蜗轮蜗杆二级减速器二级项目设计说明书燕山大学Word版

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1、传播优秀Word版文档 ，希望对您有帮助，可双击去除！ 燕山大学 机械设计课程设计说明书 题目： 蜗杆-齿轮二级减速器 学院（系）： 机械工程学院 年级专业： 15级模具1班 学 号： 110111111111 学生姓名： 望乡人 指导教师： 白老师 目 录 一.传动方案的拟定………………………………………………1 二．电动机的选择及传动比确定………………………………………1 1．性能参数及工况……………………………………………1 2．电动机型号选择……………………

2、………………………1 三．运动和动力参数的计算………………………………………3 1.各轴转速………………………………………………………3 2.各轴输入功率…………………………………………………3 3.各轴输入转距…………………………………………………3 四．传动零件的设计计算……………………………………………4 1．蜗杆蜗轮的选择计算…………………………………………4 2．斜齿轮传动选择计算…………………………………………8 五．轴的设计和计算………………………………………………13 1.初步确定轴的结构及尺寸………………………………………13 2．3轴的弯扭

3、合成强度计算……………………………………17 六．滚动轴承的选择和计算………………………………………21 七．键连接的选择和计算…………………………………………22 八、联轴器的选择…………………………………………………22 九．减速器附件的选择……………………………………………23 十．润滑和密封的选择……………………………………………24 十一．拆装和调整的说明…………………………………………24 十二.主要零件的三维建模…………………………………………24 十三.设计小结………………………………………………………28 十四．参考资料…………………………………………………

4、…29 设计及计算过程 结果 一.传动方案的拟定 本设计要求设计一台应用于带式输送机上的二级减速器，原动机为三相异步电动机，工作机为卷筒。输送机多用在室内，选用闭式齿轮传动，对于传动比较大的减速器，利用蜗轮蜗杆的大传动比可以使减速器尺寸结构紧凑，为提高承载能力和传动效率将蜗轮蜗杆传动布置在高速级，低速级用斜齿轮传动，可提高减速器的平稳性。初步估算蜗杆分度圆圆周速度，v 4~5 m/s，采用蜗杆下置。整体结构如图1所示： 图1 减速器机构简图 二．电动机的选择及传动比确定 1．性能参数及工况 运输机皮带牵引力：F=2287N 运输机皮带作速度：V=0.31

5、m/s 滚筒直径：D=0.41m 使用地点：室内 生产批量：大批 载荷性质：平稳 使用年限：五年一班 2．电动机型号选择 根据室外使用条件，选择Y系列三相异步电动机。 运输机所需工作功率： 联轴器效率η1=0.99，轴承效率η2=0.99 ，一对斜齿轮啮合传动效率η3=0.97，蜗轮蜗杆啮合传动效率η4=0.8，卷筒的效率η5=0.96可得减速器总效率为 F=2287N V=0.31m/s D=0.41m

6、 Pw=0.709Kw η总=0.7014 电动机所需功率 卷筒轮转速 蜗杆—齿轮减速器总传动比合理范围为: i总 =60~90 所用电机转速范围 选取Y100L-6型号的电机，主要性能参数如表1： 表1 Y100L-6型电机性能参数 电动机型号 额定功率（Kw） 同步转速（r/min） 满载转速（r/min） Y100L-6 1.5 1000 940 2.0 2.2 总传动比为 齿轮传动比i2=（0.04~0.07）i总，所以齿轮传动比范围为 根据 ，则，蜗杆

7、取两头，则传动比在15~32范围内。可取i蜗=20， P电=1.01Kw n卷=14.45 r/min 电动机型号Y100L-6 n0=1000 r/min nm=940 r/min i总=65.05 i蜗=20 i齿=3.25 三．运动和动力参数的计算 设电机轴为0轴，蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。 1.各轴转速 n0=n1=nm =940 r / min n2=nm / i1= 940/20= 47 r /

