机械设计基础课程设计之减速器(附图)

机电工程学院

《机械设计基础课程设计》

说明书

课题名称： 学生姓名： 专 成 业： 绩： 薛

精压机传动系统设计 傲 学号： [1**********]

材料成型及其控制工程

班级： 11 材控 1

指导教师签字：

2013 年

6月

28 日

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

目录

一．传动系统方案设计与分析··············2 ············· 二．传动装置的总体设计················3 ··············· 1.电动机的选择·················· ··················3 2.传动比的分配·················· ··················4 3.计算传动装置运动和动力参数··········· ···········4 三．传动零件设计计算················ ················5 1.带传动的设计·················· ··················5 2.齿轮传动的设计················· ·················7 四．轴系结构部件的设计··············· ···············11 1.轴的设计与弯扭合成强度计算···········11 ·········· 2.滚动轴承的选用与验算··············13 ············· 3.联轴器的选用··················15 ················· 4.键连接的选择··················15 ················· 五．润滑方式的选择················· ·················16 六．箱体的设计···················17 ·················· 七．减速器装配图和零件图··············21 ············· 八．总结······················23 ····················· 九．参考文献····················24 ···················

1

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

计算说明

图 1 带式输送机的传动装置简图 1、 电动机；2、三角带传动；3、减速器；4、联轴器；5、传动滚筒；6、皮带运输机

一． 传动系统方案设计与分析

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 （1）工作条件：使用年限 8 年，工作为 2 班工作班制，载荷变动较大，运 输带速度允许误差 5%。 （2）原始数据：滚筒圆周力 F=1500N；输送带速度 V=1.8m/s;滚筒直径 D=250mm。

2

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

二．传动装置的总体设计 1.电动机的选择 电动机类型的选择：Y 系列三相异步电动机 电动机功率选择; (1）传动装置的总功率：

n 总=n 带*n 轴承*n 轴承*n 齿轮*n 联轴器*n 滚筒

=0.96*0.98*0.98*0.97*0.99*0.96 =0.885 (2)电机所需的工作功率： P 工作=PV/(1000n

总） =1500*1.8/(1000*0.885) =3.05KW 确定电动机转速： 计算滚动工作转速

n 筒=60*1000V/(3.14D)

=60*1000*1.8/(3.14*250) =137.51r/min 根据书中推荐的传动比合理范围， 取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范 围 I’a=3~5.取 V 带传动比 I1=2~4，则总传动比理时范围为 I’a=6~20.故电动机转速的可选范围为 Id=Ia*n 筒=（6~20)*137.51= 825.06~2750.2r/min 符合这一范围的同步转速有 1000 和 1500r/min.

3

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

根据容量和转速，由有关书籍查出有三种适用的电动机型号：因此有 三种传支比方案，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，可见应选 n=1000r/min。 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 Y132M1-6 其主要性能：额定功率：4KW，满载转速 960r/min。 2.传动比的分配 （1）总传动比：i 总=n (2) 分配各级传动比 取齿轮 i

齿轮 电动

/n 筒=960/137.51=6.98

=3（单级减速器 i=3~6 合理） *i

带

因为 i 总=i 所以

齿轮

i 带=i 总/i 齿轮=6.98/3=2.33

3.传动装置运动和动力参数 (1)计算各轴转速

n0=n 电机=960r/min nI=n0/i 带=960/2.33=412.02(r/min) nII=nI/i 齿轮=137.34（r/min) nIII=nII=137.34（r/min)

计算各轴的功率 P0=P 工作=3.05KW

4

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

PI=P0n 带=3.05*0.96=2.928KW PII=PI*n 齿*n 承=2.783KW PIII=PII*n 承*n 联=2.70KW

（3）计算各轴扭矩 TO = 9550×Po/n0=9550×3.05/960 =30.34 N·m T1 = 9550×PI/nI=9550×2.928/412.02 =67.87 N·m TII=9550×PII/nII=9550×2.783/137.34=193.52 N·m TIII=9550×PIII/nIII=9550×2.70/137.34=187.75 N·m

