机械设计说明书格式1 范本

课程设计说明课程名课程代题学生课程名课程代题学生学目:单级圆柱齿轮减速器设计名:号：年级/专业/班：学院（直属系）:指导教师：摘要减速器原理减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置。此外，减速器也是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的问转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。减速器的作用减速器的作用就是减速增矩，这个功能完全靠齿轮与齿轮之间的啮合完成，比较容易理解。减速器的种类很多，按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星减速器以及它们互相组合起来的减速器;按照传动的级数可分为单级和多级减速器;按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥一圆柱齿轮减速器;按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。齿轮减速器应用范围广泛，例如，内平动齿轮传动与定轴齿轮传动和行星齿轮传动相比具有许多优点，能够适用于机械、冶金、矿山、建筑、轻工、国防等众多领域的大功率、大传动比场合，能够完全取代这些领域中的圆柱齿轮传动和蜗轮蜗杆传动，因此，内平动齿轮减速器有广泛的应用前景。目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"传动方案拟定1\o"CurrentDocument"电动机选择12.1电动机类型的选择1\o"CurrentDocument"2.2电动机容量的选择12.3电动机功率选择12.4确定电动机转速22.5确定电动机型号22.6计算总传动比及分配各级的传动比2计算传动装置的运动和动力参数23.1计算各轴转速2\o"CurrentDocument"3.2计算各轴的功率3\o"CurrentDocument"3.3计算各轴扭矩3传动零件的设计计算.4\o"CurrentDocument"4.1选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数.4\o"CurrentDocument"4.2按齿面接触强度设计4轴的结构设计及强度计算85.1从动轴的计算85.2主动轴的计算10滚动轴承的选择及校核计算136.1计算输入轴承136.2计算输出轴承14键的选择及校核148联轴器的选择159.箱体主要结构设计计算16\o"CurrentDocument"结论17\o"CurrentDocument"致谢19\o"CurrentDocument"参考文献19计算及说明结果传动方案拟定设计题目：带式运输机的减速传动装置单级圆柱齿轮减速器（1）工作条件：使用年限5年，双班工作制，单向传动，载荷有轻微振动，用于运送煤盐、砂、矿石等松散物品。（2）原始数据：V=6.78(m/s)F=630(N)D=540(mm)运输带线速度V=6.78（m/s）V=6.78(m/s)F=630(N)D=540(mm)电机一联轴器一减速器一联轴器一带式运输机（从减少占地空间，简化结构考虑）电动机选择2.1电动机类型的选择三相鼠笼式异步电动机（Y系列）。原因：其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，它的起动性能较好。2.2电动机容量的选择额定功率P应稍大于所需电动机的工作功率P，即P>Peddedd2.3电动机功率选择（1）传动装置的总效率：叩=叩2•叩•叩2a234=0.992x0.97x0.9922门a=0.932=0.932n2为滚动轴承效率，叫齿轮传动效率，七联轴器效率门=0.99，门=0.97，门=0.992门a=0.932计算及说明结果(2)电动机工作功率为：Fv仄p=kww1000630x6.78._o7P「1000x0.932—.2.4确定电动机转速计算滚筒工作转速：60x100060x1000x6.78__Q_Q/.n=V540=239.79r/min表1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’1=3〜6。则总传动比理时范围为i,a=3〜6。故电动机转速的可选范围为n'=i'xn=(3〜6)x239.79r/min=719.37-1438.74r/min符合这一范围的同步转速有1000r/min。根据容量和转速，由机械设计课程设计指导书P145表1查出有三种适用的电动机型号：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，则选n=1000r/min。2.5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，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机。