8、 min n3=n4=n2 / i2= 47/3.25= 14.45r / min 2.各轴输入功率： P0=1.0108Kw P1=P0η1=1.01080.99=1.00Kw P2=P1η2η4=1.000.990.80=0.79Kw P3=P2η2η3=0.790.990.97=0.76Kw P4=P3η1η2=0.760.990.99=0.75Kw 3.各轴输入转距： T0=9550P0/nm=95501.0108/940=10.27 Nm T1=9550P1/n1 =95501.00/940=10.17 Nm T2=9550P2/n2=95500.7

9、9/47=161.04 Nm T3=9550P3/n3 =95500.76/14.45=502.99 Nm T4=9550P4/n4 =95500.74/14.45=492.99 Nm 表2 运动及动力参数 轴号 功率P（Kw） 转矩T(Nm) 转速n（r/min) 传动比i 电机轴 1.0108 10.27 940 ------------ 1轴 1.00 10.17 940 20 2轴 0.79 161.04 47 3.25 3轴 0.76 502.99 14.45 ----------- 卷筒轴 0.75 492.99

10、14.45 n1=940 r / min n2=47r/ min n3=14.45 r/ min P1=1.00Kw P2=0.79Kw P3= 0.76Kw P4= 0.75Kw T0=10.27 Nm T1==10.17 Nm T2==161.04 Nm T3=502.99 Nm T4=492.99 Nm 蜗轮计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第 四．传动零件的设计计算 1．蜗杆蜗轮的选择计算 （1）选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度等级 考虑到蜗杆传递功率不大，速度不高，故

11、蜗杆选45号钢，调质处理，HB=240，选用普通的阿基米德蜗杆。初步估计蜗杆相对滑动速度 故蜗轮齿冠选用铸造锡青铜ZCuSn10Pl，砂型铸造σb=220MPa，σs=140MPa。蜗轮轮心选用Q235，砂模铸造。 选用8级精度。 （2）确定蜗杆头数和蜗杆齿数 根据蜗轮蜗杆传动比i1=20，选取蜗杆头数Z1=2，则蜗轮齿数Z2=i1Z1=220=40 （3）按齿面接触疲劳强度进行计算 根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。 计算公式 载荷系数K=KAKβKV =1 x1.05 x1=1.05 查机械设计课本表7-6得

12、载荷平稳KA =1，设载荷为变载荷，则Kβ=1，设蜗轮圆周速度v2≤3m/s，KV =1.05 查机械设计课本表7-7得 9.47cosγ=9.26 弹性系数 ZE= 155 由表7-9得应力循环次数 N=60nt=60 4730085=4.17107 将数据代入上式可得 102页~113页 蜗杆材料用45钢，蜗轮选用铸造锡青铜ZCuSn10Pl蜗杆传动精度8级 Z1=2 Z2=40 K=1.05 KA=1 Kβ=1.05 Kv=1 ZE=155 m3q=1084.63 mm3

13、，m=5，d1=40mm，q=8 查机械设计课本表7-4，取 m3q=1000mm3，m=5，d1=40mm，q=8 (4).计算蜗轮圆周速度、相对滑动速度、传动效率 蜗轮圆周速度 相对滑动速度 其中 啮合效率 其中当量摩擦角ψv由Vs查机械设计课本表7-10得 搅油效率η2取为0.99，滚动轴承效率η3取为0.99/对。 总效率 η=η1η2η3=0.83830.990.99=0.82 (5)复核m3q （6）计算中心距 蜗轮分度圆直径 传动中心距

14、 η=0.82 =200mm =120mm （7）校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度 蜗轮齿根抗弯校核公式 K、T2、m、和d1、d2同前，当量齿数 Zv=Z2/cos3γ=41.52 查机械设计课本表7-8得齿形系数 螺旋角系数 许用弯曲应力计算公式 其中 将数据代入许用弯曲应力计算公式得 齿根弯曲应力 蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度。 (8)热平衡核算 减速器润滑油工作油温

