一级减速器设计说明书96824492

一级减速器设计说明书96824492 机械设计课程设计 说明书 设计题目: 展开式一级圆柱齿轮减速器 分 院:机电与能源工程分院 专业班级: 包装091班 设 计 者: 张彭 学 号: 3090614037 指导教师: 钱孝华 2012年3月 1 目 录 一(设计任务书 ........................................................... 3 二(前言 ................................................................. 3 三.电动机的选择及运动参数的计算 .......................................... 4 四(带轮传动尺寸设计 ..................................................... 6 五(齿轮传动尺寸设计 ..................................................... 7 五(轴承的设计 ........................................................... 9六(轴的设计 ............................................................ 11 八.联轴器的选择设计 ..................................................... 14 九(减速器箱体的设计 .................................................... 14 十(减速器的润滑和密封 .................................................. 14 十一.减速器的附件以及说明 ............................................... 15 一).轴承端盖的设计 .................................................. 16 二).油标的设计 ...................................................... 16 三).排油孔螺栓的设计 ................................................ 16 四).窥视孔盖板的设计 ................................................ 17 五).通气器的设计 .................................................... 16 六).起吊装置的设计 .................................................. 16 七).定位销设计 ...................................................... 17 八).起盖螺钉设计 .................................................... 17 十二.设计小结 ........................................................... 18 2 一(设计任务书 设计一用于胶带输送机卷筒(如图)的传动装置。 原始条件和数据: 胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动, 室内工作，有粉尘;使用期限10 年，大修期3 年。该机动力 源为三相交流电，在中等规模机械厂批生产。输送带速度允许 误差为?5%。 选择I09组数据: 输送带工作拉力:F=3000(N) 输送带速度: v=1.4(m/s) D=400(mm) 卷筒直径: 二(前言 1.题目 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 根据题目，此胶带输送机每日工作16 小时，载荷平稳，空载起动，无需考虑起动力矩。在室内工作，因此，结构不能太大。有粉尘，采用闭式结构，密封要求较高。使用期限十年，大修期限三年，在大修期时更换滚动轴承等零部件。使用期限较长。在中等规模机械厂小批生产。 2.传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的拟定 根据以上的条件，决定采用普通齿轮传动。因为齿轮传动具有外廓尺寸小，传动精度高，工作寿命长等优点。因为传动比较小，采用一级展开式齿轮传动。