三．传动零件设计计算 ㈠.V 带传动的设计计算 1).确定计算功率 Pc 由于每天工作时间 T=24h，运输装置载荷变动大，由表 8.21 查得工作 情况系数 KA=1.4，故 Pca=KA× P1=1.4× 3.05kW =4.27kW 2).选择 V 带的带型 根据 Pca,n0 由图 8-12 选择 A 型 V 带。 3).确定带轮的基准直径 dd1

①由表 8-12，取小带轮的基准直径 dd1=100mm 。 按式（8-13）验算带速:υ=πdd1nI/(60× 1000) =π×100× 960/60000 =5.03m/s 因为 5m/s

4).计算大带轮的基准直径 dd2 根据式(8-15a)则

dd2=

n1/n2*dd1 = 960/412.02×100=233mm

5

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

按表 8.3 选取标准值 dd2=236mm

5).确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Lo

①根据式 0.7(dd1+dd2)

6).验算小带轮的包角 α

由包角公式 α≈1800-(dd2-dd1)57.50/a =1800-(236-100)× 57.50/500=164.130 >1200

7).计算带的根数 z 单根 V 带传递的额定功率.据 dd1 和 n1，查课本[1]表 8.18 得

d

d1=100mm.

n1=960r/min,

查表得

P0=2.47+（2.83-2.47）(960-800)/(980-800)=2.79KW

i≠1 时单根 V 带的额定功率增量. 查[1]表，得 Ki=1.1373,则 △P0＝0.0010275× 960× （1-1/1.1373）=0.119KW 由表 8.4 得，带长修正系数 KL=0.99，表 8.11 包角系数 Ka=0.97 Z＝PC/[(P0+△P0)Kα KL] ＝4.27/[(2.79+0.119) ×0.97×0.99] ＝1.53 取 Z＝2 根 △P0＝Kbn1(1-1/Ki)=0.0010275KW

8)计算轴上压力 由课本 8.6 表查得 q＝0.10kg/m，单根 V 带的初拉力：

F0＝500PC/ZV（2.5/Kα -1）+qV2 ＝500x4.27/2x5.03(2.5/0.97-1)+0.10x5.032 ＝337.28N 则作用在轴承的压力 FQ

6

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

FQ＝2ZF0sin(α 1/2) ＝2×2×337.28sin(164.13°/2) ＝1336.203N 9)计算带轮的宽度 B B＝（Z-1）e+2f ＝（2-1）×15+2×10 ＝35 mm 10)结构设计结果 选用 A 型 V 带，中心距 a=500mm，带轮直径 dd1=100mm ，dd2=236mm，轴上压 力 FQ＝1241.48N

㈡.齿轮传动设计计算 （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。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 229-286HBW ； 大 齿 轮 材 料 也 为 45 钢 ， 正 火 处 理 ， 硬 度 为 169-217HBW； 精度等级：精压机是一般机器，速度不高，故选 8 级精度 （2）按齿面接触疲劳强度设计 该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳 强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

设计公式为：d1≥ 76.43[KT1(U+1)/φ du[σ H]2) ]1/3 ①表 10.11 载荷系数 K ②转矩 TI 查课本[1]表 K＝1.1

T1 = 9550×PI/nI=9550×2.928/412.02 =67870 N·mm

③解除疲劳许用应力 [σ H] ＝σ σ

Hlim

ZNT/SH

按齿面硬度中间值查[1]

