一级圆柱齿轮减速器设计说明书

一级圆柱齿轮减速器设计说明书

目录

一、课程设计的目的 (1)

二、课程设计的内容和任务 (2)

三、课程设计的步骤 (2)

四、电动机的选择 (3)

五、传动零件的设计计算 (5)

（1）带传动的设计计算 (5)

（2）齿轮传动的设计计算 (7)

六、轴的计算 (9)

七、轴承的校核 (13)

八、联轴器的校核 (13)

九、键联接的选择与计算 (14)

十、减速器箱体的主要结构尺寸 (14)

十一、润滑方式的选择 (14)

十二、技术要求 (15)

十三、参考资料 (16)

十四、致谢 (17)

一、课程设计的目的：

机械设计基础课程设计是机械设计基础课程的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训练，在实践学生总体培养目标中占有重要地位。

本课程设计的教学目的是：

1、综合运用机械设计基础课程及有关先修课程的理论和生产实际知识进行机械设计训练，从而使这些知识得到进一步巩固和扩张。

2、学习和掌握设计机械传动和简单机械的基本方法与步骤，培养学生工程能力及分析问题、解决问题的能力。

3、提高学生在计算、制图、计算机绘图、运用设计资料、进行经验估算等机械设计方面的基本技能。

二、课程设计的内容和任务：

1、课程设计的内容应包括传动装置全部设计计算和结构设计，具体如下：

1）阅读设计任务书，分析传动装置的设计方案。

2）选择电动机，计算传动装置的运动参数和运动参数。

3）进行传动零件的设计计算。

4）减速器装配草图的设计。

5）计算机绘制减速器装配图及零件图。

2、课程设计的主要任务：

1）设计减速器装配草图1张。

2）计算机绘制减速器装配图1张、零件图2张（齿轮、轴等）

3）答辩。

三、课程设计的步骤：

1、设计准备

准备好设计资料、手册、图册、绘图用具、计算用具、坐标纸等。阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、内容和步骤；通过对减速器的装拆了解设计对象；阅读有关资料，明确课程设计的方法和步骤，初步拟订计划。

2、传动装置的总体设计

根据任务书中所给的参数和工作要求，分析和选定传动装置的总体方案；计算功率并选择电动机；确定总传动比和各级传动比；计算各轴的转速、转矩和功率。

3、传动装置的总体方案分析

传动装置的设计方案直观地反应了工作机、传动装置和原动机三者间的运动和力的传递关系。满足工作机性能要求的传动方案，可以由不同传动机构类型以不同的组合形式和布置顺序构成。合理的方案首先应满足工作机的性能要求，保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

四、电动机的选择

电动机已经标准化、系列化。应按照工作机的要求，根据选择的传动方案选择电动机的类型、容量和转速，并在产品目录总共查出其型号和尺寸。

选择电动机类型、型号、结构等，确定额定功率、满载转速、结构尺寸等。

1)选择电动机类型

电动机有交流和直流电动机之分，一般工厂都采用三相交流电，因而多采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型电动机应用最多/目前应用最广的是Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，其结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、风机、农机、轻工机械等。在经常需要起动、制动和正、反转的场合（如起重机），则要求电动机转动惯量小、过载能力大，应选用起重及冶金用三相异步电动机YZ型（笼型）或YZR型（绕线型）。

按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。

2、电动机功率的选择

1）工作机所需的电动机输出功率为

P d =P w/η=Fv/1000ηwη

已知滚筒直径D=220mm，滚筒圆周力F =1.7KN，输送带速度V=1.4m/s，由表查联轴器，圆柱齿轮传动减速器：传动带，圆柱齿轮传动的轴承，滑快联轴器，齿轮传动分别为η1 =0.96、η2=0.99、η3=0.98、η4=0.97，

ηw·η=η1·η23·η3·η4 =0.885

P d=1700 x 1.4/1000 x 0.885=2.689 kw

2）确定电动机转速

卷筒轴的工作转速为n w=60 x 1000v/3.14D=60 x 1000 x 1.4/3.14 x 220=121.59r/min

取V带传动比i1'=2~4 , 单极齿轮传动比i'2=3~5 ，w则总传动比范围i'=6~20 故电动机转速范围为：n'd= i'·n=(60~20) x 121.59=730~2432r/min