考虑到实际工况，要求箱体的长度较小，因此采用一级展开式圆柱齿轮传动。 3 设计内容 设计结果 ? ? 3.传动装置运动简图如下图: 4 三.电动机的选择及运动参数的计算 一)、电动机的功率: 1.胶带运输机所需的功率: 所需的功率: w=4.468(kw) P 3000，1.4 Fvww，,4.468kw 1000，0.94P w = = w1000，, 2.确定传动装置的效率: V带传动效率:η=0.96 b 滚动轴承效率: η=0.995 r 滑块联轴器效率:η=0.98 c 8 级精度齿轮传动(稀油润滑)效率:η=0.97 g 故传动装置总效率为: 22 η=η×η×η×η = 0.96×0.995×0.97×0.98=0.90 brgcη=0.90 3.选择电动机: Pwa.电动机的输出功率为:P0 ==4.96kw , 所以选择额定功率为5.5kw 的电动机 b.电动机的转速: 因为卷筒的转速为: 4 610，，vw60000，1.4n w= = r/min ,66.88 ,，D3.14，400 单级圆柱齿轮的传动比范围为' i ‘=3~5 g V带传动比范围i’=2~4 b 则总传动比为范围为:i' = 6 ~ 20 可见电动机转速的可选范围为: n′= i′×n w = (6 ~ 20)×66.88 = 401.28,1337.6r/min 所以电动机转速可选的范围只有750r/min和1000r/min两种。 综合考虑后选择同步转速为1000r/min 的电动机。 选用Y132M2-6 三相异步电动机，其主要参数如下: 电动机额定功率P 5.5 kw 电动机满载转速nm 960 r/min 二).总传动比的计算及传动比的分配: 1.总传动比的计算: 5 960 nm i = = ,14.35 wn66.88 2.传动比的分配: 由式i=i?i,为使V带传动的外廓尺寸不致过大， bg, 取V带传动比i=4 i =14.35 b i=4 bi齿轮传动比i= =14.35/4=3.59 gi g =3.59 ib 三).传动装置运动和动力参数的设计: 1.各轴转速的计算: 960nm?轴:n 1= = =240(r/min) 4ib n1240?轴:n 2 = =(r/min) ,66.85 ig3.59n1 =240 r/min n2=66.85r/min 工作轴:n = n =66.85(r/min) w2n=66.85r/min w 2.各轴输入功率的计算: ?轴: P 1= P0?ηb=4.96?0.96=4.76(kw) ?轴: P2 = P1?ηr?ηg =4.76?0.995?0.97=4.59(kw) 工作轴:P w = P2?ηr?ηc =4.59?0.995?0.98=4.48(kw) P1 =4.76kw 3.各轴输入转矩的计算: P2 =4.59kw P14.76P w =4.48kw ?轴:T 1 = 9550 =9550?=189.41(N?m) 2401n 4.59 ?轴:T 2 = 9550P2 / n2 =9550?=655.71(N?m) 66.85 4.48 工作轴:T w = 9550P w / n w =9550?=640.00(N?m) 66.85 电动机轴输出转矩: P04.96T1=189.41N?m T 0 =9550=9550?=49.34(N?m) T2=655.71N?m mn960 各轴的转速、功率、转矩列入下 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf : T w=640.00N?m T0=49.34(N?m) 项目 电动机?轴 ?轴 工作轴 轴 转速(r/min) 960 240 66.85 66.85 功率(kw) 4.96 4.76 4.59 4.48 转矩(N?m) 49.34 189.41 655.71 640 传动比i 4 3.59 1 效率η 0.96 0.965 0.975 6 四(带轮传动尺寸设计 带轮轴功率P=P=4.96 kw 0 小带轮转速(电动机轴转速)n=960 r/min m 带轮上分配得传动比i=4 b 1. 选择V带型号: 按照工况由《机械设计基础》表3-6，P66查得工作情况系数K=1.1 A 由式Pc=K?P计算功率: A Pc=K?P=1.1?4.96=5.47 kw A选用A型普通 V带 根据Pc和n由《机械设计基础》图3-31选用A型普通V带。 2 2. 确定带轮基准直径d、dd1d2 查表得，小带轮基准直径d=125mm， d1d=125mm d1 d=500mm 960n d2md=?d=?125=500mm d2d1 240n1 再由表3-7基准直径系列选d=500mm d2 v=6.28m/s(合dd2格) 取ε=0.015时，则实际传动比i==4.06 d1(),,d1 传动比偏差5%。 