其主要性能如下表：p‘-4.58kwn=239.79/minwn[=960r/min气=240r/min型号额定功率Kw满载时起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速r/min电流A功率因素Y132M2-65.59609.4842.02.0电机安装尺寸见下方艮：中心高H外形尺寸LX(AC/2+AD)XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXGD132515X347.5X315216X1781238X8010X412.6计算总传动比及分配各级的传动比总传动比：i总=n电动/n=960/239.79=4.0心w3.计算传动装置的运动和动力参数3.1计算各轴转速n=960r/min?%=960/4.0=240r/min结果计算及说明结果3.2计算各轴的功率输入功率：I轴：=4.58X0.99=4.53kw4II轴：PPX门X门二4.53X0.99X0.97=4.35kwii=i输出功率:，=P[X门=4.53X0.99=4.48kwPM门=4.35X0.99=4.31kw3.3计算各轴扭矩电动机轴的输出转矩:T=9550nmTi=TdX门Tn=TiXi1TI=TiX0.T-n=TnX0输入转矩:输出转矩:99=45.10X0.99=44.65N・m=9550X4.58/960=45.56N・m二45.56X0.99=45.10N・m4X门2X门3=45.10X4.0X0.99X0.97=173.26N・.99=173.26X0.99=171.53N・mP「4.53kwP]j4.35kwP-=4.48kwP；=4.31kwT=45.56N・mdT广173.26N•mT=44.65N?mII、171.53N?m运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率PKw转矩TN・m转速nr/min传动比效率门输入输出输入输出电机轴4.5845.5696010.98I轴4.534.4845.1044.65960—II轴4.354.31173.26171.532404.00.96计算及说明结果4.传动零件的设计计算4.1选取齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据设计要求，选用直齿圆柱齿轮传动（2）齿轮材料选择：小齿轮用45刚调质，齿面硬度为240HBS，接触疲劳强度。由.「550MPa,弯曲疲劳强度。网1=450MPa。Hliml大齿轮用451钢正火处理，齿面硬度为180HBS，接触疲劳强度。由.2=450MPa,弯曲疲劳强度。=360MPa。由成4.2按齿面接触强度设计2由设计计算公式（10-9a）进行计算，即。=550MPa。Hl顼=450MPa。FE.1=450MPa°H：=360MPaZ=241Z=962KTu+1(Zdit-之当"—［两/1d'H/（1）确定公式内各计算数值。1）试选载荷系数K=1.3。2）计算小齿轮传茵的转轴。一P4.48-T=9.55x106x=9.55x106x——=4.5x104（N-mm）in9603）由表10-7选取齿宽系数0d=1.44）由表10-6查得材料的影响系数Z=189.8MPa1/2.__.E5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限1=550MPa，大齿轮接触疲劳强度。li2=450MPa。16）由式10-13计算应力循环次数。N]=60七吐=60x960x1x(2x8x300x5)=1.38x1091.38x1094.0=0.345x1097）由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.92，K=0.95。8）计算接触疲劳许用应力。HN1HN1取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得[(J]=~Hlim1H1S0.92x550=506(MPa)。HlimT=4.5<1Q(N-mn)IN=1.38x1091N2=0.345x10941=0.92K：1=0.95（2）计算0.95x450=427.5(MPa)d1N2-32=2.321.3x4.5（2）计算0.95x450=427.5(MPa)d1N2-32=2.321.3x4.5x1045(189.8》=50.49mm1.441427.5；1）试算小齿轮分度圆直径叩带入［。「中较小的值。计算及说明结果2）计算圆周速度v。±,_兀5—兀x50.49x960_254秫仆“—60xi'000—60x1000一.3）计算齿宽b。b=4-d=1.4x56.46=70.69mm4）计算齿宽与齿高之比。模数m=4=5。的=2.10mmtZ24齿高h=2.25m=2.25x2.10=4.725mmb70.69一==14.96h4.7255）计算载荷系数。根据v—2.54m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数K-1.15；v直齿轮K-K-1；由表10-2茬得使用系数K-1.25；一.