机械传动装置总体设计方案样本.doc

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一. 设计任务
题目:设计一个用于带式运输机上二级圆柱斜齿轮减速器.
给定数据及要求：已知带式运输机驱动卷筒圆周力（牵引力）F=2500N，带速v=1.5m/s，卷筒直径D=450mm，三相交流电源，有粉尘，工作寿命（设每十二个月工作300天）两班制，单向运转，载荷平稳，常温连续工作，齿轮精度为7级。
二．机械传动装置总体设计方案:
一、确定传动方案
1.减速器类型选择：选择展开式两级圆柱齿轮减速器。
2.特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，所以要求轴有较大刚度。高速级齿轮部署在远离转矩输入端，这么，轴在转矩作用下产生扭转变形和轴在弯矩作用下产生弯曲变形可部分地相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀现象。
3.具体传动方案以下：

图示：传动方案为：电动机-皮带轮-高速齿轮-低速齿轮-联轴器-工作机。
辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺 钉,轴承套,密封圈等。
二、选择电动机
1.选择电动机类型
按已知工作要求和条件，选择Y型（IP44）全封闭笼型三相异步电动机。
2.选择电动机容量
工作机要求电动机输出功率为：

其中
且，，
则
由电动机至传送带传动总功率为：

式中，是带传动效率，是轴承传动效率，是齿轮传动效率， 是联轴器传动效率，是卷筒传输效率。其大小分别为
则
即

由《机械设计课程设计》附录九选择电动机额定功率p=5.5kw。
3.确定电动机转速
卷筒轴工作转速为：

由《机械设计课程设计》表3-1推荐常见传动比范围，初选V带传动比，单级齿轮传动比，两级齿轮传动比，故电动机转速可选范围为：

由《机械设计课程设计》附录九可知，符合这一范围同时转速有：1500r/min、3000r/min。
综合考虑，为使传动装置机构紧凑，选择同时转速1500r/min电机，型号为Y132S1-4。所选电动机（Y132S1-4）关键性能和外观尺寸见表以下：

额定功率

同时转速

满载转速

5.5

1500

1440

电动机（型号Y132S1-4）关键外形尺寸和安装尺寸

中心高
外型尺寸
L×（AC/2+AD）×HD
底脚安装尺寸 A×B
地脚螺栓孔直径K
轴外伸尺寸D×E
装键部位尺寸F×GD
132
515× 345× 315
216 ×140
12
38k×580
10 ×41
三、分配传动比
传动装置总传动比为：
因总传动比，为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选V带传动比：；则减速器传动比为：

按展开式部署考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近浸油深度，则两级齿轮高速级和低速级传动比值取为1.4，取， 可算出 ；
则 ；
四、计算运动和动力参数
1.各轴功率计算
I轴
II轴
III轴
IV轴
2.各轴转速计算
I轴转速
II轴转速
III轴转速
IV轴转速
3.各轴转矩计算
电动机输出转矩
I轴输入转矩
II轴输入转矩
III轴输入转矩
IV轴输入转矩

轴名
功率
转矩

传动比
效率
转速
电动机轴
5.5
31.17
3
0.96
1440
I轴
4.51
89.73
3.25
0.95
480
II轴
4.29
277.4
2.32
0.95
147.69
III轴
4.08
612.06

1

0.96
63.66
IV轴
3.96
593.82
63.66
运动和动力参数计算结果
五．传动零件设计计算
1.带传动设计
㈠．V带基础参数
①确定计算功率：
已知：；；
查《机械设计》表8-7得工况系数：；
则：
②选择V带型号：
依据、查《机械设计》图8-11选择A型V带
③确定大、小带轮基准直径
（1）初选小带轮基准直径：查《机械设计》表8-6和表8-8，取
；
（2）计算大带轮基准直径：
；
由表8-8，圆整取。
④验算带速：