3. 验算带速v 0 ,dnd1m v==6.28m/s ，601000 6.28m/s在5-25m/s范围内 4. 确定中心距a和基准带长L d0 ? 初选中心距a 0 根据得:，故 0.7d da2d d()()，,,，437.5,a,12500d1d2d1d2 a=500mm 0中心距a=500mm= d,符合取值范围。 0d2 ? 计算初定的带长L d0 L=2051.56 d，，,d,d021dd，，,2a，d，d，,2051.56L 0021ddd 24a0 ? 基准带长L d 查表得L=2240mm d ? 实际中心距a A=594.22mm 7 ,LL=2240mm Lddd0 ,，,594.22aa0 2 留出适当中心距调整量 5. 计算小带轮包角α 1 dd, ooo21dd180143.8120 ,合适 ,,,,, a 6. 确定带的根数z 查表: 由n和d得P=1.37;=0.11;=0.8976;=1.06 kkp'md10,L0 z=4 pcz,,3.88 p，,pkk00,L 选用A型普通V带z=4根。 7. 确定带的预拉力F 0 ,,500p2.52c,,由q=0.10kg/m得， F,,1，qv,198.32 0,,zvk,,, 8. 计算作用在轴上的力F F=1508.1N QQ ,1N F,2zFsin,1508.1 Q02 9. 带轮结构设计(略) 五(齿轮传动尺寸设计 一).高速级齿轮的设计: 1.齿轮的选用 1).选用直齿圆柱齿轮传动。 2).选用8 级精度。 3).材料选择:大齿轮材料为45 钢，正火后硬度为170 ~ 210 HBS 小齿轮材料为40MnB, 调质后硬度为240 ~ 285HBS 4).初定小齿轮的齿数为Z 1=26， Z 1=26 Z 2=94 则大齿轮齿数Z 2=i g1 Z 1=3.59?26?94 2.按齿面的接触强度设计: 2,,KTu1671，H 3dmm,() ,,1,,,u,,,dH,, 1).确定公式内各计算数值: 8 p I(1).小齿轮的转矩:TN.mm ,9550,189.411n1载荷综合系数(2).载荷平稳，对称布置，轴的刚度较大，取载荷综合系数K=1.2 K=1.2 (3).齿宽系数取ψd =0.9 ψd =0.9 (4).确定许用接触应力: 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σH lim1 ,720MPa; 大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim2 ,460MPa 安全系数SH min=1 ,Hlim1小齿轮:,σH1,= =720MPa SHmin ,Hlim2大齿轮:,σH 2,= =460MPa SHmin 2).数据代入公式计算: d,88.24mm1(1).得小齿轮分度圆直径: 2 m=2.5(mm) 6713.59，11.2，189.41,,3 d,，,88.24mm,,14603.590.9,, (2).计算模数: 小齿轮直径: d1 =91(mm) 88.24d 1m==(mm) 取 m=3.5(mm) ,3.39大齿轮直径:26Z1d2 =329(mm) (3).计算齿轮主要尺寸及圆周速度: a,210mm 分度圆直径: d1 = Z 1m =26?3.5=91(mm); d2 = Z 2 m =94?3.5=329(mm) m3.5b1 =87(mm) 中心距:，，，， a,z，z,26，94,210mm12b2 =82(mm) 22 齿轮齿宽:b=ψd×d1 =0.9?91=82(mm) v,4.57ms 取b1 =87(mm)、b2 =82(mm) d,n, 11圆周速度:v,,4.57ms 60，1000 (4).校核齿根弯曲强度: 2KTY2HFS,,,,Nmm/校核公式用式 ,,，， FF2bmZ1 a.复合齿形系数根据Z1 、Z2 查得Y FS1=4.19; YFS2=3.92 ,b. 确定许用弯曲应力 ,,F 9 查得σFlim1=530 MPa ，σF lim2 =360 MPa ,Flim,S F min=1，由式= ,, FSFmin 2 2,,得=530( N /mm)， =360( N /mm ) ,,,,F1F2 c. 式中已知 K=1.2 ;T =189410(N?mm);m=3.5mm;b=82mm H d. 校核计算: 2kTF11S,,,,,72.06Mpa,,,530Mpa FF211bmz1 YFs2,,,,,,68.23Mpa,,,360Mpa FFF212YFs2 校核结果:安全 校核结果:安六(轴承的设计 全 由于所有轴承所受的轴向载荷较小，考虑到安装以及互换性的简便，选用 最常用的深沟球轴承。 