Hlim1

＝600Mpa

7

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

σ 算

Hlim2

＝550Mpa

接触疲劳寿命系数 Zn：按一年 300 个工作日，每天 24h 计算，由公式 N＝60njLh 计 N1＝60×412.02×10×300×24 ＝1.779x109 N2＝N1/i 齿＝1.779x109 /2.33＝7.635×108 查[1]课本图曲线 1，得 ZNT1＝1 [σ H]1＝σ ＝600x1/1 ＝600 Mpa [σ H]2＝σ ＝583Mpa 故得：[σ H]＝ 583Mpa ④计算小齿轮分度圆直径 d1 由[1]课本表 13-9 按齿轮相对轴承对称布置, 取 φ d＝1.0 U＝2.33 将上述参数代入下式 d1≥76.43[KT1(U+1)/φ du[σ H]2) ]1/3 ＝51.94mm 取 d1＝56.25 mm ⑤计算圆周速度 V＝ nIπ d1／（60×1000） ＝412.02×3.14×56.25／（60×1000） ＝1.21m／s V＜6m／s 故取 8 级精度合适 （3）确定主要参数 ①齿数 取 Z1＝25 Z2＝Z1×i 齿＝25×2.33＝58.25=59 ②模数 m＝d1／Z1＝56.25／25＝2.25

Hlim2

ZNT2＝1.06

按一般可靠度要求选取安全系数 SH＝1.0

Hlim1

ZNT1/SH

ZNT2/SH

＝550x1.06/1

③分度圆直径

8

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

d1＝m Z2＝25×2.25＝56.25mm d2＝m Z2＝59×2.25＝132.75mm

④中心距

a＝（d1+ d2）

／2 ＝（56.25+132.75）／2 ＝94.5mm

⑤齿宽

b＝φ d*d1＝1.0×56.25＝56.25mm 取 b2＝60mm b1＝b2+5 mm＝65 mm

(4)校核齿根弯曲疲劳强度 ①齿形系数 YF 查［1］课本表 10.13

YF1＝2.65 YF2＝2.18

②应力修正系数 YS

查［1］课本表 10.14 YS1＝1.59 YS2＝1.80

③许用弯曲应力[σ F]

[σ F]＝σ

Flim

YNT/SF

由课本[1]图 10.25

σ

Flim1

按齿面硬度中间值得

Flim2

＝210Mpa

σ

＝190Mpa

由课本[1]图

YNT1＝YNT2＝1

得弯曲疲劳寿命系数 YNT：

按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数 SF＝1.3 计算得弯曲疲劳许用应力为

[σ F1]＝σ

Flim1

YNT1/SF＝210×1/1.3＝162Mpa

9

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

[σ F2]＝ σ

Flim2

YNT2/SF ＝190×1/1.3＝146Mpa

校核计算

σ F1＝2kT1YF1YS1/ （bm2Z1） ＝2×1.1×67870×2.65×1.59/（60×2.252×25）＝82.85Mpa

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (5)齿轮的几何尺寸计算 齿顶圆直径 da

da1 ＝d1+2ha＝56.25+6＝62.25mm da2＝d2+2ha＝132.75+6＝138.75mm 齿全高 h h＝(2 ha*+c*)m＝(2+0.25)×2.25＝5.06 mm 齿根高 hf＝（ha*+c*）m＝1.25×2,25＝2.81mm 齿顶高 ha＝ 齿根圆直径 df df1＝d1-2hf＝62.25-7.5＝54.75mm df2＝d2-2hf＝132.75-7.5＝125.25mm ha*m ＝ 1×2.25＝2.25mm

(6)齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。 大齿轮的有关尺寸计算如下：

轴孔直径 d＝60mm 轮毂直径 D1＝1.6d＝60×1.6＝96mm 轮毂长度 L＝1.2d＝1.2×60＝72mm 轮缘厚度 δ 0＝(3-4)m＝9-12mm 取 δ 0＝10mm 轮缘内径 D2＝da2-2h-2δ 0＝125.25-2×5.06－20

10

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

＝95.13 mm 取 D2 ＝95mm 腹板厚度 C＝(0.2-0.3)b＝12-18mm 取 C＝18mm 腹板中心孔直径 D0＝0.5(D1+D2)＝0.5(96+95) ＝95.5mm 腹板孔直径 d0＝45-25mm 齿轮倒角取 C2 取 d0＝20mm