因为5<v<30,故带速度适宜。
⑤确定V带基准长度和传动中心距：
（1）中心距：
由
初选中心距
取中心距=625mm。
（2）基准长度：

查《机械设计》表8-2，对于A型带选择
（3）实际中心距：

⑥验算小带轮上包角：
由
得
小带轮上包角适宜。
⑦计算V带根数：

（1），查《机械设计》表8-4a 得：
；
（2），查表8-4b得：；
（3）由查《机械设计》表8-5得，包角修正系数
（4）由，查表8-2得：
综上数据，得
取4根适宜。
⑧计算单根V带初拉力最小值：
依据带型A型，查《机械设计》表8-3得：

应使带实际初拉力大于。
⑨计算作用在轴上最小压轴力：

⑩V带传动关键参数整理并列表：

带型
带轮基准直径(mm)
传动比
基准长度(mm)
A

3

中心距（mm）
根数
初拉力(N)
压轴力(N)
625
4
157
1203
㈡带轮结构设计
①带轮材料：
采取铸铁带轮（常见材料HT200）
②带轮结构形式：
V带轮结构形式和V带基准直径相关，小带轮接电动机，较大，所以采取孔板式结构带轮。带轮结构以下所表示：

2.齿轮设计
㈠高速齿轮传动设计
①齿轮类型
⑴依据传动方案，本设计选择二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。
⑵运输机为通常工作机器，运转速度不高，查《机械设计课程设计》附表10-34，选择7级精度。
⑶材料选择：由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），硬度为 280HBS，由《机械设计》图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲惫强度极限 ，弯曲疲惫强度极限；大齿轮材料为45钢(调质后表面淬火)，硬度为240HBS, 大小齿轮硬度相差40HBS。由《机械设计》图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲惫强度极限,弯曲疲惫强度极限。
⑷齿数：初选小齿轮齿数：
大齿轮齿数：
⑸选择螺旋角：由8°<β<20°,初选β=14°
②齿面接触强度设计
⑴
a.取载荷
b.
c.选择弹性系数=189.8 MPa（锻钢-锻钢）。 选择区域系数
d.由图10-26查得=0.78，=0.87，则=+=1.65
e.计算应力循环次数
=60×480×1×2×8×300×15=2.074×
=1.296×
f.由图10-19取接触疲惫寿命系数
g.计算接触疲惫许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得

许用接触应力为： （+ ）／2=（528+506）／2=517
h.小齿轮上转矩
T1=
⑵ 计算
a.试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

b.计算圆周速度
c.计算齿宽b及模数

mm

d.计算纵向重合度

e.计算载荷系数K
已知使用系数=1,依据,7级精度,由图10-8可得动载系数K=1.11,由表10-4查得K＝1.42; K=1.35; K==1.4
故载荷系数:
f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10-10a） 得

g.计算模数

③齿根弯曲强度设计
由式10-17得
≥
⑴确定计算参数：
a. 计算载荷系数

b.依据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数
c.计算当量齿数

d.查取齿形系数
由表10-5，查得 ，
e.查取应力校正系数
由表10-5，查得，
f.由图10-18取弯曲疲惫寿命系数K=0.86，K=0.88
g.计算弯曲疲惫许用应力
取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由式10-12得

e.计算大小齿轮并加以比较
=
= 大齿轮数值大。
⑵设计计算
≥

对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数大于由齿根曲疲惫强度计算法面模数，取=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲惫强度，需按接触疲惫强度算得分度圆直径d1=63.92来计算应有齿数。于是由
==31.01
取z1=31，则z2=uz1=3.25×31=100.75，圆整，取z2=101.
④几何尺寸计算
⑴中心距

圆整为136mm。
⑵确定螺旋角

因β值改变不多，故参数εα、Kβ、ZH等无须修正。
⑶确定大小齿轮分度圆直径：

⑷齿轮宽度：

圆整后取；。
⑸验算

适宜
⑸结构设计：

㈡低速齿轮传动设计
①齿轮类型
⑴依据传动方案，本设计选择二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。
⑵运输机为通常工作机器，运转速度不高，查《机械设计课程设计》附表10-34，选择7级精度。
⑶材料选择：由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），硬度为 280HBS，由《机械设计》图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲惫强度极限 ，弯曲疲惫强度极限；大齿轮材料为45钢(调质后表面淬火)，硬度为240HBS, 大小齿轮硬度相差40HBS。由《机械设计》图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲惫强度极限,弯曲疲惫强度极限。
⑷齿数：初选小齿轮齿数：
大齿轮齿数： ，圆整取Z2=56
⑸选择螺旋角：由8°<β<20°,初选β=14°
②齿面接触强度设计
⑴
a.取载荷
b.
c.选择弹性系数=189.8 MPa（锻钢-锻钢）。 选择区域系数
d.由图10-26查得=0.78，=0.84，则=+=1.62
e.计算应力循环次数
=60×147.69×1×2×8×300×15=6.38×8
=2.75×108
f.由图10-19取接触疲惫寿命系数
g.计算接触疲惫许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得