一).低速轴上的轴承设计: 1.计算作用在轴承上的载荷: 由前面的计算得: 2ToF,,3986.1N周向力: ;径向力:F,F,tan20,1450.8N trt d2 在水平面内轴承所受的载荷: 1 F,F,F,725.4N1H2Hr2 在垂直面内轴承所受的载荷: Ft ,,,1993.05FF12vv2 所以轴承所受的总载荷为: 22 F,F,F，F,2120.99NHv1211 2.当量动载荷以及基本而定动载荷的计算由于基本只受径向载荷，所以当 量动载荷为: p,p,k，F,2332.99N 12p 已知预期寿命为: L h = 365×3×16 =17520 h 10 所以基本额定动载荷为: =3986.1(N) Ft3.选用6213轴承: Fr=1450.8(N) 3 ,,C6I,, L,，1060n,482500.1h,LhH10,,P,,F1 H =725.4N F2 H =725.4N 查表选用6213型深沟球轴承，D=120mm F1v=1993.05N 七(轴的设计 F2v =1993.05 N F1=2120.99N 低速轴的设计: F2=2120.99N 1).轴的材料选择:选用45 钢正火处理， P = 2332.99N 1 抗拉强度极限:σB =590MPa ([2]P217 表12-1) P = 2332.99N 2 2). 轴的结构设计: 高速轴选用 6213 型深沟 球轴承. 3).按弯扭合成进行轴的强度校核: (1).画轴的受力简图，如图(a)所示 (2).计算轴的受力: P3II 9550，10nII Ft = 2 T3 / d4 =2×(N) ,3986.1N329 F r= F t tanα =3986.1×tan20?=1450.8(N) (3).计算轴承反力: 11 在水平面内轴承所受的载荷: F1 H =725.4(N)F2 H =725.4(N) 在垂直面内轴承所受的载荷: F1 V =1993.05(N)F2 V =1993.05(N) 所以轴承所受的总载荷为: F,F,2120.9N12弯矩:(4).计算弯矩，作弯矩图，如图(b)所示 ，，M,1442424.99N,mmb在水平面内: 截面b: Mb H=68 F1 H =68×725.4=49327.2( N?mm) 在垂直面内 扭矩 T=655.71N?m 截面b: Mb v=68F1 v =68×1993.05=135527.4( N?mm) 2合成弯矩: 22 ，，M,M，M,1442424.99N,mmbbHbV (5).计算扭矩，作扭矩图，如图(c)所示 已知，T= 655710N?mm 2 (6).计算当量弯矩，作当量弯矩图，如图(d)所示 当量弯矩: 由，查表得,,,,95,55MPaMPa，得 ,,590MPa,,,,01,Bbb M,1491.72N,mmbc ,,,,1b,,0.58，αT=0.58?655710=380311.8N?mm ,2 ,,,0b 22，，M,M，,T,1491719.44N,mmbeb (7).校核轴的强度: 分别计算轴截面a、b处的直径 M1491719.44，0.58ae3，， d,,,53.98mm3 a,,,0.10.1，55,1b 截面虽有键槽削弱，但结构设计所确定的直径已达到80mm,所以，强度足 够。 12 七(键的设计以及强度校核 1.低速轴齿轮用键联接的设计校核: 低速轴与齿轮联接，选用普通圆头平键(A 型)查表得: 键宽: b=22mm 键高:h=14mm 键长:L=72mm 计算得:键的工作长度l=L-b=72-22=50mm 键的工作高度k=h/2=14/2=7.0mm 选用键的材料为45 钢，被联接的齿轮材料为钢，查表得: 许用挤压应力[σP] = 60 ~ 90 MPa 齿轮与键联接的许用挤压应力为: T44，655710 2,,，故合适 ,,,,46.83,,pp dhl80，14，50 2.低速轴联轴器用键联接的设计校核: 13 低速轴与联轴器联接，选用普通圆头平键(A 型)查表得: 键宽: b=16mm 键高:h=10mm 键长:L=79mm 弯矩: 计算得:键的工作长度l=L-b=79-10=69mm M,1442.4N,mmb键的工作高度k=h/2=10/2=5.0mm 选用键的材料为45 钢，被联接的齿轮材料为钢，查表得: 扭矩 T=655.71N?m 2许用挤压应力[σP] = 70 ~ 80 MPa 齿轮与键联接的许用挤压应力为: T44，655710 2，故合适 ,,,,,,70.39,,pp dhl54，10，69 八.联轴器的选择设计 1.