【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內(nèi)文檔可直接點開預(yù)覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內(nèi)的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦--有疑問可咨詢QQ:1304139763 或 414951605
目 錄
設(shè)計任務(wù)書 1
一 選擇電動機 2
二 傳動比的分配 3
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 3
四 V帶傳動的設(shè)計 5
五 圓錐齒輪傳動的設(shè)計 8
六 軸及軸承、鍵的設(shè)計 13
七 滾動軸承及鍵的校核 23
八 潤滑與密封 26
九 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 26
總結(jié) 28
參考文獻 28
設(shè)計任務(wù)書
（1）設(shè)計條件
工作條件：單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，起動載荷為名義載荷的1.25倍，每天工作16小時，使用期限10年，輸送鏈速度容許誤差為±5%，輸送鏈效率。
（2）原始數(shù)據(jù)
運輸帶工作拉力：F=2300KN
輸送帶工作速度：V=0.75m/s
卷筒直徑： D=130mm
（3）傳動方案
根據(jù)設(shè)計要求，所給原始數(shù)據(jù)本次設(shè)計的帶式運輸機傳動結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-1:
圖1-1礦用輸送鏈傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖
一 選擇電動機
1.1電動機類型的選擇
按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。
1.2 電動機功率的選擇
標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應(yīng)該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。
（1）運輸帶的功率為：
（2）電動機的輸出功率為
——電動機至輸送鏈效率鏈輪軸的傳動裝置總效率。
V帶傳動效率，錐齒輪傳動效率，
滾動軸承傳動效率，輸送鏈效率
則從電動機到工作機傳送鏈的總效率為：
（3）電動機所需功率為：
由于起動載荷為名義載荷的1.25倍，故：
查《機械設(shè)計實踐與創(chuàng)新》表19-1選取電動機額定功率為3kw。
1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇
滾筒轉(zhuǎn)速：
通常V帶傳動的傳動比推薦?。?
錐齒輪的傳動比推薦取：
所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500r/min。
綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。
型號為Y100L2-4，滿載轉(zhuǎn)速，功率3。
二 傳動比的分配
（1）總傳動比為：
（2）傳動比
考慮機構(gòu)緊湊性和防止帶輪干涉，取V帶傳動的傳動比為：
則V帶傳動比為：
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
3.1各軸的轉(zhuǎn)速
0軸
1軸
2軸 ；
3.2各軸的輸入功率
0軸
1軸 ；
2軸 ；
3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩
0軸
1軸 ；
2軸 ；
將各軸動力參數(shù)整理如下表：
軸名
功率
轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速
傳動比
0軸
3
20.03
1430
1
1軸
2.88
60.59
453.97
3.15
2軸
2.766
239.70
110.2
4.12
四 V帶傳動的設(shè)計
4.1 V帶的基本參數(shù)
1）確定計算功率：
已知：；；
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-8得工況系數(shù)：；
則：
2）選取V帶型號：
根據(jù)、查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖13-15選用A型V帶,
3）確定大、小帶輪的基準直徑
（1）初選小帶輪的基準直徑：
；
（2）計算大帶輪基準直徑：
；
取基準直徑系列，誤差小于5%，是允許的。
4）驗算帶速：
帶的速度合適。
5）確定V帶的基準長度和傳動中心距：
中心距：
初選中心距
（2）基準長度：
對于A型帶選用
（3）實際中心距：
6）驗算主動輪上的包角：
由
得
主動輪上的包角合適。
7）計算V帶的根數(shù)：
，查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-3 得：
；
（2），查表得：；
（3）由查表得，包角修正系數(shù)
（4）由，與V帶型號A型查表得：
綜上數(shù)據(jù)，得
取合適。
8）計算預(yù)緊力（初拉力）：
根據(jù)帶型A型查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-1得：
9）計算作用在軸上的壓軸力：
其中為小帶輪的包角。
10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：
帶型
帶輪基準直徑(mm)
傳動比
基準長度(mm)
A
3.15
1250
中心距（mm）
根數(shù)
初拉力(N)
壓軸力(N)
383
6
171.45
1357.7
4.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計
（1）帶輪的材料：
采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）
（2）帶輪的結(jié)構(gòu)形式：
V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準直徑有關(guān)。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪；大帶輪接減速器，，所以采用孔板式結(jié)構(gòu)帶輪。
五 圓錐齒輪傳動的設(shè)計
5.1選精度等級、材料和齒數(shù)
選用直齒錐齒輪傳動。
速度不高，故選用7級精度
材料選擇。由機械設(shè)計表6.1選取小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
選小齒輪齒數(shù)Z1＝22，大齒輪齒數(shù)Z2＝i1·Z1＝4.12×22=90.64,取Z2=91。
5.2按齒面接觸強度設(shè)計
由設(shè)計計算公式進行試算，即
１）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3）選取齒寬系數(shù)
（4）知齒輪，查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)
（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）由圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限
（6）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
（8）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1
