机械设计课程设计-带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目 带式输送机传动装置 机械制造及自动化 专业 机制本二 班 设 计 者 指导老师 二0一一 年 十一 月 三十 日井冈山大学目录第1章 设计任务书1.1 设计任务书 . 1第2章 传动系统总体设计2.1 传动系统方案的拟定 . 42.2 电动机的选择 . 82.3 传动比的分配 . 102.4 传动系统的运动和动力参数 . 12第3章 传动件的设计计算3.1 V带传送设计计算3.2 直齿轮设计计算第四章 轴的设计计算4.1 高速轴的设计计算4.2 中速轴的设计计算4.3 低速轴的设计计算4.5 校核轴的疲劳强度第五章 滚动轴承的选择与计算5.1 高速轴的轴承5.2 中速轴的轴承5.3 低速轴的轴承第6章 键连接及其校核6.1 键的选择6.2 键的校核第7章 联轴器的选择第8章 减速附件及箱体的设计第9章 润滑与密封第10章 设计小结第11章 参考资料一、 设计任务书 1.1 设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1. 总体布置简图2. 工作情况工作平稳、单向运转3. 原始数据输送带的牵引力（F/kN）输输带速度（m/s）滚筒直径（mm）转速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）传动效率13500.75410±51020.964. 设计内容(1) 电动机的选择与参数计算(2) 斜齿轮传动设计计算(3) 轴的设计(4) 滚动轴承的选择(5) 键和联轴器的选择与校核(6) 装配图、零件图的绘制(7) 设计计算说明书的编写5. 设计任务(1) 减速器总装配图1张（0号或1号图纸）(2) 齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）(3) 设计计算说明书一份二、 传动系统总体设计 2.1 传动方案的说明与拟定 如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱直齿轮减速箱，采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小.电动机选用三相交流异步电动机，其结构简单、价格低廉、维护方便，可直接接于三相交流电网中 。 2.2 电动机的选择1. 电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2. 电动机容量(1) 卷筒轴的输出功率(2) 电动机的输出功率传动装置的总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计（以下未作说明皆为此3书中查得）表3-1查得：V带传动；滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性联轴器；卷筒轴滑动轴承，则 故 (3) 电动机额定功率由第十七章表17-7选取电动机额定功率。 3.电动机的转速由表3-2查得V带传动常用传动比范围，由表3-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围， 则电动机转速可选范围为 可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种 电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动两级减速器1Y132M-47.5150014408136.041312.0142Y160M-67.5100097011924.27838.093由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小，且比价低。因此，可采用方案1，选定电动机型号为Y132M-4。3. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表17-7、表17-9查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M-47.5150014402.22.3HDEGKL×质量（kg）1323880331251510×81 2.3 传动比的分配1. 传动装置总传动比2. 分配各级传动比取V带传动的传动比，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2.4 传动系统的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为2.各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 3.各轴转矩电动机轴高速轴中速轴低速轴转速（r/min）1440480138.4939.956功率（kW）7.57.26.91426.6397转矩（）49.74143.25476.761586.97三、 传动件的设计计算3.1 V带传送设计计算（1） 确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计（V带设计部分未作说明皆查此书）表8-7得， 工作情况系数（2） 选择V带的带型由、 由图8-11选用A型（3） 确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径验算带速v。按式(8-13)验算带的速度,故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮基准直径根据表8-8，圆整为（4） 确定V带的中心距a和基准长度根据式(8-20)， 初定中心距。由式(8-22)计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度按式(8-23)计算实际中心距a。由8-24可得中心距变化范围为569.35670.15mm。（5） 验算小带轮上的包角（6） 确定带的根数 计算单根V带的额定功率由和，查表8-4a得根据，i=3和A型带，查表8-4b得 计算V带的根数z。取5根。（7） 计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m，所以应使带的实际初拉力（8） 计算压轴力 四、 轴的设计计算4.1 高速轴的设计与计算 按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。 （1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88） 由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为 280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。 选小齿轮齿数：大齿轮齿数 （2）按齿面接触强度设计按式(10-9a）试算，即 确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数（b）小齿轮传递的转矩b) 由表10-7选取齿宽系数c) 由表10-6查得材料弹性影响系数d) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限e) 由式10-13计算应力循环次数：f) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数g) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得计算a) 试算小齿轮分度圆直径,代入H中较小的值 b) 计算圆周速度c) 齿宽b及模数mntd) 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数； 直齿轮，；由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 由b/h=10.67，查图10-13得出 故载荷系数： a) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得b) 计算模数（3）按齿根弯曲强度设计由式(10-17)a） 确定公式内各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮 的弯曲疲劳强度极限 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳系数 计算载荷系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得b)由表10-5YFa1=2.65 YFa2=2.218 由表10-5YSa1=1.58 YSa2=1.783计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大设计计算对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取34，则大齿轮齿数取z2=84这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度 ，并做到了结构紧凑，避免浪费。 