低速轴与电动机联接的联轴器: 低速轴齿轮用由于装置用于运输机，原动机为电动机， 键 键宽: b=22mm 所以工作情况系数为KA=1.3 键高:h=14mm 键长:L=72mm 联轴器的计算扭矩T c = K A T2 =1.3?655710 =852423(N?mm) 由于转速不高，并且冲击不大，故选用凸缘联轴器 考虑到电动机的轴径是45mm,最终选用GYS6钢制凸缘联轴器 许用扭矩[T ]=900000( N ?mm) 低速轴联轴器许用转速[n]=6800 r /min 用键 配合轴径d 1=40mm; d2 =42mm; d3 =45mm; d4 =48mm; d5 =50mm 键宽: b=16mm 与轴的配合长度 L=84mm 键高:h=10mm 键长:L=79mm 九(减速器箱体的设计 一).箱体的主要的结构尺寸 单位:mm 箱体(座)壁厚(δ) δ=8 δ=0.025a+Δ=0.025×192.5+1=5.8 低速轴与电动箱盖壁厚(δ) δ=8 δ1 =0.85δ=6.4，取δ=8 1 11机联接的联轴b=12 b=1.5δ=1.5×8=12 箱底，箱盖，箱座 器: 底凸缘厚度 =12 b=1.5δ=1.5×8=12 b11最终选用GYS6(b,b,b) 12b=20 b=2.5δ=2.5×8=20 22钢制凸缘联轴 =0.04a+8=0.04×192.5+8=15.7df器 df=16 地脚螺栓直径及数目，取d =16 f (d,n) fn=6 取n=6 轴承旁联接螺栓直径d d=12 d=0.75d=0.75×16=12 111f 箱盖，箱座联接螺栓直 = (0.5 ~ 0.6)d=9.4，取d2 =10 d2f =10 d2径 d 螺栓的间距:150-200 2 14 轴承端盖螺钉的直 ?轴D=64，d3=8,螺钉数4 d3 径及数目(d,n) ?轴D=80，d3=10,螺钉数4 3 检查端盖螺钉的直径d4 d=6 单级减速器 d4=6 4 df,d1,d2 至箱外壁距离 C=22 C =18 C=14 C11df1d11d2 C 1 df,d1,d2 至凸缘边缘距 C=20 C=16 C=12 C22df2d12d2 离C 2 ?轴D=D+(5~5.5)d=64+5 ×8?104， D(1)=104 232轴承座外径D2 ?轴D=D+(5-5.5)d=80+5 ×10?130 D(2)=130 232 轴承旁联接螺栓距离 S S=100 S=160 12 轴承旁凸台半径R1 R=C R=20 R=16 R=12 1 11df1d11d2 根据低速轴轴承座外径DM2d1轴承旁凸台高度h h 扳手空间c的要求由结构确定 1 箱外壁至轴承座端面距L=48 C+C+(5-8)=22+20+6=48 112 离L1 箱盖，箱座肋厚 m1=8 m1>0.85δ1=0.85×8=6.8 (m1，m) m=8 m?0.85δ=0.85×8=6.8 大齿轮顶圆与箱内壁间Δ1=9.6 Δ1?1.2δ=1.2×8=9.6 距离 齿轮端面与箱内壁距离 Δ2=8 Δ2?δ=8 十(减速器的润滑和密封 一).减速器的润滑 (a).齿轮的润滑 低速级大齿轮的圆周速度为V?12m/s 所以采用浸油润滑，应没过大 齿轮齿顶13mm 满足使中间大齿轮浸没超过一个齿高h=3.5 的要求。 (b)轴承的润滑 因为，在减速器中只要有一个浸油齿轮的圆周速度v?1.5,2m/s,即可 采用飞溅润滑。因此采用飞溅润滑，飞溅的油形成油雾直接溅入轴承室。 (二)减速器的密封 (a)轴伸出端的密封: 高速轴:密封处轴径的圆周速度 v = 3.14× d × n /(60×1000) = 3.14× 29×240 /(60×1000) =0.36 m/ s 低速轴:密封处轴径的圆周速度 v = 3.14× d × n /(60×1000) = 3.14× 54×66.85/(60×1000) =0.19 m/ s 由于圆周速度较小所以都采用毡圈式密封。 (b)箱盖与箱座结合面的密封 在箱盖箱座结合面开回油沟，让渗入结合面的油通过回油流回油 池。 十一.减速器的附件以及说明 15 一).轴承端盖的设计 高速轴端盖: D=85mm(轴承外径) D?D+2.5d=85+2.5×8=105mm 用毡圈式密封 03 D?D+2.5d=105+20=125mm 203 D=D-(10,15)=70mm 4 e?1.2d=1.2×8=9.6mm 3 低速轴端盖: D=120mm(轴承外径) D?D+2.5d=120+2.5×10=145mm 03 D?D+2.5d=145+25=170mm 203 D=D-(10,15)=105mm 4 e?1.2d=1.2×10=12mm 3 二).油标的设计 由油标上面的油痕来判断油面的高度是否适合。 