综合考虑电动机和装动装置尺寸，重量以及减速器的传动比，其中2号电动机总传动比比较适用，传动装置结构较紧凑。所选电动机额定功率P ed=3KW,满载转速n m=1420r/min

3、计算总传动比和分配传动比

由选定电动机的满载转速n m和工作机主动轴的转速n w，可得传动装置的总传动比为

i = n m/ n w =1420/121.59 =11.67

传动装置的实际传动比要由选定的齿轮齿数或带轮基准直径准确计算，因而很可能与设定的传动比之间有误差。一般允许工作机实际转速，与设定转速之间的相对误差为±（3~5）%

对于多级传动i为

i =i1·i2·i3·```````````·i n

计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减小动载荷，降低精度等级。

4、计算传动装置的运动和动力参数

为了进行传动件的设计计算，应首先推算各轴的转速。功率和转矩。

则各轴的转速为

（1）、各轴转速

nⅠ=n w / i0=1420/2.92=486r/min

nⅡ= nⅠ/i1 =486/4=121.57r/min

n卷= nⅡ=121.57r/min

2)、各轴的输入功率

PⅠ=p d·η01=2.689 x 0.96=2.581kw

PⅡ= PⅠ·η12= 2.581x0.99x0.97 =2.48 kw

P卷= PⅡ·η23 = 2.48x0.99x0.98=2.4 kw

3）各轴的输入转矩

T d =9550·2.689/1420 =18.08N·m

TⅠ= T d·i0·η01=18.08x2.92x0.96 =50.69 N·m TⅡ=50.69x 4x 0.99x 0.97=194.72 N·m T卷= 194.72x0.99x0.98 =188.9N·m

五、传动零件的设计计算

（1）带传动的设计计算

1、计算功率P c P c=K A P=1.2 x 3=3.6kw

2、选带型

据P c=3.6kw ，n=1420r/min , 所以选取A型带

3、带轮基准直径带轮直径较小时结构紧凑，弯矩应力不大，且基准直径较小时，单根V带所能传递的基本额定功率也较小，从而造成带的根数增多，因此一般取d d1>d d2 并取标准值。查表得小带轮直径d d1与大带轮直径d d2尺寸为d d1=90 mm d d2=280 mm

4、验算带速当传递功率一定时，带速过低，则需要很大的圆周力，带的数要增多，而带速过高则使离心力增大，减小了带与带轮间的压力，容易打滑。所以带传动需要验算带速，将带速控制在5m/s

5、验算带长

L d0=2 a0+3.14(d d1+ d d2)/2+( d d2+ d d1)2/4 a0

=2 x500+3.14x(90+280)/2+(280-90)2/4x500

=1598.9mm

5、确定中心距中心距取大些有利于增大包角，但中心距过大会造成结构不紧凑，在载荷变化或高速运转时，将会引起带的抖动，从而降低了带传动的工作能力，若中心距过小则带短，应力循环次数增多，使带易发生疲劳破坏，同时

还使小带轮包角减小，也降低了带传动的工作能力，故一般初定中心距为

a0〈2（d d1+ d d2）

0．7（d d1+d d2）〈

所以初定中心距a0=500

a=a0+（L d1–L d2）/2=500mm

a min=a-0.015L d=476mm

a max=a+0.03L d=548mm

6、验算带长由初定中心距确定基准长度L d0

L d0=2 a0+3.14(d d1+ d d2)/2+( d d2- d d1)2/4 a0

=2 x500+3.14x(90+280)/2+(280-90)2/4x500

=1598.9mm

所以去相近的L d=1600mm

7、验算小带轮包角要求a1〉120。若a1过小可以加大中心距，改变传动比或增设张紧轮，a1可由下式计算

a1=180。-[57.3 x (d d2- d d1 )/ a ] =158.23。

a1〉120。故符合要求

8、单根V带传动的额定功率根据d d1和n1查图得：P1=1.2kw

9、单根V带额定功率增量根据带型及i查表得：ΔP1=0.17kw

10、确定带的根数为了保证带传动不打滑，并具有一定的疲劳强度，必须保证每根V带所传递的功率不超过它所能传递的额定功率有

查表得K a=0.93 K l=0.09

Z=P c/[(P1+ΔP) K a K l ] =2.85

所以取Z =3

11、单根V带初拉力查表得q =0 . 10kg/m

F0 =500[(2 .5/ K a) -1]( Pc /zv)+qv2 =245.7N

12、作用在轴上的力为了进行轴和轴承的计算，必须求出V带对轴的压力F Q

F Q =2Z F0 SIN（a1 /2）=1447.6N

13、带轮的结构和尺寸见附图

14、注意事项

※检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系，带轮直径与电动机的中心高应相称，带轮轴孔的直径，长度应与电动机的轴直径长度对应，大带轮的外圆半径不能过大，否则回与机器底座相互干涉等。