15、 蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度 其中室温t0=20℃，η=0.82，P1=1.0Kw，考虑到减速器用于室外取Kd=15W/（m2℃） 箱体散热面积 则工作油温为 油温满足温度要求。 （9）计算蜗杆传动其他尺寸 齿顶高 全齿高 1）、蜗杆 齿顶圆直径 齿根圆直径 蜗杆螺旋部分 取b1=64mm 蜗杆轴向齿距 蜗杆螺旋线导程 2）、蜗轮 喉圆直径 齿根圆直径 蜗轮外径 喉圆母圆半径 油温满足温度要求

16、 齿宽 取 2．斜齿轮传动选择计算 （1）选择材料、热处理方式及精度等级 对于一般动力传递，选用8级精度斜齿轮，小齿轮材料为45钢，调质处理，齿面硬度为HB3=240，大齿轮材料为45钢，正火处理，齿面硬度为HB4=200，HB3-HB4=40，热处理方式合适。 （2）初步确定大小齿轮齿数 根据小齿轮齿数推荐范围20~40，取Z3=30，则大齿轮齿数为 取Z4=98，则实际传动比为 传动比误差 在允许的范围内。 (3)初算传动主要尺寸

17、对于闭式软齿面齿轮，按接触疲劳强度设计 1)确定载荷系数 查机械设计课本表6-4，考虑微振工况取 KA=1 查机械设计课本图6-11b取 KV=1.01 初步取螺旋角=15, 端面重合度 齿轮计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第75页~100页 Z3=30 Z4=98 KA=1 KV=1.01 轴向重合度 其中查机械设计课本表6-7取 总重合度 查机械设计课本图6-13取 查机械设计课本图6-17取 则 2)材

18、料的弹性系数 查机械设计课本表6-5得 ZE=189.8 3)节点区域系数 由=15 ，查机械设计课本表6-19取 ZH=2.42 4）重合度系数 其中>1，取=1，则 5）螺旋角系数 6）接触疲劳强度极限 查机械设计课本图6-27(c)取 σHlim3=590MPa 查图6-27（b）取 σHlim4=470MPa 7）计算应力循环次数 ZE=189.8 ZH=2.42 N3=3.38107 N4=1.04107 查机械

19、设计课本图6-25得 接触疲劳寿命系数 KHN3=1.25， KHN4 =1.3 8）计算接触疲劳许用应力 取安全系数S=1(失效概率为1%) 取 9)试算小齿轮分度圆直径d1 （4）确定传动尺寸 1）校核圆周速度 2）修正载荷系数 查机械设计课本图6-11b得 3）校正分度圆直径 4）确定模数 计算法向模数 取标准值 5）计算中心距 a=165mm 圆整取 a=165mm 6）按

20、圆整后的中心距修正螺旋角 值改变不大，故不必对相关参数进行修正 7）确定传动尺寸 8)计算齿宽 圆整取b4=63mm，b3=70mm （5）校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度校核公式 1）计算重合度系数 2）计算螺旋角系数 3)计算当量齿数 d1=77.81mm d2=254.18mm b3=70mm b4=63mm Y=0.696 Y=0.736 4)

21、查取齿形系数 查机械设计课本图6-21得 YFa3=2.55，YFa4=2.18 5）查取应力集中系数 查机械设计课本图6-22得 YSa3=1.62，YSa4=1.82 6）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 查机械设计课本图6-28b。6-28c得 σFlim3=450MPa，σFlim4=390MPa 查机械设计课本图6-26得寿命系数 KFN1=KFN2=1 7）计算弯曲疲劳许用应力 ［σF］=KFNσFlim/S 取安全系数 S=1 (取失效概率为1%) 则 8）计算弯曲应力 齿根

22、弯曲疲劳强度满足条件。 （6）计算齿轮传动其他尺寸 端面模数 齿顶高 齿根高 zV3=33.50 zV4=109.44 YFa3=2.55 YFa4=2.18 YSa3=1.62 YSa4=1.82 KFN1=KFN2=1 S=1 齿根弯曲疲劳强度满足条件 齿顶隙 齿顶圆直径 齿根圆直径 五．轴的设计和计算 1.初步确定轴的结构及尺寸

