求一级圆柱齿轮减速器装配图及零件图~

如题所述

根据你的传动参数来设计。。

给你个例题！自己照着改动一下：

设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。

（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；

滚筒直径D=220mm。

 运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率：

（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

(2)电机所需的工作功率：

Pd=FV/1000η总

=1700×1.4/1000×0.86 

=2.76KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表

方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比

  KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮

1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63

2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为

Y100l2-4。

其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比

（1） 取i带=3

（2） ∵i总=i齿×i 带π

∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)

滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、 计算各轴的功率（KW）

 PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW

 PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

      TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

     TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算

1、 皮带轮传动的设计计算

（1） 选择普通V带截型

由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2   P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

据PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带

（2） 确定带轮基准直径，并验算带速

由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm

由课本[1]P190表10-9，取dd2=280

带速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

            =7.06m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3） 确定带长和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm

确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

    (4)          验算小带轮包角

α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.670>1200（适用）

   （5）       确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得  P1=1.4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得  △P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99

Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]

=2.26  (取3根)

     (6)        计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；

精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。

(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

确定有关参数如下：传动比i齿=3.89

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78                           

由课本表6-12取φd=1.1

(3)转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm

(4)载荷系数k  :  取k=1.2

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin  由课本[1]图6-37查得：

σHlim1=610Mpa   σHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108

查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1  ZN2=1.05

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm 

模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

σ bb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

                 d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mm   b1=60mm

(7)复合齿形因数YFs   由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

 (8)许用弯曲应力[σbb]

根据课本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa  σbblim2 =410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1   YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa

校核计算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a

a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算

   从动轴设计

    1、选择轴的材料   确定许用应力

       选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

       σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

       [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

    2、按扭转强度估算轴的最小直径

       单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

               d≥C 

       查[2]表13-5可得，45钢取C=118

       则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm  

       考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm

    3、齿轮上作用力的计算

       齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N

       齿轮作用力：

                  圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

                  径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

    4、轴的结构设计

       轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

       （1）、联轴器的选择

              可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82  GB5014-85

       （2）、确定轴上零件的位置与固定方式

      单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

      在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合

分别实现轴向定位和周向定位

 （3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.

                 (4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.

                 (5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d1=35mm   长度取L1=50mm

II段:d2=40mm 

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直径d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm.  长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

(6)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=195mm

②求转矩：已知T2=198.58N?m

③求圆周力：Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m

(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m

(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m

(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

       主动轴的设计

      1、选择轴的材料   确定许用应力

       选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

       σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

       [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

    2、按扭转强度估算轴的最小直径

       单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

               d≥C 

       查[2]表13-5可得，45钢取C=118

       则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm  

       考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm

    3、齿轮上作用力的计算

       齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N

       齿轮作用力：

                  圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

                  径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

           确定轴上零件的位置与固定方式

      单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

      在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现  轴向定位和固定   

，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，

 4 确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

(2)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=50mm

②求转矩：已知T=53.26N?m

③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=50mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

(2) 截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m

(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m

(4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N?m

(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2

=59.74N?m

(6)校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)

=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

（7） 滚动轴承的选择及校核计算

       一从动轴上的轴承

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h         

(1)由初选的轴承的型号为: 6209,

     查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,     

     查[2]表10.1可知极限转速9000r/min 

        （1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

(2) ∵FS1+Fa=FS2   Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=682N   FA2=FS2=682N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N =0.63

FA2/FR2=682N/1038N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1

y1=0                y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2  故取P=1624N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h 

∴预期寿命足够

            二.主动轴上的轴承:

       (1)由初选的轴承的型号为:6206

     查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,

基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,

        查[2]表10.1可知极限转速13000r/min

           根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h         

        （1）已知nI=473.33(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

(2) ∵FS1+Fa=FS2   Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=711.8N   FA2=FS2=711.8N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1

y1=0                y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2  故取P=1693.5N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h 

∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6

高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为：键 14×45  GB1096-79

轴与联轴器的键为：键10×40  GB1096-79

2．键的强度校核

  大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79

b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm

圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp]

因此挤压强度足够

剪切强度： =36.60<120MPa=[ ]

因此剪切强度足够

键8×36  GB1096-79和键10×40  GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~

1、减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M12

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5

根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：

起盖螺钉型号：GB/T5780   M18×30,材料Q235

高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235

低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235

箱体的主要尺寸：

：

      (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625                                                                取z=8

                 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45

                                                                取z1=8

                 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

                 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12

                 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

                 (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=

                                       0.036×122.5+12=16.41(取18) 

                 (7)地脚螺钉数目n=4  (因为a<250) 

                 (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5   (取14)                     

                 (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55×                                                                                                                 18=9.9       (取10)                                                  

                 (10)连接螺栓d2的间距L=150-200

                 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8) 

                 (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)

                 (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

                 (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1

                 (15)    Df.d2

                 (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。

(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）

(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm      

(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm  

(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm   

(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

                D～轴承外径

(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.

九、润滑与密封

1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。

2.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。

4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结

课程设计体会

课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！

课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。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，而且学到了，应该是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。

十一、参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；

[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社  胡家秀主编  2007年7月第1版