤滑，II級大齒輪浸油高度約為07個齒高但不少于10MM，該大齒輪齒高FH2510MM，所以II級大齒輪浸油高度取11MM。FFHIII級大齒輪浸油高度大于一個齒高小于1/6半徑（3125SH567MM），由于III級大齒輪和二級大齒輪的半徑差為39MM。所以大齒輪的浸油深度選為50MM。S大齒輪齒頂圓到油池低面的距離為3050MM，所以選取的油池深度為80MMOH甩油環(huán)2滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為099小于2M/S，所以采脂潤滑，為防止軸承室內(nèi)的潤滑脂流入箱體而造成油脂混合，在箱體軸承座箱內(nèi)一側裝設甩油環(huán)。3潤滑油的選擇齒輪潤滑油，考慮到該裝置用于小型設備，選用LAN15潤滑油。軸承潤滑脂，選用通用鋰基潤滑脂ZL1，普遍應用在各種機械部位。4密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25427ACM，（F）B709010ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。十三、設計小結經(jīng)過十幾天的努力,我終于將機械設計課程設計做完了在這次作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設計方案修改，這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足，計算出現(xiàn)了很多小問題，令我非?？鄲篮髞碓诶蠋煹闹笇?我找到了問題所在之處,并將之解決同時我還對機械設計基礎的知識有了更進一步的了解盡管這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,但我的收獲還是很大的不僅僅掌握了設計一個完整機械的步驟與方法也對機械制圖、AUTOCAD軟件有了更進一步的掌握。對我來說,收獲最大的是方法和能力那些分析和解決問題的方法與能力在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學生最最缺少的是經(jīng)驗,沒有感性的認識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié)。在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。總體來說,我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學過的相關知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來，綜合應用才能很好的完成包括機械設計在內(nèi)的所有工作，也希望學院能多一些這種課程。參考資料1機械設計課程設計，高等教育出版社，李育錫主編，2008年6月第1版；2機械設計課程設計，北京大學出版社，許瑛主編，2008年8月第1版；3機械設計課程設計，科學出版社，鞏云鵬，田萬祿，張偉華，黃秋波主編，2008年3月第一版；4機械設計綜合課程設計，機械工業(yè)出版社，王之櫟，王大康主編，2009年1月第二版；5機械設計（第八版），高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2006年5月第八版；6機械原理（第七版），高等教育出版社，孫桓，陳作模，葛文杰主編，2006年5月第七版；7機械制圖（第2版），西北工業(yè)大學出版社，臧宏琦，王永平主編，2004年9月第2版；8機械精度設計與檢測技術，國防工業(yè)出版社，王玉主編，2005年8月第1版。參考資料1機械設計課程設計，高等教育出版社，李育錫主編，2008年6月第1版；2機械設計課程設計，北京大學出版社，許瑛主編，2008年8月第1版；3機械設計課程設計，科學出版社，鞏云鵬，田萬祿，張偉華，黃秋波主編，2008年3月第一版；4機械設計綜合課程設計，機械工業(yè)出版社，王之櫟，王大康主編，2009年1月第二版；5機械設計（第八版），高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2006年5月第八版；6機械原理（第七版），高等教育出版社，孫桓，陳作模，葛文杰主編，2006年5月第七版；7機械制圖（第2版），西北工業(yè)大學出版社，臧宏琦，王永平主編，2004年9月第2版；8機械精度設計與檢測技術，國防工業(yè)出版社，王玉主編，2005年8月第1版。2011/06/180101110KV肇慶變電站電氣部分初步設計2011/06/180101468Q發(fā)動機缸體雙面臥式鉆床總體設計及左主軸箱設計2011/06/180101ABS防抱死系統(tǒng)設計2011/07/071335CA1050汽車驅動橋主減速器設計2011/06/180101CA6110發(fā)動機曲軸的加工工藝及夾具設計201