1、 1全套图纸，加 153893706华 南 农 业 大 学机械设计课程设计(带式输送机)班 级： 05 机化 2 班 设 计 者： 学 号： 指导老师： 22007 年 12 月一、目录一、目录 3二、设计任务书 4三、传动方案分析 5四、电动机的选择计算 6五、传动装置运动和动力参数的选择计算 7六、传动零件的设计计算 9七、轴、键、轴承的设计计算和联轴器的选择 16八、润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定 26九、箱体及附件的结构3设计和选择 27十、设计小结 29十一、参考资料 30二、设计任务书设计题目：带式输送机传动装置设计参数：传动方案 输送带的牵引力 F（ KN）输送带的速度
2、V(m/s)提升机鼓轮的直径D（mm）（1） 7 0.45 320设计要求：1） 输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2） 输送机鼓轮的传动效率取为 0.97.3） 工作寿命为 8 年，每年 300 个工作日，每日工作 16 小时。设计内容：41） 装配图 1 张2） 零件图 3 张3） 设计说明书 1 份指导老师：日期：2007 年 12 月三、传动方案分析传动方案（1）： 电机带传动两级圆柱齿轮（斜齿或直齿）减速器工作机5该传动方案的特性：高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的
3、现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。四、电动机的选择计算计算和说明 结果1） 选择电动机类型：名称Y 系列（IP44）封闭式三相异步电动机型号=Y132M2-6 额定功率kW=5.5同步转速r/min=1000满载转速r/min=960转动惯量kg.m2=0.04净重kg=852） 确定电动机的功率： F=7KNv=0.45m/s6工作机所需功率： KWWPFv=7*0.45=3.15 KW电动机所需功率： KWwdp电动机到工作机主轴之间的总效率 421345= 420.95.0.98.0.97=0.84所以，电动机所需功率kwwdp3.15.7084电动机的额定功率 要大于 ，所edd
4、p以选择电动机额定功率为 5.5 KW。3） 确定电动机的转速：工作机主轴转速 wn36060.4526.87/min3.12wwvn rD这里选 1000 r/min 的 Y 系列（IP44）封闭式三相异步电动机。带传动效率=0.951球轴承效率=0.992圆柱齿轮效率3=0.98联轴器效率=0.994输送带鼓轮效率5=0.97=5.5 KWedp7五、传动装置运动和动力参数的计算1）确定总传动比和分配各级传动比总传动比 为满载转速=960r/min96035.722.8mwnimn又因为 13ii所以取带传动比 =3齿轮一级传动比 =3.452i齿轮二级传动比 =3.4532）计算各轴的转
5、速：将各轴由高速至低速依次编为 0 轴(电动机轴) 、轴、 轴、轴096/minnr1/032/iir 2/.459.7n3/68/ini r工作机主轴 .mwn3）计算各轴输入功率0.75dpk130.9.56kw283.4 823.4609.83.5p kw529w4）计算各轴输入转矩电动机输出转矩 3.75950.096ddmPTNmn其他各轴输入转矩 .1.24 3.69505.97PTNmn.10.4283.99506.27wwPTNmn六、传动零件的设计计算1. 带传动的设计计算1） 确定计算功率 cap因为工作载荷稳定，查 p156 表 8-7 得 =1.1 所以 kwAk1.5
6、6.0caAedpk2） 选择 v 带的带型根据 ， 由 p161 图 8-10 选用 A 型 v 带。cap0n3） 确定带轮的基准直径 并验算带的速度 v 以及带轮的结构形式d初选小带轮的基准直径 ，由 p155 表 8-6 和 p157 表 8-8，取小带轮的基准直径0=118mm。0d验算带速 v ， ，因为 v 在 530m/s 范围内，03.1489605.3/6dnms故带速合适。计算大带轮的基准直径 ， ， 根据 p157 表 8-8 取圆1d1014ddi9整为 =355mm。1d因为大带轮的 d=354mm300mm ，所以采用轮辐式。4） 确定 v 带的中心距 a 和基准
7、长度 dL初定中心距 =500mm，计算带所需的基准长度021000()2()4dddaa2(3518)25(18)74.98.74 m由 p146 表 8-2 选带的基准长度 =1800mm。dL计算实际中心距 a ， 0010(5)5122中心距的变化范围为 488569mm。5） 验算小带轮上的包角 ，10 00 01157.357.38()8(18)49daa6） 计算带的根数 z计算单根 v 带的额定功率 ，由 =118mm 和 =960r/m，查 p152 表 8-4a 得rp0d0n=1.27kw0p根据 =960r/m , i=3 和 A 型带，查表 p153 表 8-4b 得
8、 =0.11kwn 0p查表 p155 表 8-5 得 =0.93 ，p146 表 8-2 得 =1.01 ，于是akLk0()(1.270).931.r Lp kw计算 v 带的根数 z ， ，所以取 5 根。654carp7） 计算单根 v 带的初拉力的最小值 0min()F由 p149 表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m ，所以2 20min(2.5)(.593)6.05() .19347ackpFqv Nz应使带的实际初拉力 0min()F8） 计算压轴力 P10压轴力的最小值为 0min0in 154()2()s27sin32PaFz N2. 齿轮传动的设计计
9、算 高速级齿轮1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮，运输机速度不高选用 7 级精度，由 p191 表 10-1 选择小齿轮材料为 40 （调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢rC（调质） ，硬度为 240HBS，两者材料硬度差为 40HBS 。选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 120z23.45069z2） 按齿面接触强度设计确定设计计算公式 内的各计算数值2131.()EtdHKTZud试选载荷系数 ，计算小齿轮传递的转矩.t555119.0903.61.202PT Nmn由 p205 表 10-7 选取齿宽系数 d由 p201 表 10-6 查得材料的弹性影
10、响系数1289.EaZMP由 p209 表 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，lim160HaP大齿轮的接触疲劳强度极限 li25计算应力循环次数 81603201(6308)7.3hNnjL8827745由 p207 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 120.9,.1HNHNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% ，安全系数 S=1 ，所以 1lim0.96540aMPS2li2 .HN试算小齿轮分度圆直径 ，带入 中较小的值1tdH1152 21 331 1.0624.189.2.(). ()6.43 305tEtdHKTZud m计算圆周速度 v168.430.