※带轮的结构形式主要取决于带轮直径的大小，带轮直径确定后应验算实际传动比和带轮的转速。

（2）齿轮传动的设计计算

1、选材料与热处理。所设计的齿轮属于闭式传动,通常才用软齿面的钢制齿轮,小齿轮为45号钢,调质处理，硬度为250HBS，大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为210HBS，硬度差为40HBS较合适。

2、选择精度等级，输送机是一般机械，速度不高，故选择8级精度。

3、按齿面接触疲劳强度设计。

本传动为闭式传动，软齿面，因此主要失效形式为疲劳点蚀，应根据齿面接触疲劳强度设计，根据式

d1> (671/［σH］)2kT1(i+1)/

1)载荷因数K. 圆周速度不大,精度不高,齿轮关于轴承对称布置,按表6-10取K =1.2.

2)转矩T

T=9.55X106X P/n=9.55x106X 2.581/486=50690N·mm 3)弯曲后减切应力［σH］

［σH］=σHmin/S Hmin·z N

由图6-37查的. σHlim1 =525Mpa, H lim2 =400Mpa

接触疲劳寿命系数Z N按一年300工作日，两班制工作，由公式N=60njth算得N1 =60 X 486 X 10X 300X16 =1.4X109

N2 = N1/i =1.4X109/4 =3.5 X108

查图6-38中曲线：

Z N1 =1 ( N1> N0 , N0=109 )

Z N2=1.03

按一般可靠性要求，取S Hmin =1

［σH1］=σHlim1 x Z n1/S Hmin =525x 1/1Mpa =525 Mpa

［σH2］=σHlim2 x Z n2/S Hmin =400x 1.03/1Mpa =412Mpa

4）计算小齿轮分度圆直径d1 查表取=1.1

d1> (671/［σH］)2kT1(i+1)/ i

=56.47mm

取小齿轮齿数为Z1=20

m=d1/Z1=2.823 Z2=ixZ1=80

取标准模数m=3

d1=mz1=3x20=60

d2=mz2=3x80=240

5）计算圆周速度V

V=3.14n1d1/60x1000=3.14x486x60/60x 1000=1.52m/s 因V<5 m/s，故去取8级精度合适。

4、确定主要参数，计算主要几何尺寸。

1)中心距a a = (d1+d2)/2=150mm

2)齿宽b b = 1.1 x 60 =66mm

取b2 = 70mm 则b1 = 5 + b1 =70+5 =75mm

3) h a= h a* m=3mm

h f=（h a*+c*）m=1.25x3=3.75

5、校核弯曲疲劳强

σbb =2kT1/bmd1·Y FS

1）复合齿形因数Y FS 如图6-40得，Y FS1=4.35 ，Y FS2 =4

2 ) 弯曲疲劳许用应力［σbb］= σbb lim/S fmin x Y N

由图6-40的弯曲疲劳极限应力σbblim1 =σbb lim1=360Mpa

σbblim2 =320 Mpa

由图6-42得弯曲疲劳寿命系数Y N；Y N1 =1（N1＞N0，N0 =3x106）

Y N2=1(N2＞N0, N0 =3x106）

弯曲疲劳的最小安全S Fmin，按一般可靠性要求，取S Fmin =1，

计算得弯曲疲劳许用应力为：

［σbb1］=σbblim1 x Y N1/S Fmin =（360/1）X 1 =360 Mpa

［σbb2］=σbblim2 x Y N2/S Fmin =（320/1）X 1 =320Mpa

3）校核计算：

σbb1 =2kT1/bmd1·Y FS1 =2 X 1.2 X50690 X 4.35/70X 3X 60

=42＜［σbb1］

σbb2 =2kT1/bmd1·Y FS2 =2 X 1.2 X 50690 X4/70 X 3 X 60

=38.62＜［σbb2］

故弯曲疲劳强度足够.

六、轴的计算

1、Ⅱ轴的设计

（1）选择轴的材料,确定许用应力.