许用接触应力为： （+ ）／2=（552+528）／2=540
h.小齿轮传输转矩
T1=
⑵ 计算
a.试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

b.计算圆周速度
c.计算齿宽b及模数

mm

d.计算纵向重合度

e.计算载荷系数K
已知使用系数=1,依据,7级精度,由图10-8可得动载系数K=1.01,由表10-4查得K＝1.428; K=1.35; K==1。
故载荷系数:
f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10-10a） 得

g.计算模数

③齿根弯曲强度设计
由式10-17得
≥
⑴确定计算参数：
b. 计算载荷系数

b.依据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数
c.计算当量齿数

d.查取齿形系数
由表10-5，查得 ，
e.查取应力校正系数
由表10-5，查得，
f.由图10-18取弯曲疲惫寿命系数K=0.87，K=0.9
g.计算弯曲疲惫许用应力
取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由式10-12得

e.计算大小齿轮并加以比较
=
=
大齿轮数值大。
⑵设计计算
≥
对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算法面模数，取=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲惫强度，需按接触疲惫强度算得分度圆直径d1=80来计算应有齿数。于是由
=
圆整，取z1=39，则z2=uz1=2.32×39=90.48，圆整，取z2=91.
④几何尺寸计算
⑴中心距

圆整为135mm。
⑵确定螺旋角

因β值改变不多，故参数εα、Kβ、ZH等无须修正。
⑶确定大小齿轮分度圆直径：

大小齿轮直径分别圆整为：=189和=81。
⑷齿轮宽度：

取；。
⑸验算

适宜
⑸结构设计：

3.减速器传动轴及轴承装置、键设计和校核
㈠Ⅰ轴（输入轴）及其轴承装置、键设计
①轴设计
a.求输入轴上功率、转速和转矩

b.求作用在齿轮上力
⑴齿轮圆周力：

⑵齿轮径向力：

⑶齿轮轴向力：

c.初定轴最小直径
选轴材料为４５钢，调质处理。依据表１５－３，取
（以下轴均取此值）,由式１５-2初步估算轴最小直径
依据最小直径，查《机械设计课程设计》附录表1-11，取直径 d=25mm。
②轴结构设计
a.确定轴上零件装配方案（见下图）

b.依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
⑴在G-H段安装带轮，由上面.为了满足带轮轴向定位要求G-H轴段左端需制处一轴肩，轴肩高度,故取F-G段直径,。带轮和轴配合毂孔长度LG-H=50mm。因为要对轴进行轴向定位，所以要短一点，现取LG-H=48。
⑵初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参考工作要求及直径，初选0组基础游隙组，型号32907轴承，其尺寸为，故dB-C=dE-F=35,LE-F=14 。
(3)轴承端盖总宽度为20mm。依据轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面和半联轴器右断面间距离为30mm，故取。
⑷为减小应力集中,并考虑右轴承拆卸,轴段D-E直径应依据32907单列圆锥滚子轴承定位轴肩直径=35确定。取轴承端面和箱体内壁间留有足够间距，取。由箱体内壁总长为183.5，则
⑸轴段C-D上安装齿轮,齿轮采取齿轮轴形式，取,齿轮分度圆为。齿轮左端用挡油环固定。齿轮左端面和箱体内壁距离L=10，内壁和轴承具体为S=5.故。轴段A-B安装轴承，故,。
c. 轴上零件轴向定位
齿轮，带轮和轴轴向定位均采取平键连接。按，由表6-1得b×h=8×7,键槽用键槽铣刀加工，长为45，同时为了确保齿轮和轴配合有良好对中性，带轮和 轴配合为。
d.确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处得圆角半径见图15-26.
③求轴上载荷，及其受力分析、弯距计算
a.计算支承反力
在水平面上
,
解得：=2039N，=801N。
在垂直面上
+=Fr=961, ×202.5-57 Fr+ ×64=0
解得：=557N， =404N
b.计算弯矩并作弯矩图
水平面弯矩图