四．轴系结构部件的设计 1. 轴的结构设计 ①轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮 左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两 轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 ②确定轴各段直径和长度 d1≥Ao(P1/n1)1/3=（103~126）(2.928/412.02)1/3=（19.8~24.2）mm d2≥Ao(P2/n2)1/3=（103~126）(2.783/137.34)1/3=（28.1~34.4mm d3≥Ao(P3/n3)1/3=（103~126）(2.7/137.34)1/3=（27.8~34）mm ③选取联轴器类型 联轴器的孔径,由表查得 Ka=1.3,则联轴器的计算转矩 Tca=KaTIII=1.3×187.75=244.075 N·mm. 按计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩条件,查 GB/T 5014-2003 选用 TL3 型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 1000 N·mm,半联轴器 孔径 d=50mm,故取 dⅠ-Ⅱ=50mm,半联轴器长度 L=112mm,由于半联轴器 与轴配合的毂孔长度 L1 应该小于 L,所

以取 LⅠ-Ⅱ=110mm 右段需要制一个轴肩,高约未 4 故取 dⅡ-Ⅲ=50+4×2mm=58mm 根据《课程设计》 ，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一 定高度，轴肩差一般可取 6～10mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直 径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件

11

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可， 例如取 1～5mm 也可以采 用相同公称直径而不同的公差数值。 考虑滚动轴承的装拆，选用深沟球滚动轴承型号为“6212” ，由标准查 得装滚动轴承 D 直径为 110mm， 宽为 22mm， 取齿轮距箱体内壁距离 a=15mm, 考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承 位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8mm.则 因此输入轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径，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 15mm，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，所以 输出轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径分别为： 42mm，50m，55mm，60mm，68mm 55mm 根据《课程设计》表 3-1，表 4-1 以及图 4-1，得 δ 取 10mm, δ 1 取 8mm, 齿轮顶圆至箱体内壁的距离：△1=10mm 齿轮端面至箱体内壁的距离：△2=10mm 因为齿轮的圆周速度 V=1.21m/s12

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

对于输入轴校核：

TIII=9550PIII/nIII=9550×2.7 0/137.34 =187.75N·m

Ft=2TIII/d1=375.49/=3080.8N Fr= Fttanα =1150N·

绘制轴受力简图（a） 绘制垂直面弯矩图（b）

FAY=FBY=Fr/2=593N MC1=FAYL/2=36.194Nm

绘制水平面弯矩图（c）

FAZ=FBZ=Ft/2=1614.4N MC2=FAZL/2=56.22Nm

绘制合弯矩图（d）

MC=(MC12+MC22)1/2=72.54Nm

绘制扭矩图（e）

T=9.55（P1/n1）=61.16Nm

绘制当量弯矩图（f）

Mec=[Mc2+（α T）2] 1/2=168.36Nm

校核危险截面 C 的强度

σ e=Mec/0.1d3=49.8MPa

∴该轴强度足够。

13

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

2.滚动轴承的选择计算 (1)根据根据条件，轴承预计寿命

Lh＝10×300×24＝72000h

计算输入轴承 初选轴承为深沟

球轴承，型号为 6208，基本额定动载荷 Cr＝31.5KN 计算当量载荷 由于是深沟球轴承，且只承受径向载荷，则 P= Fr=Ft·tanα =3012N

106  f t C  lh    根据条件，取 ft  1, f p  1.2 ；由于是球轴 轴承寿命计算 60n  f p P   



承，   3 ，则 Lh=267388h>57600h 预期寿命足够。 计算输出轴承 初选轴承为深沟球轴承，型号为 6211，基本额定动载荷 Cr＝43.2KN 计算当量载荷 由于是深沟球轴承，且只承受径向载荷，则 P= Fr=Ft·tanα =2965

