一级圆柱齿轮减速器设计学士学位论文.doc

宁XX大学
《机械设计基础》课程设计

一级圆柱齿轮减速器

所在学院

专 业

班 级

姓 名

学 号

指导老师

年 月 日

37

机械设计课程设计计算说明书目录
一、任务书 3
二、减速器的结构形式 3
三、电动机选择 4
四、传动比分配 5
五、动力运动参数计算 5
六、V带设计传动零件的设计 6
七、齿轮的设计计算 10
7.1选择齿轮材料及精度等级 10
7.2按齿面接触疲劳强度设计 11
八、轴的设计计算 16
十、箱体尺寸及附件的设计 31
总 结 35
参考文献 36
致 谢 37

一、任务书
如下图1-1，这是一个带式运输机传动方案图，
主要技术参数：
1.原始数据
（1）运输带工作拉力F =1500/N;
（2）运输带工作速度v=1.4/(m.s-1) )
（3）卷筒直径D= 250 /mm.
2.工作条件
连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差±5%。
4.设计任务
编写设计计算说明书1份，绘制减速器装配图1张（A1图纸），零件工作图4张。

1-1

二、减速器的结构形式
本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构
三、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
从电动机到工作机的传动总效率为：
其中、、、、分别为V带传动、单级圆柱齿轮减速器、滚动轴承、联轴器和滚筒的效率，查取《机械基础》P459的附录3 选取=0.96 、=0.98（8级精度）、=0.99（球轴承）、=0.99、=0.96
故
(1)工作机的功率PW

(3)所需电动机功率Pd

又因为电动机的额定功率
查《机械基础》P499的附录50，选取电动机的额定功率大于为2.42kW，满足电动机的额定功率 。
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：

按《机械设计课程设计手册（第三版）》P5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Ia=3~6。由相关手册V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为Ia=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×107.01=642~2568r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
（4） 确定电动机的型号
选上述不同转速的电动机进行比较，查《机械基础》P499附录50及相关资料得电动机数据和计算出总的传动比，列于下表：
方案
电机型号
额定功率kW
电机转速r/min
电机质量kg
参考
价格（元）
总传动比
同步
转速
满载转速
1
Y100L2-4
3
1500
1420
38
760
13.27
2
Y132S -6
3
1000
960
63
1022
8.97
3
Y132M-8
3
750
710
79
800
6.63
表二
为降低电动机重量和价格，由表二选取同步转速为1500r/min的Y系列电动机，型号为Y100L2-4。
查《机械基础》P500附录51，得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸(mm)，见以下两表：
电动机的技术数据
电动机型号
额定功率
（kw）
同步转速
（r/min）
满载转速
（r/min）

Y100L2-4
3
1500
1420
2.2
2.2
四、传动比分配
工作机的转速

取，则
五、动力运动参数计算
（1） 转速n

(2)功率P

(3)转矩T

把上述计算结果列于下表：
参数
轴名
输入功率 （kW）
转速(r/min)
输入转矩
（N.m）
传动比
传动效率
轴0（电动机轴）
2.42
1420
16.275
3
0.96
轴1（高速轴）
2.348
473.3
46.873
4.42
0.9603
轴2（低速轴）
2.278
107.01
201
1
0.9801
轴3（滚筒轴）
2.233
197

六、V带设计传动零件的设计
（1）计算设计功率Pd

表4 工作情况系数
工作机
原动机
ⅰ类
ⅱ类
一天工作时间/h

10~16

10~16

载荷
平稳
液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
载荷
变动小
带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
载荷
变动较大
螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
载荷
变动很大
破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查《机械基础》P296表4，
取KA＝1.1。即
（2）选择带型
普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按《机械基础》P297图13－11选取。

根据算出的Pd＝3.3kW及小带轮转速n1＝1440r/min ，查图得：d d=112～140可知应选取A型V带。
（3）确定带轮的基准直径并验证带速
由《机械基础》P298表13－7查得，小带轮基准直径为112～140mm
则取dd1= 112mm> ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）
表3. V带带轮最小基准直径
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E