　垂直面弯矩图

　合成弯矩图

计算转矩并作转矩图

载荷
水平面
垂直面
支持力
FAX=2039N；FBX=801N
FAZ=557N;FBZ=404N
弯矩
MX=116223Nmm;
MAZ=31749Nmm
MBZ=58580Nmm
总弯矩

扭矩

作受力、弯距和扭距图以下：

④选择键校核
带轮和齿轮全部用平键连接，尺寸为 ，

查表得 ，键校核安全。
⑤校核轴承和计算寿命
已知条件：两轴承为圆锥滚子轴承，型号32907，其尺寸，基础额定动载荷　基础额定静载荷，e=0.29，Y=2.1。各径向和轴向力均已求出，因为减速器工作寿命为2~4年，轴承寿命取4年，估计35040小时。
⑴校核左端轴承A寿命
径向载荷
轴向载荷
由=0.29，在表中查得X＝0.4，Y=2.1
由表13-6取则，轴承当量动载荷
，校核安全。
该轴承寿命该轴承寿命
远大于轴承估计寿命35040，满足寿命要求。
⑵校核右端轴承B和计算寿命
其只承受径向载荷，不承受轴向载荷。
　　　 径向载荷
　　　 当量动载荷，校核安全
该轴承寿命该轴承寿命
大于估计寿命35040，满足寿命要求。
㈡Ⅱ轴（中间轴）及其轴承装置、键设计
②轴设计
初定轴最小直径
选轴材料为４５钢，调质处理。依据表１５－３，取。由式１５-3初步估算轴最小直径
依据最小直径，查《机械设计课程设计》附录表1-11，取直径 d=35mm。
②轴结构设计
a. 确定轴上零件装配方案
本题装配方案已在前面分析比较，现选择下图所表示装配方案。

b.依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
⑴在C-D段安装高速齿轮，所以为了满足轴刚度要求，取dC-D=40。为了很好对齿轮进行轴向定位，需在左端安装一个套筒。轴长度要比齿轮轮毂短1~2个mm,由小齿轮B=65，取。为了满足齿轮轴向定位要求，在C-D段右端需制出一轴肩，轴肩高度,故取D-E段直径。为了使齿轮和轴很好周向定位，需要用键连接在一起，由直径选择b×h=12×8,键槽长度L=56.
⑵选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参考工作要求及直径，初选0组基础游隙组，型号32907轴承，其尺寸为，故dA-B=dH-J=35,LA-B= LH-J =14 。
(3)Ⅰ齿轮左端面和箱体内壁距离L=10，Ⅰ轴小齿轮比大齿轮宽5mm,所以此处大齿轮要距离箱体内壁距离为10+2.5+2=14.5. 轴承断面和箱体内壁间留有足够间距，取，故,取。
⑸轴段E-G上安装第二对小齿轮，采取齿轮轴形式。为了齿轮轴向定位，右端安装一个套筒，即.由上面计算得：取分度圆直径，取齿顶圆直径为86mm。齿轮右端面和箱体内壁距离L=10，轴承断面和箱体距离为S=5mm,则.
d. 轴上零件轴向定位
齿轮，带轮和轴轴向定位均采取平键连接。按，由表6-1得b×h=12×8,键槽用键槽铣刀加工，长为56，同时为了确保齿轮和轴配合有良好对中性，带轮和 轴配合为。
e.确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处得圆角半径见上图。
㈢Ⅲ轴（输出轴）及其轴承装置、键设计
①轴设计
初定轴最小直径
选轴材料为４５钢，调质处理。依据表１５－３，取。由式１５-3初步估算轴最小直径。
依据最小直径，查《机械设计课程设计》附录表1-11，取直径。
输出轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径.为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应,故需同时选择联轴器型号.
联轴器计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩改变很小,故取KA=1.3,则，