一一A、由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置，％广1.347由（=10.67,匕-1.347查图10-13得％广1.29;故载荷系数K为K=KKvKhKh§=1.25x1.15x1x1.347=1.9366）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得..[KJ1.936d=dJ^-50.49x3——=57.66mmTt7）计算模数m。d57.66。xm=r==2.36mmZ24i3、按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度设计公式为〕2KT（YY）m>1Fasa3”[。f]J（1）确定公式内各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限OFE「450MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限。2-360MPa。2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数孔「0.85,匕-0.88。b=70.69mmm=2.10mmth=4.725mmb-=14.96hK=1.936d=57.66mm1m=2.36mm。-450MPa。FE1-360MPa%：-0.85K：-0.88计算及说明结果3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得g]=JK^=0.85x450=273.2f1S1.4K『,0.88x360

[b]=―fnsfe2=j-4=226.3MPaMPaQ]=273MPa[甲2==226MPaK=1.8544）计算载荷系数K。K=KK^K^K^p=1.25x1.15x1x1.29=1.854查取齿形系数。由表10-5查得Y=2.65；Fa1查取校正系数。由表10-5查得Ys1=1.58；5)6）Y=2.226。Fa2Ys「1.764。Y=2.65丫七2.226丫七1.58丫：：=1.7647）计算大、小齿轮的”尸]并加以比较。（2）!121[b][bf]22.65x技8=0.01533273.22226X1.764=0.01735226.3大齿轮数值大。设计计算2KTJ4]必"f]j对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.73并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d「64.476mm，算出小齿轮齿数2X1854X4.5X104x0.01735=1.531mm1.4x242Z=%=旦竺=28.83,取z=291m2.01大齿轮齿数Z2=28x4.0=116取Z2=116这样计算出齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。Ka1匕a1=0.01533[七]1Ka2J2=0.01735m>1.713mmZ=29Z2=116计算及说明结果4、几何尺寸计算d58mmd232mmd58mmd232mma145(mm)dZm292.058mmd2Z2m1162.0232mm计算中心距dd58232a2145(mm)22计算齿轮宽度bd1.45881.2nm取B82mm,B88mm计算得两个齿轮的详细参数为:名称符号公式小齿轮大齿轮齿数ZZ29116分度圆直径ddmZ58232齿顶高hahhmm22齿根高hfhhc)m1.252.52.5齿全高hh(2hc)m2.25n4.54.5齿顶圆直径dad(Z2)m62236齿跟圆直径dfdf(Z2.5)m53227齿厚齿槽宽SepmSe223.143.14齿宽bbd8288中心距adda122145

计算及说明结果5.轴的结构设计及强度计算5.1从动轴的计算F=1493.6NtF=543.6N1.因已知分度圆直径为d2=232mm，转矩T2=173-26N-mF=奚二2、173.26=1493.6NF=1493.6NtF=543.6N♦d2322F=Ftana=1493.6xtan20。2.扇算'最小轴径先按15-2式，初步估算轴的最小直径。d>A3Ed>A3E\n选取轴材料为45钢，调质处理。根据表15-3取得A=112,功率p=4.35kw转速n=240r/min转矩T=173.26N-m可求得最小直径为d>AJ乙=1123；'竺=29.4mm3n3240p=4.35kw%=240r/minT2=173.26N-m输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，为了使所选轴直径与联轴器孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。计算联轴器转矩T=K?3=1.3x173.26=225.283N•m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩，查国标GB5014-85,选用LH3型弹性柱销联轴器，公称转矩为630N.m。半联轴器孔径d=32mm，故选取轴段2I直径di-n=32mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L「60mm。