２）計算
（1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得
（2）計算圓周速度
（3）模數(shù)及主要尺寸的確定
模數(shù)：，取。
分度圓直徑：
節(jié)錐角：
錐距
平均分度圓直徑：
齒寬，取
5.3校核齒根彎曲疲勞強度
（1） 彎曲強度校核公式：
（2）確定各參數(shù)
平均分度圓處螺旋角，則
查得動載系數(shù)1.15 齒向載荷分布系數(shù)
使用系數(shù)
故
（3）分度圓圓周
（4）齒輪系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS
查表4.4得
（5）許用彎曲應(yīng)力可由下式算得
由機械設(shè)計圖6.15可查出彎曲疲勞極限應(yīng)力
小錐齒輪的彎曲疲勞強度極限
大錐齒輪的彎曲疲勞強度極限
查得壽命系數(shù)
查得 ，
查得安全系數(shù)是
故許用彎曲應(yīng)力
因此滿足齒根彎曲疲勞強度
5.4驗算
1）齒面接觸強度驗算
接觸強度壽命系數(shù),最小安全系數(shù)
因此齒面強度足夠
圓錐齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下：
名稱
符號
公式
直齒圓錐小齒輪
直齒圓錐大齒輪
齒數(shù)
22
91
模數(shù)
m
m
3
傳動比
i
i
4.14
分度圓錐度
，
分度圓直徑
66
273
齒頂高
3
3
齒根高
3.6
3.6
齒全高
h
6.6
6.6
齒頂圓直徑
，
71.83
(大端)
274.41
（大端）
齒根圓直徑
59.58
271.45
齒距
p
9.42
9.42
齒厚
s
4.71
4.71
齒槽寬
e
4.71
4.71
頂隙
c
0.6
0.6
錐距
R
140.43
140.43
齒頂角
，
齒根角
齒頂圓錐角
，
齒根圓錐角
，
當量齒數(shù)
22.63
387.28
齒寬
48
48
六 軸及軸承、鍵的設(shè)計
6.1 輸入軸
（1）求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
=2.88kW
=453.97r/min
=60.59N·m
（2）求作用在齒輪上的力
已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為
mm
N
如圖：
（3）初步確定軸的最小直徑
先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）
根據(jù)課本表15-3，取得：
因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大5%—10%，取=22.8mm 左右。
=24mm
（4）軸各段各段尺寸的確定
為了滿足帶輪的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑
=28 mm
初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=26 mm ，由指導(dǎo)書表15-1，初步選取03系列， 30306 GB/T 276，其尺寸為
，
故
而為了利于固定
由指導(dǎo)書表15-1查得
取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑
齒輪的左端與套筒之間采用軸肩定位。
已知齒輪輪轂的寬度為48mm，應(yīng)使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成，
故
為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于軸承寬度，
故取
。
軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離
故取
至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。
（5）軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接
軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按
=24 mm
查得平鍵截面
長50 mm
軸與錐齒輪之間的平鍵按
由課本表6-1查得平鍵截面
長為35 mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。
為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，齒輪輪轂與軸的配合為；
滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。
確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6
軸段編號
長度（mm）
直徑（mm）
配合說明
Ⅰ-Ⅱ
50
24
與滾動軸承30310配合
Ⅱ-Ⅲ
29
28
軸環(huán)
Ⅲ-Ⅳ
19
30
與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
30
35
與滾動軸承30310配合
Ⅴ-Ⅵ
19
30
與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位
Ⅵ-Ⅶ
46
24
與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合
總長度
193mm
（5）求軸上的載荷
根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
B截面彎矩M
總彎矩
扭矩
（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力
已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。
（7） 精確校核軸的疲勞強度
1） 判斷危險截面
截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面ⅤⅥⅦ無需校核。
從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅲ和Ⅳ處過盈配合引起應(yīng)力集中最嚴重；從受載情況來看，截面B上的應(yīng)力最大。截面Ⅲ的應(yīng)力集中影響和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面B上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面ⅠⅡ顯然更不必校核。由《機械設(shè)計》第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)。
2） 截面Ⅳ左側(cè)
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為
截面Ⅳ上的扭矩為
截面上的彎曲應(yīng)力
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2
經(jīng)插值后可查得
又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為
故有效應(yīng)力集中系數(shù)為
由附圖3-2得尺寸系數(shù)
由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)
軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，則得綜合系數(shù)值為
又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù)
, ?。?