查《机械设计手册》，选择HL4型弹性柱销联轴器其公称转矩为1250000N·ｍｍ。半联轴器孔径，故取半联轴器长度L＝112ｍｍ，半联轴器和轴配合毂孔长度,故取LA-B=84mm.
②轴结构设计
a.确定轴上零件装配方案
本题装配方案已在前面分析比较，现选择下图所表示装配方案。

b.依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
⑴依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
A-B段是要连联轴器，所以要开键槽。依据直径选择b×h=14×9,长度L=70.为了使联轴器轴向固定，在右端B-C段制出一个台肩，得，在B-C段安装轴承端盖，取。
⑵选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参考工作要求及直径，初选0组基础游隙组，型号32913轴承，其尺寸为.C-D段安装轴承，由轴肩高度故取,.
⑶D-E段无零件，取.为了满足右端齿轮轴向定位要求，在D-E段右端需制出一轴肩，轴肩高度,故取E-F段直径。F-G段安装齿轮，其轴要选择标准直径，取.为了使齿轮右端套筒愈加好定位齿轮，轴长度要比齿轮轮毂短1~2个mm,由大齿轮B=81，取.查标准轴直径，取。为了使齿轮和轴很好周向定位，需要用键连接在一起，由F-G直径选择b×h=20×12,键槽长度L=63.
⑷齿轮右端面和箱体内壁距离L=10，Ⅰ轴小齿轮比大齿轮宽5mm,所以此处大齿轮要距离箱体内壁距离为2.5+10=12.5。轴承断面和箱体内壁间留有足够间距，取，故,取。
⑸轴上零件轴向定位
齿轮，带轮和轴轴向定位均采取平键连接。按，由表6-1得b×h=20×12,键槽用键槽铣刀加工，长为L=63.同时为了确保齿轮和轴配合有良好对中性，带轮和 轴配合为。
⑹确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处得圆角半径见上图。
4.润滑和密封
①润滑方法选择
因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮圆周速度，所以采取将大齿轮轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮转动把油溅到箱壁油槽里输送到轴承机型润滑。
②密封方法选择
因为I，II，III轴和轴承接触处线速度，所以采取毛毡圈密封。
③润滑油选择
因为该减速器属于通常减速器，查机械设计手册可选择工业齿轮油N200（SH0357-92）。
5. 箱体结构尺寸

机座壁厚δ
δ=0.025a+3
10mm
机盖壁厚δ1
δ1=0.02a+3
10mm
机座凸缘壁厚
b=1.5δ1
15mm
机盖凸缘壁厚
b1=1.5δ1
15mm
机座底凸缘壁厚
b2=2.5δ
25mm
地脚螺钉直径
df =0.036a+12=17.4
18mm
地脚螺钉数目
a<250,n=6
6
轴承旁联接螺栓直径
d1=0.75 df =13.5
14mm
机盖和机座联接螺栓直径d2
d2=(0.5～0.6) df
10mm
联接螺栓d2间距
L=150～200
160mm
轴承盖螺钉直径
d3=(0.4～0.5) df
8mm
窥视孔螺钉直径
d4=(0.3～0.4) df
7mm
定位销直径
d=(0.7～0.8) d2
8mm
轴承旁凸台半径
R
20mm

轴承盖螺钉分布圆直径
D0= D+2.5d3
(D为轴承孔直径)
D01=75mm
D02=75mm
D03=100mm

轴承座凸起部分端面直径

D2= D0+2.5d3
D21=79mm
D22=79mm
D23=123mm
大齿顶圆和箱体内壁距离Δ1
Δ1>1.2δ
12mm
齿轮端面和箱体内壁距离Δ2
Δ2>δ
10mm
两齿轮端面距离
Δ4=10
10 mm

df，d1，d2至外机壁距离

C1=1.2d+(5～8)
C1f=28mm
C11=24mm
C12=20mm

df，d1，d2至凸台边缘距离

C2
C2f=22mm
C21=20mm
C22=18mm

机壳上部（下部）凸缘宽度

K= C1+ C2
Kf=48mm
K1=38mm
K2=33mm
轴承端盖凸缘厚度t
t=(1~1.2)d3
9
机盖、机座肋厚
m1=0.85δ1 ，m=0.85δ
8.5
轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离
e=(1～1.2)d1
13mm
轴承座凸起部分宽度
L1≥C1f+ C2f+(3～5)
52 mm
吊环螺钉直径
dq=0.8df
13mm