iiiiiimwvw计算及说明结果3.轴的结构设计为满足联轴器轴向定位要求，1-11轴段右端需要制出轴肩，取直径d=40mm,左端用轴端挡圈定位，取挡圈直径D=43mm,半联轴寤'岩轴配合的毂孔长度L1=60mm。为保证轴端挡圈只压在轴的端面上，取L=58mm。初步选择滚动轴承，因轴承只受径向力作用，故选深沟球轴承。参照要求，选择联轴器6009，其尺寸^dXDXB=45X75X16，故d=d=45mm，L=16mm。初选用6。08型深沟球轴承，其内径为d=40mm,宽度为B=15mm。取安装齿轮的轴段dw-v=50mm，齿轮左端与轴承采用套筒定位，已知齿轮宽度L=82mm，为使套筒瑞面压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取Ljv-v=78mm。齿轮右端米用轴肩定位，轴肩高度为h>0.07d,故取h=5mm。则轴环处直径d=60mm，轴环宽度>1.4h，取L=12mm。""轴承端盖的宽读为20mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖与联轴器距离L=30mm，故取L=50mm。取齿轮距箱体内壁距离a=12mm，考虑到箱体的铸造祺要，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离s，s=8mm，已知滚动轴承宽度B=16mm，大W轮宽度L=82mm，则L田a=B+s+a+(82-78)=16+18+12+4=40mm轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由《机械设计课程设计指导书》117页表可查，平键截面bXh=12mmX8mm，键槽用键槽铣刀加工，长度为60mm，半联轴器与轴的联接，选用10mmX8mm。轴的支点距离和作用点的确定根据轴上零件的位置，定出轴的支点距离和轴上零件的力作用位置。根据以上各段长度可计算出轴支承跨度为L=136mm。轴承的强度校核(1)按弯扭复合强度计算同国土厂2T2x173.26vsc回周力F=——2==1493.6Ntd232径向力F=Ftan侦=1493.6xtan20==544.7N•.•两轴承对称L=L=68mm求支反力F、F、F、FAXBYAZBZF=F=Fr/2=544.7/2=272.4NF修=Fbz=Ft/2=1493.6/2=746.8N由两边对称，截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为M=FL/2=(272.4x136x103)/2=18.5232N・mC1A^d>29.4mmTc=225.283N・md[n=32mmL=58mmd=40mmL=50mmdmm=45mmL田a40mmd=50mmL=78mmd=45mmL=16mmd=60mmLv『12mmL=40mmL=136mmF=1493.6NtLA=LB=68mmF272.4NF^=746.8NM=18.5N・mC1

计算及说明结果轴的结构设计轴上零件的定位，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确定轴各段直径和长度段：di=30mm长度取Lj58mmVh=2cc=1.5mm段:d=d+2h=30+2X2X1.5=36mmd=36mm、._2一.》.…一、、.初选用6008型深沟球轴承，其内径为d=40mm,宽度为B=15mm。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距离而定，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖与联轴器距离L=30mm，故取^=50mmoIII段直径d3=40mm，长度略长于轴承宽度，取L"15mm。W段直径d=48mm，r一4由手册得：c=1.5h=2c=2X1.5=3mmd=d+2h=42+2X3=48mm长度与套筒长度相同，即L=14mm，但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，、、、….4..一-、…-、一.一、应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：(40+3X2)=46mm因此将W段设计成阶梯形，左段直径为42mm。V段：因小齿轮宽度B=88mm，分度圆直径d5=58mmo长度L5=88mm。用段：直径和长度与W段相同，d=48mm，L=14mm。W段：直径和长度与III段相同，d；=40mm，L；=15mm。轴的支点距离和作用点的确定根据轴上零件的位置，定出轴的支点距离和轴上零件的力作用位置。根据以上各段长度可计算出轴支承跨度为L=137mm。轴承的强度校核(1)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知dj58mm求转矩：已知T=45.10N・m求圆周力：Ft1根据课本《机械设计基础》P168(11-1)式得Ft=2T1/d1=2X140013/54=1555.17N求径向力Fr根据课本《机械设计基础》P168(11-2)式得Fr=Ft-tana=1555.17xtan20.