, ??；
于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)～(15-8)則得
故可知其安全。
3） 截面Ⅳ右側(cè)
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為
截面Ⅳ上的扭矩為
截面上的彎曲應(yīng)力
截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力
軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得
截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2
經(jīng)插值后可查得
又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為
故有效應(yīng)力集中系數(shù)為
由附圖3-2得尺寸系數(shù)
由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)
軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸未經(jīng)表面強化處理，即βq=1，則得綜合系數(shù)值為
又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù)
, 取；
, ??；
于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)～(15-8)則得
故可知其安全。
6.2 輸出軸
（1）軸上的功率P2,轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2
，，
（2）求作用在齒輪上的力
圓周力：mm
徑向力：
軸向力：N
（3）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得：
該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊選用TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為36mm，故??；半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。
（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
1）擬定軸上零件的裝配方案
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，ⅤⅡ-ⅤⅢ軸段左端需制出軸肩，故取ⅤⅠ-ⅤⅡ段的直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故ⅤⅡ-ⅤⅢ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計師手冊（軟件版）選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承32011，其尺寸為，故，而，滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，因此，取.
(c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則，。因Ⅱ、Ⅲ兩軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。。。
（5）軸上零件的周向定位
查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面
軸段編號
長度（mm）
直徑（mm）
配合說明
Ⅰ-Ⅱ
21
45
與滾動軸承30310配合
Ⅱ-Ⅲ
12
48
與套筒配合
Ⅲ-Ⅳ
48
50
與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅸ
12
60
軸環(huán)
Ⅸ-Ⅴ
50
Ⅳ-Ⅴ
21
45
與滾動軸承30310配合
Ⅴ-Ⅵ
45
42
與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位
Ⅵ-Ⅶ
84
36
與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合
總長度
285.5mm
（6）求軸上的載荷
對于30209型圓錐滾子軸承，
載荷
水平面
垂直面
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
（7）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即安裝齒輪處，取，軸的計算應(yīng)力：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計，
查得，因此，安全。
計得：，，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示。
七 滾動軸承及鍵的校核
7.1輸入軸的軸承
1）.按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：L'h＝29200h
由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，
軸向力為Fa1=159.90N，
2）．初步選擇滾動軸承型號為30206，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。
3）．徑向當量動載荷
動載荷為，查得，則有
滿足要求。
7.2 輸入軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
輸入軸處選用單圓頭平鍵，尺寸為
圓錐齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為
鍵的工作長度，
，合適
，合適
7.3 輸出軸的軸承
（1）選擇的圓錐滾子軸承型號為30209，尺寸為，基本額定動載荷。
（2） 當量動載荷
前面已求得
，，，
軸承 1、2受到的徑向載荷為：
軸承 1、2受到的軸向載荷為：
查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得
軸承的當量動載荷為：
按機械設(shè)計查得
（3）驗算軸承壽命
因為，所以按軸承1的受力驗算。
對于滾子軸承，。
減速器的預(yù)定壽命
，合適。
7.4輸出軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為
圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，
，合適
，合適
八 潤滑與密封
8.1潤滑方式的選擇
齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。
根據(jù)I，II，III軸的速度因子，I，II，III軸的軸承用脂潤滑
8.2密封方式的選擇
由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封
8.3潤滑油的選擇
因為該減速器屬于一般減速器，查機械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負載
工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。
九 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸
1
箱座壁厚
，
2
箱蓋壁厚
3
箱座凸緣厚度
4
箱蓋凸緣厚度
5
箱座底凸緣厚度
6
地底螺釘直徑
，取M20
7
地底螺釘數(shù)目
8
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
，取M14
9
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑
取M10
10
聯(lián)接螺栓的間距
12
窺視孔蓋螺釘直徑
,取M6
13
定位銷直徑
14
，，至外箱壁距離
15
軸承旁凸臺半徑
16
凸臺高度
17
箱體外壁至軸承座端面距離
19
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
20
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
21
箱蓋，箱座筋厚
,
22
軸承端蓋外徑
23
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
24
大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離
25
箱底至箱底內(nèi)壁的距離
26
減速器中心高
27
箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離
28
軸承端蓋凸緣厚度
29
軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離
30
旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離
31
齒輪頂圓至軸表面的距離
總結(jié)
從設(shè)計過程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設(shè)計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。
只有做了才真正明白什么是什么.通過這次的設(shè)計,極大的提高了我們對機械設(shè)計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用。
由于課程設(shè)計過程及工程設(shè)計本身的固有特性要求我們在設(shè)計過程中稟承仔細、認真、耐心、實事求是的態(tài)度去完成這項課程，也提高了我們各個方面的素質(zhì)。
現(xiàn)在我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)設(shè)計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設(shè)計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學(xué)到很多東西。
參考文獻
【1】《機械設(shè)計》楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學(xué)出版社
【2】《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》第二版 龔溎義主編，高等教育出版社
【3】《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》第3版，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社
【4】《機械精度設(shè)計檢測》應(yīng)琴主編，西南交通大學(xué)出版社
29