C)几何尺寸计算计算分度圆直径 d1=z1mn=34×3.5mm=119mm d2=z2mn=84×3.5mm=294mm计算中心距 计算齿宽宽度 b=dd1=1×119mm=119mm圆整后取B1=125mm B2=120mm由于是同轴式二级直齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.466模数(mm)3.5中心距(mm)206.5齿数34843484齿宽(mm)125120125120直径(mm)分度圆11929498.75367.24齿根圆110.25285.25110.25285.25齿顶圆126301126301旋向左旋右旋右旋左旋 四、轴的设计计算1. 高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）4807.2143.25(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=119 ，根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足V带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=34mm。V带轮与轴配合的长度L1=82mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=77mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=34mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为d×D×B=40mm×68mm×15mm，故d-=d-=40mm；而L-=40+12=52mm，L-=12mm。右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6008型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，d-=44mm。取安装齿轮的轴段-的直径d-=42mm，取L-=105mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用平键10mm×8mm×63mm，V带轮与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键12mm×8mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-5026与V带轮键联接配合-6430定位轴肩-3434与深沟球轴承6008配合，套筒定位-7538与小齿轮键联接配合-1052定位轴环-3036与深沟球轴承6008配合总长度239mm（1） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于6008型深沟球轴承，由手册中查得da=46mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm， L2+L3=74.5+67.5=142mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F，C截面弯矩M总弯矩扭矩（1） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。1. 中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）138.496.9142476.79(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则 (3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=d-=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的深沟球轴承6010，其尺寸为d×D×B=50mm×80mm×16mm，故L-=L-=27+20=47mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得601型深沟球轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，左边套筒左侧和右边0套筒右的直侧的高度为5mm。取安装大齿轮出的轴段-径d-=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取d-=55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取L-=100mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm×9mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-4046与深沟球轴承6010配合，套筒定位-9250与大齿轮键联接配合-3456定位轴环-9250与小齿轮键联接配合-4246与深沟球轴承6010配合总长度298mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于6010型深沟球轴承，由手册中查得da=21mm。因此，轴的支撑跨距为L1=76mm， L2=192.5，L3=74.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。2. 低速轴的设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）40.966.371370.92(2) 作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 (4) 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图） 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=64mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=108mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=106mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受和轴向力的作用，故选用深沟球滚子轴承。参照工作要求并根据d-=64mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承6015，其尺寸为d×D×B=75mm×115mm×20mm，故d-=d-=75mm；而L-=40mm，L-=40+20=60mm。左端滚深沟球轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得d-=82mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=75mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=98mm。轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=32mm，故取L-=62mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm×11mm×80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mm×12mm×80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-2675与深沟球轴承6015配合-1082轴环-8575与大齿轮以键联接配合，套筒定位-4375与深沟球轴承6015配合-4868与端盖配合，做联轴器的轴向定位-9363与联轴器键联接配合总长度304mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得da=82mm。因此，轴的支撑跨距为根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面的应力集中影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧。2） 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。3） 截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。5、 滚动轴承的选择与计算 轴承预期寿命 1、高速轴的轴承 选用30307型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。1. 中速轴的轴承选用30309型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。2. 低速轴的轴承选用30314型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由低速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。六、 键连接及其校核由机械设计式(6-1）得 键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2，取（1） V带轮处的键取普通平键10×63GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（2） 高速轴上小齿轮处的键取普通平键12×70GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（3） 中速轴上大齿轮处的键取普通平键14×70GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（4） 中速轴上小齿轮处的键取普通平键14×70GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（5） 低速轴上大齿轮处的键取普通平键20×80GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（6） 联轴器周向定位的键取普通平键18×80GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度联接挤压强度不够，而且相差甚远，因此考虑采用双键，相隔180°布置。则该双键的工作长度为7、 联轴器的选择根据输出轴转矩，查课程设计表17-4 选用HL5联轴器60×142GB5014-85，其公称扭矩为符合要求8、 减速附件及箱体的设计1. 窥视孔和视孔盖查课程设计（减速器附件的选择部分未作说明皆查此书）表9-18，选用板结构视孔盖， 。2. 通气器查表9-7，选用经一次过滤装置的通气冒。3. 油面指示器查表9-14，选用油标尺。4. 放油孔和螺塞查表9-16，选用外六角油塞及封油垫。5. 起吊装置查表9-20，选用箱盖吊耳， 箱座吊耳，6. 定位销查表14-3，选用圆锥销GB 117-86 A12407. 起盖螺钉查表13-7，选用GB5782-86 M8358. 箱体的设计名称符号尺寸箱座壁厚9箱盖壁厚19箱体凸缘厚度b、b1、b2b=14;b1=12;b2=23加强筋厚m、m1m=9;m1=8地脚螺钉直径df32地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径d124箱盖、箱座联接螺栓直径d2169、 润滑与密封由于中速速轴上的大齿轮齿顶线速度大于2m/s，所以轴承采用脂润滑。为防止润滑油外泄，用毡圈密封。10、 设计小结 课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，本次课程设计时间不到两周略显得仓促一些。但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。 课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程”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，课程设计真的有点累然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这3周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多，另我有了一中”春眠不知晓”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2次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来但一想起周伟平教授，黄焊伟总检平时对我们耐心的教导，想到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惊的事故，我不禁时刻提示自己，一定呀养成一种高 度负责，认真对待的良好习惯这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练 短短三周是课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年来的学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用想到这里，我真的心急了，老师却对我说，这说明课程设计确实使我你有收获了老师的亲切鼓励了我的信心，使我更加自信 最后，我要感谢我的老师们，是您严厉批评唤醒了我，是您的敬业精神感动了我，是您的教诲启发了我，是您的期望鼓励了我，我感谢老师您今天又为我增添了一幅坚硬的翅膀今天我为你们而骄傲，明天你们为我而自豪 再设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我我们同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统总结与应用，还是对自己体质的一次检验，检验结果是不合格。在本次课程设计当中，由于天冷，也由于课程设计的环境艰苦，许多的同学都感冒了，更有几个同学是刚打完点滴，就开始设计，精神可嘉。我在这次课程设计当中，也不幸得感了冒，现在设计完了就可以好好地睡上一觉了。 本次课程设计由于时间的仓促，还有许多地方有不足之处。再加上课程设计选在临近期末考试期间进行，就更显得不是很人性话了。但是艰难困苦玉汝于成，机械设计课程设计看来我是无法忘记的了。 11、 参考资料1机械设计（第八版） 高等教育出版社西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著濮良贵 纪名刚 主编 2机械原理（第六版） 高等教育出版社西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著孙 桓 陈作模 主编 3课程设计 高等教育出版社华中理工大学 王 昆重 庆 大 学 何小柏同 济 大 学 汪信远 主编4.机械制图 同济大学出版社 许连元 李强德 徐祖茂 主编 5.机械设计手册(软件版)R2.0 6.计算机绘图 江西高校出版社 涂晓斌 主编 7.机械创新设计 高等教育出版社 张春林 主编 8. 材料成型 高等教育出版社 方亮 王维生 主编 9.机械设计图册 北京工业大学出版社 成大先 主编 10.螺纹联接设计的理论与计算 机械工业出版社 卜炎 主编 11.机械零件的失效分析与预防 高等教育出版社 涂铭笙 鄢文斌 主编 12.齿轮手册 高等教育出版社 齿轮手册编委会 13.机械结构设计 机械工业出版社 吴宗泽 主编 14.机械零件设计手册 高等教育出版社 周开勤 主编 15.机械设计学习指南 高等教育出版社 濮良贵 纪名刚 主编 16. 机械设计习题集 高等教育出版社 吴宗泽 主编 17.滑动轴承 高等教育出版社 张桂芳 主编