20
50
75
125
200
355
500

由《机械基础》P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=355mm
① 误差验算传动比： （为弹性滑动率）
误差 符合要求
② 带速
满足5m/s<v<25~30m/s的要求，故验算带速合适。
（4）确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角
由式
可得0.7（112+355）2（112+355）
即326.9934，选取=500mm
所以有：

由《机械基础》P293表13－2查得Ld＝1800mm
实际中心距

符合要求。
表4. 包角修正系数
包角
220
210
200
190
180
150
170
160
140
130
120
110
100
90

1.20
1.15
1.10
1.05
1.00
0.92
0.98
0.95
0.89
0.86
0.82
0.78
0.73
0.68

表5. 弯曲影响系数
带型

Z

A

B

C

D

E

（5）确定带的根数z
查机械设计手册，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW
由《机械基础》P299表13－8查得，取Ka=0.95
由《机械基础》P293表13－2查得，KL＝1.16
则带的根数
所以z取整数为3根。
（6）确定带轮的结构和尺寸
根据V带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm；
由《机械基础》P293 ，“V带轮的结构”判断：当3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，这次选择H型孔板式作为小带轮。
由于dd2>300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。
总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。
带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。
（7）确定带的张紧装置
选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。
（8）计算压轴力
由《机械基础》P303表13－12查得，A型带的初拉力F0＝119.15N，上面已得到=153.14o，z=3，则
七、齿轮的设计计算
7.1选择齿轮材料及精度等级
根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度，要求齿面粗糙度。
因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查《机械设计》P322表14－10，小齿轮选用45号钢，调质处理，硬度236HBS；大齿轮选用45号钢，正火处理，硬度为190HBS。
取小齿轮齿数，则大齿轮齿数，使两齿轮的齿数互为质数，取值,选取螺旋角。初选螺旋角
则实际传动比：

传动比误差：
，可用
齿数比：

由表[1]取（因非对称布置及软齿面）。
7.2按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮均为钢制齿轮，所以由课本公式得：

确定有关参数如下：
1）确定公式内的各计算数值
1)试选=1.35
2）由图10-30 选取区域系数 Z=2.43
3）由图10-26
则
4)计算小齿轮传递的转矩

5)由表10-7选取齿宽系数=0.9
6）由表10-6查得材料的弹性影响系数
（4）、许用接触应力

由图[1]查得，
由式[1]计算应力循环次数

由图[1]查得接触疲劳的寿命系数，
通用齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求选取安全系数。所以计算两轮的许用接触应力：

故得：

则模数：

由表[1]取初步选择标准模数：
（5）、校核齿根弯曲疲劳强度
3.根据齿根弯曲疲劳强度设计
由式（10-17）

（1） 确定计算参数
1） 计算载荷系数

2） 根据纵向重合度从图10-28查得螺旋角影响系数
3） 计算当量齿数

4） 查齿形系数
由表10-5查得,
5)查应力校正系数
由表10-3查得，,
6)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
7）由图10-18取弯曲疲劳系数,
8）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

9）计算大小齿轮的,并加以比较

大齿轮的数值较大
（1） 设计计算

对比计算结果，由齿根接触疲劳强度计算法面模数大于齿面弯曲疲劳强度计算带模数，去，以满足弯曲强度。
确定有关参数和系数：
1）计算中心距

修正后的中心距为140mm.
2)按圆整后的中心距修整螺旋角

因改变不多，故参数,等不必修正。
3）计算大小齿轮分度圆直径

① 齿度：

取 ，
其他几何尺寸的计算（，）
齿顶高 由于正常齿轮，
所以
齿根高 由于正常齿
所以
全齿高
齿顶圆直径

齿根圆直径

名 称
计 算 公 式
结 果 /mm
模数
m
2.5
压力角
n

分度圆直径
d1
51.375
d2
228.62

齿顶圆直径`

齿根圆直径

中心距

140

齿 宽

八、轴的设计计算
（1） 高速轴的设计
① 选择轴的材料和热处理
采用45钢，并经调质处理，查《机械基础》P369表16－1，得其许用弯曲应力，。
② 初步计算轴的直径
由前计算可知：P1=2.348KW,n1=473.3r/min