23、（1）蜗杆轴设计及计算 下图是蜗杆轴与蜗杆材料一致选择45号钢调质处理，HB=240，考虑到蜗杆为下置，有轴向力，所以选用一对角接触轴承，一个深沟球轴承，一端固定，一段游动，稀油润滑，橡胶密封。轴的结构设计如下图 图2 蜗杆轴的结构设计 1）初算轴头 按需用切应力初算d1 d1段直接与电机相连，不受弯矩，查机械设计课本表10-2取c=112则 轴颈上有单键，轴颈虚增大3%，d1=11.41.03=11.74 考虑到蜗杆轴刚度较小，需增大轴径，取d1=18mm 查《机械设计指导手册》126页选取LT2型联轴器

24、l1=42mm 轴的计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第137页~第157页 轴的材料选用常用的45钢，调质处理 d1=18mm l1=42mm 2）计算d2、l2 该段轴与联轴器想连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取d2=20mm，l2需伸出端盖15~20mm，由作图决定，作图后的l2=40mm。 3）计算d3、l3 该段与圆螺母配合，考虑圆螺母的标准值。 所以取d3=25mm，l3=17. 4）计算d4、l4

25、 该段与轴承配合，所以选取d4=30mm，选取7206C轴承，长度l4为两个轴承宽度16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，故l4=53mm 5）计算d5、l5 该段主要是固定溅油板所以取d5=36，其厚度为10，所以取l5=5 6）计算d6、l6 该段为轴向固定溅油板，所以取d6=41mm，长度取5mm。 7）计算d7、l7 该段为过渡段，取d7=34mm，l7由作图决定，取40mm。 8）计算d8、l8 该段与轴承配合，所以选取d8=30mm，选取6206轴承，长度l8为轴承宽度16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，故l8=32mm. （2）2轴设计计算 选

26、用45号钢调质处理，HB=240，轴的结构设计如图3所示。 d2=20mm （l2 =40mm） d3=25mm l3=17mm d4=30mm l4=53mm d5=36mm l5=5mm d6=41mm l6=5mm d7=34mm l7=40mm d8=30mm l8=32mm 图3 轴2结构设计 1）初算轴头 按需用切应力初算d2 d2段与蜗轮配合，受弯矩，查机械设计课本表10-2取 c

27、=112则 考虑到轴上有单键，需增大轴径3%， d2=28.69x1.03=29.55mm 考虑到轴承内径为标准值，取d2=35mm d2=35mm l2=40mm d1=30mm l1 =55mm d3=40mm d4=35mm l4=67mm d5=30mm l5=42mm l2取决于蜗轮轮毂宽度，蜗轮轮毂宽度取 L=1.2d2=1.2x35=42mm 取L=42mm，考虑到轴肩定位，所以取l2=

28、42-2=40mm 2）计算d1、l1 该段轴与轴承配合，所以取d1=30mm，选取轴承6206， 考虑到脂润滑，轴承内侧断面距箱体内壁为8~12mm，取10mm，齿轮断面距离箱体内壁取25mm，在考虑轴肩定位2mm，所以 l1=16+10+27+2=55mm。 3）计算d3、l3 d3与d2的过渡轴肩为定位轴肩承受轴向力，所以取d3=d2+5=40mm，l3的长度影响到蜗杆轴承座与大齿轮是否干涉，由作图决定。 4）计算d4、l4 d3到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d4= d3-5=35mm，长度由小齿轮宽度减去1~3mm的定位距离来确定，l4=67

29、5)计算d5，l5 该段与轴承配合，取d5=30mm，l5=42mm （3）3轴设计计算 轴的材料选用常用的45钢，调质处理HB=240 轴的结构设计如下图 d1=45mm l1=82mm d2=48mm l2=51mm d3=50mm l3=29mm d4=55mm l4=90 mm d5==60mm l5=10mm d6=55mm l6=60mm d7=50mm l7=45mm 图4 轴3的结构设计 1）初算轴头