选用轴的材料为45号钢,调质处理,查表13-12知

σb1=σb2 =650 Mpa, σS1=σS2=360 Mpa , 查表13-6可知［σ+1］=215 Mpa

［σ0］bb=102 Mpa, ［σ-1 ］bb=60 Mpa

（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,输出端与联轴器相连接,从结构要求考虑输

入端轴径应最小,最小直径为:

d>C P/n

查表13-5可得,45钢取C =118,则

d>118 2.48/121.6=32.24mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=36mm

（3）齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩为

T=9.55X106X P1/ n1=194720 N·mm

齿轮作用力：

圆周力F T =2T1/d =2 x 194720/240=1622.7N

径向力Fr =F t tana n =590.6N

法向力Fn=1727N

（4）、轴的结构设计

轴结构设计时,需同时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

绘制轴承结构草图.

1、确定轴上零件的位置及固定方式,单级齿轮减速器,将齿轮布置在箱体内壁的中央,

轴承对称布置在齿轮两边,轴外伸端安装联轴器。

齿轮靠轴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，两段

轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定；轴通过两端轴承实现轴向

定位；靠过盈配合分别实现轴向定位和周向固定。

2 .确定各段轴的直径。

将估算轴直径d =36 mm作为外伸直径d1，与联轴器相配合，

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2 =45mm,齿轮和右端轴承

从右端转入，考虑装拆方便及零件固定的要求，装轴承处轴径d3应大于d2，考虑

滚动轴承直径系列，取d3 =50 mm，为便于齿轮装拆，与齿轮配合处轴径d4应大于

d3，取d4 =52 mm，齿轮左端用轴环固定，右端用套桶定位，轴环直径d5，满足齿轮

定位的同时，还应满足左侧轴承的安装要求，根据选定轴承型号，确定左端轴承型

号与右端轴承型号相同，取d6 =50mm。

3 .选取轴承型号，初选轴承型号为深沟球轴承，代号为6210，查手册可得轴承宽度

B =20 mm，安装尺寸d a =57 mm，故轴环Ⅰ直径d5 =57 mm 轴环Ⅱ直径d5=60 mm

4 .确定各端轴的长度，综合考虑轴上零件的尺寸B与减速器箱体尺寸的关系，确定各

段轴的长度。

5 .轴的结构简图。

（5）校核轴的强度

1 、画出计算简图计算支反力和弯距，由轴的结构简图可以确定轴承支点跨矩，唷扑此可画出轴的受力简图。

水平支反力F RBX =F RDX=F t/2==1622.7/2=811.35N

水平面弯矩M CH=F RBX X66=53549.1 N·mm

垂直面支反力F RBZ=F RDZ=F R/2=590.6/2=295.3N

垂直面弯矩M CV=295.3 X 66=19489.8 N

合成弯矩M C= M2CH+M2CV= 56985 N·mm

2、计算当量弯矩Me

转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为

a=［σ1］bb/［σ0］bb=60/102=0.59

最大当量弯矩M e= M2C+(a T)2= 133028 N·mm

3、校核轴径由当量弯矩图可知C剖面当量弯矩最大为危险面

校核该截面的直径 d > M e/0.1［σ-1］bb=26 mm

考虑该截面上键槽的影响，直径增加3%，则d=1.03 x26 =27 mm

结构设计确定的直径为52mm，强度足够。

2、Ⅰ轴的设计

1）选择轴的材料,确定许用应力.

选用轴的材料为45号钢,调质处理,查表13-12知

σb1=σb2 =650 Mpa, σS1=σS2=360 Mpa, 查表13-6可知［σ+1］=215

Mpa

［σ0］bb=102 Mpa, ［σ-1 ］bb=60 Mpa

（2）按扭转强度估算轴的最小直径

d>C P/n

查表13-5可得,45钢取C =118,则

d>118 2.58/486=20.58mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=25mm

（3）齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩为

T=9.55X106X P/ n=50690N·mm

齿轮作用力：

圆周力F T =2T/d =2 x 50690/60=1689N

径向力Fr = F T tana n =614.7N

法向力Fn=1798N

4）、轴的结构设计

1、轴结构设计时,需同时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

绘制轴承结构草图. 确定轴上零件的位置及固定方式,单级齿轮减速器,将齿轮布置在箱体内壁的中央,。轴承对称布置在齿轮两边,

2 .确定各段轴的直径。

将估算轴直径d =32 mm作为外伸直径d1，与联轴器相配合，考虑联轴器用轴肩实

现轴向定位，取第二段直径为d2 =40mm,齿轮和右端轴承从右端转入，考虑装拆方

便及零件固定的要求，装轴承处轴径d3应大于d2，考虑滚动轴承直径系列，取

d3 =50 mm，为便于齿轮装拆，与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4 =52 mm，