106  f t C  lh    轴承寿命计算 60n  f p P   



根据条件 ft  1, f p  1.2 ；由于是球轴

承，   3 ，则 Lh=232691>72000h，预期寿命足够。

14

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

3 联轴器的选择 轴Ⅱ是通过联轴器与轴Ⅲ相连接的轴，轴Ⅱ的直径最小处与联轴器 连接，d=45mm,转矩 T=446N•M，因带式直运输机中齿轮的单向传动，有微 量冲击结合此条件，选用弹性联轴器。查表（ 《机械设计基础》１７－３） 得出，选用 HＬ4 型弹性套柱联轴器，其主要参数如下：公称扭矩Ｔｎ＝ 710Ｎ。主动轴孔直径 45mm,从动轴轴也选用 45mm.Y 型轴孔长度 L=112mm,A=65。

型号

公称转矩 许用转速 轴孔直 轴孔长度 T(N·m) n(r/min) 径 d(mm) L(mm)

材料

轴孔类 型

YLD10

710

3600

45

112

HT200

Y

4.键的选择校核计算 （1）主动轴外伸端 d=30mm，考虑到键在轴中部安装，故选键 10x70 (GB/T1096-2003) b=10mm h=8mm L=70mm

选择 45 钢，其许用挤压应力[σ p]=100 MPa σ p= 4TI/dhL =4x104.45x1000/[34x8x(70-10)] =25.6 MPa15

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

b=14mm

h=9mm

L=100mm

选择 45 钢，其许用挤压应力[σ p]=100 MPa σ p= 4TI/dhL =4x402.92x1000/[45x9x(100-14)] =46.3 MPa

选择 45 钢，其许用挤压应力[σ p]=100 MPa σ p= 4TI/dhL =4x402.92x1000/[60x11x(63-16)] =52 MPa

五．润滑方式的选择 l)润滑方式 1.齿轮 ν =1.21m/s16

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 2.观

察孔和油孔等处结合面的密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸，垫片进行密封 3.轴承孔的密封 闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部 轴的外伸端与透盖间的间隙，由于 ν =3m/s，故选用半粗羊毛毡加以 密封。 4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内 部。 六．箱体的设计 1、箱体的结构设计 (1）箱体材料的选择与毛坯种类的确定 根据减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁 HT200。因为铸造箱 体刚性好、外形美观、易于切削加工、能吸收振动和消除噪音,可采用铸造 工艺获得毛坯。 2）箱体主要结构尺寸和装配尺寸见下表：

名 称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 底座凸缘厚度 箱座上的肋厚 箱盖上的肋厚 符号 结构尺寸计算或取值依据 单位：mm 结果 8 8 12 12 20 7 7



1

0.025 a    0.025 180  3  7.5

0.8 ~ 0.85  0.8 ~ 0.85 8  6.4 ~ 6.8  8

1.5  1.5  8  12

b

b1 b2

1.51  1.5  8  12

2.5  2.5  8  20

m

m1

 0.85  0.85  8  6.8

 0.851  0.85 8  6.8

17

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

轴承旁凸台高度

h

D  D  h   2    2  c1   2   2 

2

2

2

 172  172     20  55    2   2 

R1  c 2  16

16 114 122 172 16 6 20

2

56

轴承旁凸台半径

R1

D小  5 ~ 5.5d 3  72  5 ~ 5.5 8  112 ~ 116

轴承座的外径

D2

D中  5 ~ 5.5d 3  80  5 ~ 5.5 8  120 ~ 124

D大  5 ~ 5.5d 3  130 5 ~ 5.5 8  170 ~ 174

直径和数目

df n

d f

D0

c1min c 2min

轴承旁连接螺 栓直径 d 1 通孔直径 d

地 脚 螺 钉

通孔直径 沉头座直径

a1  a 2  145 180  325 350

45 25 23

底座凸缘尺 寸

12

13.5 26 20 16

轴承旁连接 螺栓直径

d1

. 0.75d f  0.7516  12

沉头座直径 D

连 接 螺 栓

凸缘 尺寸

c1min

c 2min

轴承旁连接螺 栓直径 d 2 箱座、 箱盖连 接螺栓直径 8

0.5 ~ 0.6d f  0.5 ~ 0.616

d2

 8 ~ 9.6

通孔直径 d 沉头座直径 D 凸缘 尺寸

9 18 15

c1min

18

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

c 2min

定位销直径 轴承盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 箱体外壁至轴承座 端面的距离 大齿轮顶圆与箱体 内壁的距离 齿轮端面与箱体内 壁的距离