其中，A取112。

考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则

(2)求作用在齿轮上的力

（3）选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查课本表10-1得强度极限，再由表15-1得许用弯曲应力
因为装小带轮的电动机轴径，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且所以查手册取。L1=1.75d1-3=46。
大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册取，L2=40。
段装配轴承且，所以查手册。选用30307轴承。
L3=B++5=21+15+5-2=39。
（7）取安装齿轮的轴段的直径mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为45mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩的高度，故取h=3mm，轴环处的直径d5=46mm。轴环宽度，取
取,有一轴肩定位轴承,
高速轴的尺寸基本确定

(10)轴上零件的周向定位
齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 查课本表6-1得1段轴的键槽，4段轴的键槽，键的长度均为键1为36mm,键2为32mm
（11）确定轴上圆角和倒角
取轴端倒角为，圆角半径分别为1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,
（12）按弯扭合成强度校核轴径
画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图

①作水平面内的弯矩图。支点反力为

1-1截面处和2-2截面处的弯矩

②作垂直平面内的弯矩图，支点反力

1-1截面左侧弯矩为

1-1截面右侧弯矩为

2-2截面处的弯矩为

③作合成弯矩图

1-1截面

2-2截面

④作转矩图
T=25580N.mm
⑤求当量弯矩
因减速器单向运转,修正系数为0.6

⑥确定危险截面及校核强度
截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危险截面。但由于也应该对截面2-2校核
1-1截面

2-2截面

由表15-1得许用弯曲应力，满足条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。

1、低速轴的设计
(1)求低速轴上的转矩T

(2)求作用在齿轮上的力

（3）选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查课本表10-1得强度极限，再由表15-1得许用弯曲应力
（4）按扭转强度估算轴径
根据表15-3查得得

考虑到轴的最小直径处安装联轴器会有键槽存在，故将直径加大3%-5% 取为了所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选用联轴器型号
联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N.mm。半联轴器的孔径=28mm故取轴的最小径，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度
（5）设计轴的结构
由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器，为了满足半联轴器轴向定位要求，轴 1段的左端需要制出一轴肩，故取轴2段直径；右端用轴端挡圈定位，取轴端挡圈直径D=30mm。联轴器与轴配合的毂孔长度为了保证轴端挡圈压在轴端上，取轴1段的长度
(6)初步选定滚动轴承
因为轴承同时受有径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子轴承.并根据轴2段的直径,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为故轴3段直径d3=d7=30mm，，左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得30306型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取d6=36mm
（7）取安装齿轮的轴段的直径d4=34mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩的高度，故取h=3mm，轴环处的直径d5=40mm。轴环宽度，取
（8）取轴承端盖的总宽度为10mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器左端面的距离l=15mm
故取
（9）取齿轮距离箱体之间的距离a=15mm，滚动轴承距离箱体一段距离s=5mm，已知滚动轴承宽度T=20mm则
低速轴的尺寸基本确定

(10)轴上零件的周向定位
齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 查课本表6-1得1段轴的键槽，4段轴的键槽，键的长度均为28mm
（11）确定轴上圆角和倒角
取轴端倒角为，圆角半径分别为1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,

（12）按弯扭合成强度校核轴径
画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图

①作水平面内的弯矩图。支点反力为

1-1截面处和2-2截面处的弯矩

②作垂直平面内的弯矩图，支点反力

1-1截面左侧弯矩为

1-1截面右侧弯矩为

2-2截面处的弯矩为

③作合成弯矩图

1-1截面

2-2截面

④作转矩图
T=87420N.mm
⑤求当量弯矩
因减速器单向运转,修正系数为0.6

⑥确定危险截面及校核强度
截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危险截面。但由于也应该对截面2-2校核
1-1截面

2-2截面

由表15-1得许用弯曲应力，满足条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。
（三）、滚动轴承选择
2、高速轴轴承的校核
①根据轴承型号30307查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=75200N；基本额定静载荷为：

② 求两轴承受到的径向载荷
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：

③求两轴承的计算轴向力
对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：

则轴有向右窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松

④求轴承当量动载荷
查设计手册知e=0.31

查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数
轴承1
轴承2
因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得 则

⑤ 验算轴承寿命
因为,所以按轴承1的受力大小验算

选择轴承满足寿命要求.