齿轮左端用轴环固定，右端用套桶定位，轴环直径d5，满足齿轮定位的同时，还应

满足左侧轴承的安装要求，根据选定轴承型号，确定左端轴承型号与右端轴承型

号相同，取d6 =50 mm。

3、选择轴承型号初选型号为深沟求轴承代号6208

4、画出轴的结构草图（略）

6、校核轴的强度

1 、画出计算简图计算支反力和弯距，由轴的结构简图可以确定轴承支点跨矩，唷扑此可画出轴的受力简图。

水平支反力F RBX =F RDX=F t/2=1689/2=844.5N

水平面弯矩M CH=F RBX X65=54892.5N·mm

垂直面支反力F RBZ=F RDZ=F R/2=614.7/2=307.35 N

垂直面弯矩M CV=307.35 X 65=19977.75N

合成弯矩M C= M2CH+M2CV=68228 N·mm

2、计算当量弯矩M e

转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为

a=［σ1］bb/［σ0］bb=60/102=0.59

最大当量弯矩M e= M2C+(a T)2=76589N·mm

3、校核轴径由当量弯矩图可知C剖面当量弯矩最大为危险面

校核该截面的直径 d > M e/0.1［σ-1］bb=23 mm

考虑该截面上键槽的影响，直径增加3%，则d=1.03 x=24mm

结构设计确定的直径为42mm，强度足够。

七、轴承的校核

（1）查表得6210轴承的额定动载荷C =35KN，额定静载荷C0 =23.2KN （2）极限转速n lim =6700r/min（查轴承样本）

（3）外径D =90mm，宽度B =20 mm P =F r =590.6N

查表取f p =1.1 ，温度因数f T =1

f p X P2/f T =1.1 x 590.6 /1=649.66N

n L h/106·(f p·P/ f T)