12 6 8 6 42 10

d

d3

d4

0.7 ~ 0.8d2  0.7 ~ 0.8 8  5.6 ~ 6.4 0.4 ~ 0.5df  0.4 ~ 0.516  6.4 ~ 8

0.3 ~ 0.4df  0.3 ~ 0.416  4.8 ~ 6.4

c1  c2  5 ~ 8  20  16  5 ~ 8  41 ~ 44

 1.2  1.2  8  9.6

l1

1

2

   8或  10 ~ 15

主动齿轮端面

距箱体 内壁距离 从动齿轮端面距箱体 内壁距离

11.5 14

油面高度

——

齿轮浸入油中至少一个齿高，且不得小于 10mm， 这样确定最低油面。考虑油的损耗，中小型减速 器至少还有高出 5~10mm 。

58



箱座高度

H

da 2  30 ~ 50    3 ~ 5 2 279.1   30 ~ 50  8  3 ~ 5 2  180.55 ~ 203.55

190

2、减速器附件

（1）窥视孔和视孔盖

在传动啮合区上方的箱盖上开设检查孔，用于检查传动件的啮合情况 和润滑情况等，还可以由该孔向箱内注入润滑油。 （2）通气器 安装在窥视孔板上，用于保证箱内和外气压的平衡，一面润滑油眼相 体结合面、轴伸处及其他缝隙渗漏出来。 （3）轴承盖 轴向固定轴及轴上零件，调整轴承间隙。这里使用凸缘式轴承盖，因

19

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

其密封性能好，易于调节轴向间隙。 （4）定位销 为了保证箱体轴承孔的镗削精度和装配精度，在减速器的两端分别设 置一个定位销孔。 （5）油面指示装置 在箱座高速级端靠上的位置设置油面指示装置，用于观察润滑油的高 度是否符合要求。 （6）油塞 用于更换润滑油，设在与设置油面指示装置同一个面上，位于最低处。 （7）起盖螺钉 设置在箱盖的凸缘上，数量为 2 个，一边一个。用于方便开启箱盖。 （8）起吊装置 在箱盖的两头分别设置一个吊耳，用于箱盖的起吊；而减速器的整体 起吊使用箱座上的吊钩，在箱座的两头分别设置两个吊钩。

七． 减速器装配图和零件图

20

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

21

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

八． 总结：

22

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

通过本次课程设计让我们明白自己在学习中的很多不足之处，课程设 计是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过 这次课程设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还 太多。通过这次课程设计，我才明白学习应该踏踏实实的 不能放过任何

细节，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识。 在这次课程设计中，宿舍同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一 起讨论，每个人都有自己不懂得地方。这次的课程设计让我看到了团队的 力量，我认为我们的工作是一个团队的工作，在这我们可以看到自己的不 足。 我也曾经因为知识缺乏失落过， 也曾经因为一点点的完成而开心不已。 生活就是这样，汗水预示着结果也见证着收获。总之，不管学会的还是学 不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终 于做完了

有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应 用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两 回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。 在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学， 使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设 计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作 能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大 提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时 的喜悦。 虽然整个设计的过程是辛苦的，但我们也学到了很多。永远不要放弃，

23

徐州工程学院机电工程学院课程设计说明书

给自己一点信心，相信自己可以完成的。 很感谢老师给我们布置的这份作业，真正让我们见识到这门学科的魅 力。

九． 参考文献

1 陈立德主编. 机械设计基础（第三版）.北京：高等教育出版社，2007 年 8 月第三 版. 2 陈立德主编. 机械设计基础课程指导书. 北京：高等教育出版社，2007 年 8 月第三 版。

24