=566.04N因为该轴两轴承对称，所以：L=L=68.5mmABd=30mm1L=58mm1d=36mm2L=50mm2d=40mm3L=15mm3d=48mm4L=14mm4d=58mm5L=88mm5d=48mm6L=14mm6d=40mm7L=15mm7Ft=1555.17NFr=566.04N计算及说明结果(1)绘制轴受力简图，如图a(2)绘制垂直面弯矩图，轴承支反力：F=F=Fr/2=283.02NF=F=(1)绘制轴受力简图，如图a(2)绘制垂直面弯矩图，轴承支反力：F=F=Fr/2=283.02NF=F=Ft/2=777.585N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=F^L/2=(283.02x137x10-3)/2=19.39N-m(3)绘制水平面弯矩图，截面C在水平面上弯矩为：M=FL/2=777.58或137x10-3/2=53.265N-m(4)绘制合弯矩图Mc=^Mc12+Mc22=(19.392+53.2652=56.68N-m(5)绘制扭矩图，转矩：T=9.55x106x(P/n)=45.06N-mF=283.02NF垃=777.585NMC=19.39V-mM=53.26N-mc2M=56.68N-mT=45.0N-m计算及说明结果绘制当量弯矩图，转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取a-0.8，截面C处的当量弯矩：MeuMi+(xT)1/2=「56.68+(0.8x45.0^,2=67.1N-m校核危险截面C的强度，由式(6-3)be=Mec/0.1d3=67.17/(0.1x430x10-3)3=10.5MRa<[b]=60MP..•该轴强度足够。6.滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：8X2X300X5-24000小时。6.1计算输入轴承(1)已知n]-960r/min考虑轴受力小且主要是径向力，故选用深沟球轴承，由《机械设计课程设计指导书》120页表，选取6008深沟球轴承一对GB/T276-94寿命计划：寿命5年两班制轴承的预期寿命L痛5X300X8X2-24000h两轴承受纯径向载荷，查得fp=1.5X=1,y=0P=fxF=1.5x566.04=849.06N基本容量定动载荷C=P(6°^)t=849.06f1.38x109}=20365.6N106I106J由书96页表15.14fT=1由球轴承e-3L=比(f)，=106(20365,6)=239583.3h10h60nP60x960849.06由L10广Lh故轴承寿命合格Mec=67.17N-mbe=10.5MPaP=849.06NC=20365.6NL=239583.3110h

计算及说明结果6.2计算输出轴承选择6009深沟球轴承一对GB/T276-1993X=1Y=0P=fxF=544.7N基本额定动载荷C=P(60^)1=544.7x(1,38X109)1=13065.2N106106由书P296表15.14fT=1由球轴承e=3,106Cf106,13065.2、cus”八L=——(二)£=(泥=958327.6h10h60nP60x240544.7由L10广Lh故轴承寿命合格7.键的选择及校核(1)主动轴外伸端d=30mm，考虑键在轴中部安装轮毂长L=60mm，故由《机械设计课程设计指导书》117页查得：选择键的型号和确定尺寸选A型普通键，材料45钢，键宽b=8mm，键高h=7mm,键长L=50mm。校核键联接强度由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得LI100~120Mpa，jyA型键工作长度1=L-b=50-8=42mm。4Tl==30.26Mpajydhl由°jy<Ljy］则强度足够。P=544.7NC=13065.2NL10h=958327.6hljy=30.26Mpa

计算及说明结果（2）从动轴外伸端d-32mm考虑键在轴中部安装，轴段长60mm。故由《机械设计课程设计指导书》117页查得：（a）选键的型号和确定尺寸选A型普通键，材料45钢，键宽b=10mm，键高h=8mm，长度系列选键长L=50mm。（b）校核键联结强度4T4X173.26x1000°jydhl32x8x50.四由°.<k.1则强度足够。（4）从动轴中部d=50mm考虑键在轴中部安装，轴段长78mm故由《机械设计课程设计指导书》117页查得：（a）选键的型号和确定尺寸选A型普通键，材料45钢，键宽b=14，键高h=9。长度系列选键长L=70mm。（b）校核键联结强度由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得°.=54.14Mpa「1°1=100120MpajyA型键工作长度l=L-b=70-14=56mm。°=竺=4X173.26X100°=2750Mpajydhl50x9x56由°.<°.1则强度足够。