30、按需用切应力初算d1 d1段直接与联轴器相连，不受弯矩，查机械设计课本表10-2取c=112则 考虑到轴上有键槽，需增大轴径，取d1=41.961.03=43.22mm d1段轴不受弯矩，且考虑到与联轴器配合取d1=45mm 查《机械设计指导手册》126页选取LT7型联轴器 Ft=4139.31N Fa=1563.07N Fr=1144.04N R’A=1801.9N R’B=238.97N RA=2930.97N RB=1208.03N

31、 取l1=82mm 2）计算d2、l2 该段轴与联轴器相连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取d2=48mm，l2需伸出端盖15~20mm，由作图决定，作图后的l2=51mm。 3）计算d3、l3 d3段与轴承配合，所以选取d3=50mm，选取6210轴承，长度l3为轴承宽度20mm，甩油板伸出箱体内壁1~3mm，取2mm，所以l3=20+7+2=29mm 4）计算d4、l4 d5到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d4= d3+5=55mm，长度由作图决定，得l4=90mm。 5）计算d5、l5 d5到

32、d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取d5= d4+5=60mm，长度由作图决定，得l5=10mm。 6）计算d6、l6 大齿轮要和小齿轮啮合传动所以，大齿轮的位置由小齿轮来确定，通过作图可得d6=55mm，l6=60mm 7)计算d7，l7 该段和d3一样都是与轴承配合所以d7=d3=50mm，长度l7=45mm 2．3轴的弯扭合成强度计算 1）计算大斜齿轮受力 2）计算轴承支反力 水平面：

33、 竖直面： 画出水平弯矩Mxy图，垂直面弯矩Mxz图和合成弯矩图，分析图5至图10可知在合成弯矩最大处最危险。 轴的结构尺寸，及受力分析如下列图所示： 图5 轴3结构尺寸 图6 轴3受力图 水平面受力图 图7 水平面弯矩图 竖直面受力图 图8 垂直面弯矩图 M=209876 Nmm T=502990 Nmm σ=14.74MPa σm=0

34、 τ=16.45MPa =1.62 β=0.92 图9 合成弯矩图 图10 轴3扭矩图 4)计算轴的安全系数 轴选用45号钢， 对称循环疲劳极限 脉动循环疲劳极限 由式 得 由图9和图10可得危险截面处弯矩M=209876Nmm。 3轴设计合理 轴承的计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第159页~第173页 Fa= 1144.04N X=0.56，Y=1.71 fP=1.1 选用6210型轴承符合要求 最大转矩为

35、T=502990 Nmm。 在该截面上有无轴直径变化，有键连接，其应力集中可在表10-10由查得=1.62。 表面状态系数 （Ra=3.2，σb=650MPa） 对于碳钢其尺寸系数 安全系数： 综合安全系数 根据校核，危险截面足够安全 六．滚动轴承的选择和计算 该传动装置采用蜗轮-蜗杆—斜齿轮传动，输出轴采用深沟球轴承，轴承型号为6210，d=50mm，D=90mm，B=20mm，基本额定动载荷 Cr=35100N，基本额定静载荷 C0r=23200N 由表11-6，i=1，Fa=1144.04N,C0r=23200N

36、,所以Fa/ C0r=0.05,并且Fa/Fr=0.73，可查得X=0.56，Y=1.71。 又由表11-7，查得载荷系数fp=1.1 所以 折合为年为250年,大于工作要求5年，故选用6210型深沟球轴承符合要求。 七．键连接的选择和计算 1轴键槽部分的轴径为18mm，所以选择普通圆头平键 键 A632 GB/T 1095-2003，材料为Q255A 2轴两端键槽部分的轴径为35mm，所以选择普通圆头平键 蜗轮 键 A1032 GB/T 1095-2003，材料为Q255A 小齿轮 键 A1050 GB/T 1095-2003，材料为Q255A