（4）据式（14-6）C c= 60

= 238.4 N < C

可用

八、联轴器的校核

十字滑块联轴器

（1）选择联轴器类型，为缓和振动和冲击，选择十字滑块联轴器

（2）选择联轴器型号，计算转矩，由表16-1查取K = 1.3 ，按式（16-1）计算

T c=KT=K9550xP/n=1.3x9550x2.48/121.6=253.2 N·m

按计算转矩，转速和轴径，因此选用十字滑块型十字滑块联轴器，查得有关数据，额定转矩T n = 500 N·m，许用转速［n］= 250 r/min。

满足Tc＜Tn, n＜［n］,适用。

九、键联接的选择与计算

1、大齿轮与轴的配合d 4=52mm 取普通平键联接键16 x 10

L=b-10 = 56mm

σP=4T/dhl =194.72 x 4 x 103/52 x 10 x 56 =26.74<［σP］

铸铁［σP］=70 ~ 80 故可用

2、联轴器与轴的配合d1=36 mm 查得键10 x 8

L = 63 mm

则σP =4T/dhl =4 x 194.72 x103/ 36 x 8 x 63 =42.9＜［σP］满足要求。

十、减速器箱体的主要结构尺寸

箱体壁厚δ=0.125·α+1 取8 mm

δ 1 =8 mm

箱盖凸缘厚度b1 =1.5δ 1 =1.5X8 =12 mm

箱座凸缘厚度 b =1.5δ=1.5 X8 =12 mm

箱座底凸缘厚度b2 =2.5δ=2.5 X8 =20 mm

地脚螺钉直径d f =0.036Xα+12 =0.036X150+12 =17.4 mm 取M18

地脚螺钉数目n =4

轴承旁连接螺栓直径d1 =0.75X18 =13.5 mm 取M14

盖与座连接螺栓直径d2 =0.6d f =0. 6 X18 =10.8 mm 取M12

轴承端盖螺栓直径d3 =0.5 d f =0.5 X18 =9 mm 取M 10

检查孔盖螺钉直径d4=0.3 d f =0.3 X18 =5.4mm 取M 6

定位销直径d =0.8 d2 =0.8X10.8 =8.64mm 取M 10

d f d1 d2 到外壁箱距离C1 24 20 18

d1 d2到凸像距离C2 18 16

轴承旁凸台半径R1C2

凸台高度

外箱壁至轴承座端面的距离L1 C1+C2（5~10）

齿轮顶圆与内箱壁见的距离△1 1.2X8 =9.6 取10mm

齿轮端面与内箱壁间的距离△2 取10mm

箱盖、箱座肋厚m1 、m m1≈0.85δ 1 =6.8 mm 取7 mm

m ≈0.85δ=6.8 mm 取7 mm

一级圆柱齿轮减速器装配图略（详见附图）

十一、润滑方式的选择

润滑油的选用方式

飞溅润滑传动见的传动带起润滑油直接溅入轴承内，或先溅到箱壁上，顺着内壁流入箱体的油沟中，再沿油沟流入轴承内，此时端盖部分必须开槽，并将端盖端部的直径取小些，以免油路堵塞

十二、技术条件

1、装配前，全部零件用煤油清洗，箱体内不许有杂物存在，在内壁涂两次不被机油

侵蚀的涂料。

2、用铅丝检验装配间隙。其间隙不小于0.16 mm，铅丝不得大于最小间隙的4倍；

3、用涂色法检验斑点。齿高接触斑点不小于百分四十；齿长接触斑点不小于百分

五十。必要时可采用研磨或刮后研磨，以便改善接触情况；

4、调整轴承时所留轴向间隙如下：

φ40为0.05 mm ~0.1 mm；φ55为0.08~0.15 mm；

5、装配时，部分面不允许使用任何填料，可涂以密封油漆或水玻璃。试转时应检查

部分面、各接触面及密封处，均不准漏油；

6、箱座内装SH0357—92中的50号工业齿轮油至规定高度；

7、表面涂灰色油漆。

十三、参考资料

1、陈立德·机械设计基础·第2版·北京：高度教育出版社，2004

2、《机械设计师手册》编写组·机械设计师手册·北京：机械工业出版社，1998

3、吴宗泽·罗圣国·机械设计课程设计手册·第2版·北京：高等教育出版社，1999

4、龚义·机械设计课程设计指导书·第2版·北京：高等教育出版社，1990

5、卢颂峰·机械零件课程设计手册·北京：中央广播电视大学出版社，1985

6、浙江大学机械零件教研室，机械零件课程设计·杭州：浙江大学出版社，1983

7、上海交通大学机械原理及设计零件教研室·机械零件课程设计·1980

8、哈尔滨工业大学等·机械零件课程设计指导书·北京：高等教育出版社，1982

9、陈于萍·互换性与测量技术基础·北京：机械工业出版社，1998

10、王中发·机械设计·北京：北京理工大学出版社，1998

十四、致谢

紧张而又辛苦的两周课程设计结束了。当我快要完成老师下达给我的任务的时候，我仿佛经过一次翻山越岭，登上了高山之颠，顿时心旷神怡，眼前豁然开朗。

课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，这是我们迈向更深层次专业设计前的一个必不可少的过程。“千里之行，始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义。我今天认真地进行课程设计，学会脚踏实地的迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。

说实话，课程设计真是有点累。然而，当我一着手清理自己的设计成果，仔细回味

这两周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使我倦意顿消。虽然这是我刚学会走完的第一步，是我人生中的一点小小胜利，然而它令我感到自己成熟了很多，令我有了一种“春眠方觉晓”的感悟。

通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心、细致。课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱；有两次因为不小心计算出错，只能毫不情愿的重来。但一想起老师平时对我们耐心的教导，向导今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震撼的事故，我不禁时刻提醒自己，一定要养成高度负责、一丝不苟的良好习惯，尤其是我们学机械设计与制造专业的学生。这次课程设计使我灾难工作学习作风上得到了一次难得的磨练。

短短两周的课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的贫乏，自己综合应用所学专业知识的能力是如此的不足，一年来学习了那么多的课程，今天才在知道自己并不会用。想到这里，我真的有点心急了。老师却对我说，这说明课程设计确实使你有收获了。老师的亲切勉励像春雨注入我的心田，使我更加自信了。

最后，我要衷心地感谢指导我们实习的汪老师。是您的严厉批评唤醒了我，是您的敬业精神感动了我，是您的谆谆教诲启发了我，是您的殷切期望鼓舞了我。我感谢老师您今天又为我们增添了一副坚硬的翅膀。