1、低速轴轴承的校核
①根据轴承型号30306查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=59000N；基本额定静载荷为：

② 求两轴承受到的径向载荷
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：

③求两轴承的计算轴向力
对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：

则轴有向左窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松

④求轴承当量动载荷
查设计手册知e=0.31

查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数
轴承1
轴承2
因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得 则

⑤ 验算轴承寿命
因为,所以按轴承1的受力大小验算

选择轴承满足寿命要求.

5.1 键的选择与校核
5.1.1 键的选择
在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键的尺寸如下表所示：
轴
键
键
槽

半径
r
公
称
直
径
d
公称
尺寸
bh
宽度b
深度
公称
尺寸
b
极限偏差
轴t
毂
一般键联结
轴N9
毂9
公称
尺寸
极限
偏差
公称尺寸
极限偏差
最小
最大
28
87
8
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40

5.1.2 键的校核
5.1.2.1 键的剪切强度校核
键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：

图5-6 键剪切受力图
键的剪切受力图如图3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.键的许用剪切应力为[τ]=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55 Nm ，由键的剪切强度条件：
（其中D为带轮轮毂直径） （5-1）
=10 M30 （结构合理）
5.1.2.2 键的挤压强度校核
键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100 ）

图5-7 键挤压受力图
由
（5-2）
=2000 N
又有
（5-3）
8 结构合理

十一、联轴器的选择：
联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N.mm。半联轴器的孔径=24mm
（6）润滑与密封
① 齿轮的润滑
采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于10mm。
② 滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为1m/s <2m/s，所以选用轴承内充填油脂来润滑。
③ 润滑油的选择
齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用钙基润滑脂。
④ 密封方法的选取
箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。

十、箱体尺寸及附件的设计
采用HT250铸造而成，其主要结构和尺寸如下：
中心距a=154.5mm，取整160mm
总长度L：
总宽度B：
总高度H：
箱座壁厚：，未满足要求，直接取8 mm
箱盖壁厚：，未满足要求，直接取8mm
箱座凸缘厚度b： =1.5*8=12 mm
箱盖凸缘厚度b1： =1.5*8=12mm
箱座底凸缘厚度b2：=2.5*8=20 mm
箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm
箱盖肋厚m1：=0.85*8=6.8mm
扳手空间： C1＝18mm，C2＝16mm
轴承座端面外径D2：高速轴上的轴承：
低速轴上的轴承：
轴承旁螺栓间距s：高速轴上的轴承：
低速轴上的轴承：
轴承旁凸台半径R1：
箱体外壁至轴承座端面距离：
地脚螺钉直径：
地脚螺钉数量n：因为a=160mm<250mm，所以n=4
轴承旁螺栓直径：
凸缘联接螺栓直径： ,取＝10mm
凸缘联接螺栓间距L：， 取L＝100mm
轴承盖螺钉直径与数量n：高速轴上的轴承：d3=6, n＝4
低速轴上的轴承： d3=8，n＝4
检查孔盖螺钉直径：,取d4＝6mm
检查孔盖螺钉数量n：因为a=160mm<250mm,所以n=4
启盖螺钉直径d5（数量）：（2个）
定位销直径d6（数量）： （2个）
齿轮圆至箱体内壁距离： ，取 ＝10mm
小齿轮端面至箱体内壁距离： ，取 ＝10mm
轴承端面至箱体内壁距离：当轴承脂润滑时，＝10～15 ，取 ＝10
大齿轮齿顶圆至箱底内壁距离：>30～50 ，取 ＝40mm
箱体内壁至箱底距离： ＝20mm
减速器中心高H： ，取H＝185mm。
箱盖外壁圆弧直径R：
箱体内壁至轴承座孔外端面距离L1：