10设计总结
本设计是依据设计任务要求，设计一个展开式二级圆柱减速器。首先确定了工作方案，并对带传动、齿轮传动﹑轴﹑箱体等关键零件进行了设计。零件每一个尺寸全部是根据设计要求严格设计，并采取了合理布局，使结构愈加紧凑。
经过减速器设计，使我对机械设计方法、步骤有了较深认识。熟悉了齿轮、带轮、轴等多个常见零件设计、校核方法；掌握了怎样选择标准件，怎样查阅和使用手册，怎样绘制零件图、装配图；和设计非标准零部件关键点、方法。深入巩固了以前所学专业知识，真正做到了学有所用﹑学以致用，将理论和实际结合起来，也是对所学知识一次大检验，使我真正明白了，搞设计不是凭空想象，而是很具体。每一个步骤全部需要严密分析和强大理论做基础。另外，设计不是单方面，而是各方面知识综合结果。
从整个设计过程来看，存在着一定不足。像轴强度校核应更具体全方面些，尽管如此收获还是很大。相信这次设计对我以后从事类似工作有很大帮助，同时也为毕业设计打下了良好基础。这次相关带式运输机上两级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计是我们真正理论联络实际、深入了解设计概念和设计过程实践考验，对于提升我们机械设计综合素质大有用处。经过两个星期设计实践，使我对机械设计有了更多了解和认识.为我们以后工作打下了坚实基础.
　　机械设计是机械工业基础,是一门综合性相当强技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《交换性和技术测量》、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础）课程设计》等于一体。
这次课程设计,对于培养我们理论联络实际设计思想、训练综合利用机械设计和相关先修课程理论,结合生产实际反应和处理工程实际问题能力，巩固、加深和扩展相关机械设计方面知识等方面相关键作用。
之前我对《机械设计基础》这门课认识是很肤浅，实际动手设计时候才发觉自己学得悉识太少，而且就算上课时候再认真听课，光靠课堂上学习知识根本就无法处理实际问题， 必需要靠自己学习。
我设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误地方，但因为时间原因，是不可能一一纠正过来了。尽管设计中存在这么或那样问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料关键性，利用一切能够利用资源对设计来说是至关关键。往往很多数据在教材上是没有，我们找到参考资料也不齐全，这时参考资料价值就立时表现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过机械制图知识，AUTOCAD画图水平有所提升，Word输入、排版技巧也有所掌握，这些应该是我最大收获。再次，严谨理性态度在设计中是很关键，采取每一个数据全部要有依据，设计是一环扣一环，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。
经过这次课程设计,极大提升了我们对机械设计这门课程掌握和利用，让我们熟悉了手册和国家标准使用，并把我们所学知识和未来生产实际相结合，提升了我们分析问题并自己去处理问题能力，也提升了我们各个方面素质，有利于我们以后更顺利地走上工作岗位。
11参考文件
[1] 徐灏主编.机械设计手册.第2版. 北京：机械工业出版社，
[2] 杨可珍, 程光蕴, 李仲生主编. 机械设计基础第五版.高等教育出版社（第五版）,
[3] 刘鸿文 主编.材料力学.第3版. 北京：机械工业出版社,1992
[4] 机械设计手册编委会 主编.机械设计手册.新版.北京：机械工业出版社，
[5] 殷玉枫 主编. 机械设计课程设计. 机械工业出版社
[6] 濮良贵，纪名刚 主编. 机械设计.第八版.北京.高等教育出版社..5 [5] 陆玉,何在洲,佟延伟 主编.机械设计课程设计.第3版. 北京：机械工业出版社，
[7] 孙桓，陈作模 主编.机械原理.第6版. 北京：高等教育出版社，
[8] 林景凡，王世刚，李世恒 主编.交换性和质量控制基础. 北京：中国科学技术出版社，1999