8联轴器的选择在选择联轴器时，首先应根据工作条件和使用要求确定联轴器的类型，然后再根据联轴器所传递的转矩，转速和被连接轴的直径确定其结构尺寸。对于已经标准化或虽为标准化但有资料和手册可查的联轴器，可按标准或手册中所列数据选定联轴器的型号和尺寸。若使用场合较为特殊，无适当的标准联轴器可供选用时，可按照实际需要自行设计。另外，选择联轴器时有些场合还需要对其中个别的关键零件做必要的验算。（1）由于减速器有轻微振荡，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选弹性柱销联轴器由书P331表16.1得k=1.3°.=27.50MpaT=KT=1.3x45.10=58.63N-mcaA3按照计算转矩应小于联轴器公称转矩，查国标GB5014-85,选用LH3型弹性柱销联轴器，公称转矩为630N.m。半联轴器孔径d=30mm，故选取轴段2I直径di-n=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度Lj60mm。T=58.63V-m计算及说明结果（2）输出轴转矩为173.26N.m半联轴器孔径d2=30mm，故选取轴段1直径'二、，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L「60mm。9.箱体主要结构设计计算符号尺寸关系尺寸确定（皿）机座壁厚S0.025a>S8机苦壁厚与0,Q2a+1>38机座凸缘厚度b1.5612机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度2.SS20地脚螺钉直径0.036a+1217.22地脚螺钉数目na<aSO.n=44轴承旁联接螺栓宜径0.75^12,915机盖与机座联接螺栓宜径4s(0.5-0,6)df8,OP10.332联接螺栓足的间距I150-200轴承端盖螺钉■直径(o.4%(is)dr5.888节也窥视孔盖螺钉直径%(0.3^d.4)dz5.166*6.88&定位销直径d(0.7~以8)曲dr、di*d；至外机壁距.离在此处薜入公式：■drv山至凸号彖边缘距离队在此处曜入公式n轴承旁凸台半径Ria凸台高度h在此处键入公式。外机壁至轴承座端面距离h匚】+C2+（0^12）大齿轮顶圆与内机壁距离>1.2S齿轮端面与内机壁距离qA€机盖、机座肋厚jrij岑。网0,35f6.8,6.81结论机械设计课程设计，是信息、测控，机设以及其他多个专业都必须完成的大学课程设计之一。我是非机设专业学生，我很庆幸学院给我安排了这门课程。首先我个人有这方面的爱好，喜欢学习有关机械之类的东西。另外，我认为学习这门课程可以培养我们的空间想象力，抽象思维能力。我感觉学习这门课程真的很有趣。本次课程设计实际上是对所学课程的总结和实际运用，是将所学知识再次重现和加深理解的过程。课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，是我们迈向社会，从事职业工作前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。我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是自己能够独立完成了设计任务，更重要的是在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。而这份艰难不仅仅体现在设计内容与过程中为了精益求精所付出的艰辛，更重要的是背负恶劣的天气所付出的决心与毅力！回想这两周，真的很累。由于理论知识的缺乏，加上平时没有什么经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手，不过后来通过和同学一起讨论使得自己有了方向。可是当我看到辛苦一周的成果后觉得这一切都是值得的，一种少有的成功的喜悦即刻使倦意消退。通过这次课程设计，使我深深体会到，做任何事情都必须有耐心，细致。在课程设计过程中，那些相关的计算不免让我心烦意乱。具体来说那些数据自己计算了四遍，改了又该，回想起自己一天又一天坐在设计室里，不禁自己都有点佩服自己了。短短两周的时间，使我发现自己所掌握的知识是如此地缺乏，自己综合运用所学专业知识能力是如此地不足。通过这次课程设计不仅明白了知识对我们的重要作用，而且明白了与人交流的重要性。在这种相互协调合作的过程中，口角的斗争在所难免，关键是我们如何的处理遇到的分歧，而不是一味的计较和埋怨.这不仅仅是在类似于这样的协调当中，生活中的很多事情都需要我们有这样的处理能力，面对分歧大家要消除误解，相互理解，增进了解，达到谅解•••..也许很多问题没有想象中的那么复杂，毕竟我们的出发点都是一样的。这次课程设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。在此次课程设计期间我感觉我问了老师很多问题，每天都有很多不懂得的知识，通过导师细心的讲解，专业的回答，我学到了不少东西。我学会了许多零件的设计方法和验算方法，以及计算步骤；学会遇到问题解决问题，多向老师请教，多和同学讨论。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计减