油标的尺寸: 使用M16 的螺纹(单位:mm) d1=4 d2=16 d3=6 h=35 a=12 b=8 c=5 D=26 D1=22 三).排油孔螺栓的设计 如下图(单位:mm) d=M20?1.5 D0=30 L=28 l=15 a=4 16 D=25.5 S=22 D1?0.95S=21 d1=22 H=2 四).窥视孔盖板的设计 因为减速器的轴向尺寸较大,为了加大窥视孔,以方便检修,把窥视 孔做成正方形。如下图: 根据减速箱体的尺寸: A=145,A1=177,A2=(A+A1)/2=161,d4=M6-M8 B1=86mm, B2 =76mm, B=66mm,R=5-10mm,自行设计 五).通气器的设计 为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大、从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。 17 设计如下图:(尺寸已标在图上) 六).起吊装置的设计 吊环螺钉装在箱盖上,用来拆卸和吊运箱盖,也可用来吊运轻型减速器.吊环为螺钉为 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 件,按起重重量选取.如下图所示: 七).定位销设计 为确定箱座与箱盖的相互位置。保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销,常用定位销为圆锥销，圆锥销为标准件:材料为3 5号钢 18 d=(0.7-0.8)d=7mm,l=22mm,a=1.0mm,r?d=6mm, 212r=a/2+d+(0.02l)/8a=13mm 2 八).起盖螺钉设计 箱盖、箱座装配时在剖分面上所涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装于其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖: d=13mm 起盖螺钉材料为35号钢并通过热处理使硬度达到HRC28-38.起盖螺钉的数目为1只。 十二.设计小结 一).本设计的优缺点及改进意见 本减速器采用一级展开式圆柱齿轮 优点:箱体的长度可以较小，占用的空间较少。 缺点:设计的轴比较细长，刚度较差;高速轴和电动机轴以及低速轴与外部传动轴用联轴器联接时难以配套;中间轴承润滑困难。 改进意见: 轴在现有基础上加粗，或用高一级材质的钢材来加工，以达到刚度和强度 19 要求，以及和联轴器的配套;在中间轴承的轴承座上开油孔，并用油槽把箱壁上的有引入油孔。 二).设计感想 经过这次机械设计课程设计，我学到了许多东西。从一无所知到能够设计出减速器，并能用CAD 画出装配图和零件图。一步步地，我对这门课有了一定的了解。在这次课程设计中: 首先，课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。做设计，有时需要连续几个小时，甚至十几个小时不停的工作进行攻关;过程虽然辛苦，但是看到最终努力的成果，心里更多的是一种无法言喻的成就感和喜悦。 第二，我觉得自己对机械设计课程设计的许多知识得到了进一步的巩固。课程设计过程中出现的问题几乎都是对过去所学的机械设计，机械原理，工程图学，材料力学等知识的不熟悉，许多计算方法、公式没有很好掌握，需要不断的翻资料、看课书，和同学们相互探讨。万事开头难，设计之初的过程进行的异常缓慢和艰难。 第三，我认识到随着信息技术的发展，用计算机绘图已成为一种趋势，并在以后将占主导地位。因此，熟练掌握使用CAD 软件非常重要。由于边设计边学习CAD 的各种功能，使我对CAD 有了初步了解。虽然因为初学CAD，许多的操作不会或不熟练，需要不断的修改、重做，设计工作停滞不前了。但慢慢地也就顺手起来。 第四，在这次课程设计中也有许多遗憾。由于一开始对机械设计没有系统性的掌握，导致大多数内容都是照搬书本，在方案设计及结构设计上都没有创新。画图时，经常依葫芦画瓢，没有经过深思熟虑。设计中，出现许多与实际不符的情况，只能重新设计，否则加工出来的就是废品，没有使用价值。另外，许多的细节也考虑地不全面，只能马马虎虎作罢;CAD 亦没有深入的学习。 通过这次设计我想自己在解决问题的能力上应该有所提高。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。对于将来的毕业设计，不会再觉得无从下手了。最后，要感谢在设计过程中耐心指导我的老师，从他那里我学到了许多实用的知识。 参考文献 [1]. 陈秀宁主编～《机械设计基础》浙江大学出版社2007 [2](陈秀宁主编～《机械设计课程设计》浙江大学出版社2009 20