箱体内壁轴向距离L2：
两侧轴承座孔外端面间距离L3：
2、附件的设计
（1）检查孔和盖板
查《机械基础》P440表20－4，取检查孔及其盖板的尺寸为：
A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm
A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm
d4为M6，数目n＝4
R＝10
h＝3
A
B
A1
B1
A2
B2
h
R
n
d
L
115
90
95
70
75
50
3
10
4
M6
15

（2）通气器
选用结构简单的通气螺塞，由《机械基础》P441表20－5，取检查孔及其盖板的尺寸为（单位：mm）：
d
D
D1
S
L
l
a
D1
M22 1.5
32
25.4
22
29
15
4
7

（3）油面指示器
由《机械基础》P482附录31，取油标的尺寸为：
视孔
A形密封圈规格
（4）放油螺塞
螺塞的材料使用Q235，用带有细牙螺纹的螺塞拧紧，并在端面接触处增设用耐油橡胶制成的油封圈来保持密封。由《机械基础》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（单位：mm）：
d
D0
L
l
a
D
S
d1
M24 2
34
31
16
4
25.4
22
26
（5）定位销
定位销直径 ，两个，分别装在箱体的长对角线上。
＝12+12＝24，取L＝25mm。
（6）起盖螺钉
起盖螺钉10mm，两个，长度L>箱盖凸缘厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部制成小圆柱端，不带螺纹，用35钢制造，热处理。
（7）起吊装置
箱盖上方安装两个吊环螺钉，查《机械基础》P468附录13，
取吊环螺钉尺寸如下（单位：mm）：
d（D）
d1(max)
D1（公称）
d2(max)
h1(max)
h
d4
M8
9.1
20
21.1
7
18
36
r1
r(min)
l(公称)
a(max)
b（max）
D2（公称min）
h2(公称min)
4
1
16
2.5
10
13
2.5
箱座凸缘的下方铸出吊钩，查《机械基础》P444表20－7得，
B=C1+C2=18+16=34mm
H=0.8B=34*0.8=27.2mm
h=0.5H=13.6mm
r2 =0.25B=6.8mm
b=2 =2*8=16mm

总 结
本次设计，使我进一步巩固，加深和拓宽对机械原理，综合运用液压传动，材料和其他专业课程知识的力学，分析和解决机械设计问题，知识。通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉机械设计的一般规律，分析问题和解决问题的能力。通过设计计算，图纸和技术标准，应用说明书，设计说明书和其他有关材料，机械设计的基本技能和综合训练。
因此，它在我们的四年大学生活中占有重要而又独特的的地位。

参考文献
［1］濮良贵，纪名刚，机械设计[M],高等教育出版社，2005
［2］孙桓，陈作模，机械原理[M],高等教育出版社，2005
［3］孙波，毕业设计宝典[M],西安电子科技大学出版社，2008
[4]. 杨黎明.机械零件设计手册.北京：国防工业出版社，1996
[5]. 王昆等.机械设计（机械设计基础）课程设计.高等教育出版社，2006
[6]. 徐灏.机械设计手册.北京：机械工业出版社，1995.12
[7]. 刘鸿文.材料力学Ι，第4版.北京：高等教育出版社，2006
[8]. 濮良贵等.机械设计，第八版.北京：高等教育出版社，2006。
[9]. 叶玉驹等.机械制图手册，第四版.北京：机械工业出版社，2008

致 谢
我要感谢我的指导教师XX老师。老师虽身负教学、科研重任，仍抽出时间，不时召集我和同门以督责课业，从初稿到定稿，不厌其烦，一审再审，大到篇章布局的偏颇，小到语句格式的瑕疵，都一一予以指出。是他传授给我方方面面的知识，拓宽了我的知识面，培养了我的功底，对论文的完成不无裨益。我还要感谢学院所有教过我的老师，是你们让我成熟成长；感谢学院的各位工作人员，他细致的工作使我和同学们的学习和生活井然有序。