37、 3轴外伸部分的轴径为45mm，所以选择普通圆头平键 键 A1470 GB/T 1095-2003，材料为Q255A 大齿轮处轴径为55mm，所以选择普通圆头平键 键 A1645 GB/T 1095-2003，材料为Q255A 校核 由于静连接，取， 输出轴，联轴器段键的接触长度 能传递的转矩为： 输出轴，大齿轮配合段键的接触长度 能传递的转矩为： 校核通过 结论：键安全 八、联轴器的选择 1.电动机与输入轴之间： 为了减小启动转矩，减小转动惯量和良好的减震性能，采用弹性柱销联轴器。输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的

38、轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查得轴外伸直径D=18mm，选HL1型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径d=18mm，半联轴器长度L=42mm，。额定转矩为160N.m 2.输出轴与卷筒轴之间： 选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630N.m，半联轴器的孔径d1=45,半联轴器长度L=82mm。 3.、联轴器校核 结论，联轴器安全。 九．减速器附件的选择 窥视孔盖 窥视孔盖的规格为140100mm。箱体上开窥视孔处设有凸台5mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板材料为Q235A钢，用8个M6螺栓紧固。 通

39、气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，使箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。选用带金属滤网的通气器。 启盖螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。 定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为d=8mm，长度为30mm。 吊环和吊

40、钩 为了便于拆卸和搬运，在箱盖铸出吊环，并在箱座上铸出吊钩。 油标尺 油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定油面面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。 放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。 十．润滑和密封的选择 润滑说明 因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v<12

41、m/s，故蜗杆采用浸油润滑；大、小斜齿圆柱齿轮采用浸油润滑，因大齿轮浸不到油，所以加装带油轮；润滑油使用50号机械润滑油。蜗杆轴的轴承采用稀油润滑，其他轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。 密封说明 在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润滑脂。 十一．拆装和调整的说明 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，蜗杆副传动按齿高接触斑点不小于5

42、5%，按齿长接触斑点不小于50%，当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。 十二.主要零件的三维建模 十三.设计小结 转眼间我们的课设基本上结束，回想当初刚拿到设计书的时候，一脸茫然，不知道从何下手，后来课程进行到一定程度的时候才对课设有了大致的了解。深入接触才知道并没有那么简单，他涉及到各种知识，如画法几何，机械制图，机械设计，互换性原理基础等等。每一步都要自己来做，每一个尺寸都要有根有据，否则就要出现错

43、误，更改是牵一发而动全身。我认为这次课设不仅仅是一次任务，更是对我们以后工作的一次锤炼，我们在这次课设中，独立自主认真设计，我们学习了知识，也收获了严谨，认真，耐心，总之收获了很多很多。这次课设虽说是独立自主，但是我们还是有很多东西都不知道，所以老师，还有一些同学都给了我一定的指导，这些指导都是比较珍贵的，在这里我要感谢所有帮助过我的每一个人。最后，浪费课设就是浪费未来的事业，珍惜以后的每一次学习机会。 十四．参考资料 许立中，周玉林．机械设计．北京：中国标准出版社，2009 韩晓娟．机械设计课程设计指导手册．北京：中国标准出版社，2008 龚溎义，潘沛霖．机械设计课

44、程设计图册．北京：高等教育出版社，2006 成大先．机械设计手册．北京：化学工业出版社，2007 邵晓荣，曲恩．互换性与测量技术基础．北京：中国标准出版社，2007 燕山大学 《机械设计》 课程设计综评 项目 细则 成绩 平时成绩 (30分) 出勤 (15分) (A)全勤 (B)缺勤不多于2次 (C)缺勤不多于5次 (D)缺勤5次以上的 态度 (15分) (A)积极 (B)比较积极 (C)一般 (D)不积极 图面成绩 (50分) 结构 (10分) 合理 比较合理 图面 质量 (40分) 优 良 中 及格 不及格 答辩成绩 (20分) 优 良 中 及格 不及格 总成绩 答辩小组成员签字 年 月 日