11、5/601tnv ms计算齿宽 b1dt计算齿宽与齿高之比 模数 h168.43.20ttdmZ齿高 2.5.7.0t所以 684397.0bh计算载荷系数根据 v=1.15m/s ,7 级精度，由 p194 图 10-8 查得动载系数 1.08vK直齿轮， ，由 p193 表 10-2 查得使用系数1HaFaKA由 p196 表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 1.42H由 查 p198 图 10-13 得8.9,.42Hbh 1.30FK故载荷系数 1.08425AVHK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 331 .5468.72.1ttdm计算模
12、数 m ， 160dz3） 按齿根弯曲强度设计确定弯曲强度设计公式 的各计算数值132()FaSdYKTz由 p208 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 150FEaMP大齿轮的弯曲疲劳强度极限 238由 p206 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 10.9,.FNFNK12计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ，所以 10.95 321.4FNEaKMPS22 876.计算载荷系数 K ， 1.08.3140AVF查取齿形系数由 p200 表 10-5 查得 12.,.FaFaY查取应力校正系数由 p200 表 10-5 查得 12.5,1.75SaSa计算大、
13、小齿轮的 并加以比较 FY180135034FY2.7.256FaS所以，大齿轮的数值大把所得的相关数据代入弯曲强度的设计公式得 5321.40610.2.4mm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，可取由弯曲强度算得的模数 2.24 并就近圆整为标准值 m=2.25mm，按接触强度算得的分度圆直径172.4d算出小齿轮齿数172.435dzm大齿轮齿数2.4） 几何尺寸计算计算分度圆直径 132.574.3dzm2
14、 6计算中心距 121.a计算齿轮宽度 174.3.dbm13取 2174.3,79.3Bm 低速级齿轮1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮，运输机速度不高选用 7 级精度，由 p191 表 10-1 选择小齿轮材料为 40 （调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢rC（调质） ，硬度为 240HBS，两者材料硬度差为 40HBS 。选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 120z23.45069z2）按齿面接触强度设计确定设计计算公式 内的各计算数值22321.()EtdHKTZud试选载荷系数 ，计算小齿轮传递的转矩1.t55529.0903.46.1027PT Nm
15、n由 p205 表 10-7 选取齿宽系数 1d由 p201 表 10-6 查得材料的弹性影响系数1289.EaZMP由 p209 表 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，lim160HaP大齿轮的接触疲劳强度极限 li25计算应力循环次数 816092.751(6308).7hNnjL82.376.4由 p207 图 10-19 取接触疲劳寿命系数 120.9,1.0HNHNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% ，安全系数 S=1 ，所以 1lim.96054aMPS2li2HN试算小齿轮分度圆直径 ，带入 中较小的值1tdH1452 22 33211.604.189
16、(). ()6.134 30tEtdHKTZud m计算圆周速度 v296.34.750./60101tnv ms计算齿宽 b1dt计算齿宽与齿高之比 模数 h2196.34.810ttdZ齿高 .523tmm所以 9634810.2bh计算载荷系数根据 v=0.47m/s ,7 级精度，由 p194 图 10-8 查得动载系数 1.0vK直齿轮， ，由 p193 表 10-2 查得使用系数1HaFaKA由 p196 表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 1.429H由 查 p198 图 10-13 得8.9,.42Hbh 1.3FK故载荷系数 1.0429AV
17、HK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 332 .496.19.ttdm计算模数 m ， 21.70dz3）按齿根弯曲强度设计确定弯曲强度设计公式 的各计算数值132()FaSdYKTz由 p208 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 150FEaMP大齿轮的弯曲疲劳强度极限 238由 p206 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 10.9,.FNFNK15计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ，所以 10.95 3.294FNEaKMPS2286.计算载荷系数 K ， 1.0.31AVF查取齿形系数由 p200 表 10-5 查得 12.8,.4FaFaY查
18、取应力校正系数由 p200 表 10-5 查得 12.5,1.75SaSa计算大、小齿轮的 并加以比较 FY18012839FY2.475.46FaS所以，大齿轮的数值大把所得的相关数据代入弯曲强度的设计公式得 5321.630.1473.29mm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，可取由弯曲强度算得的模数 3.249 并就近圆整为标准值 m=3.25mm，按接触强度算得的分度圆直径29.4d算出小齿轮齿数219.
19、4305dzm大齿轮齿数2.14） 几何尺寸计算计算分度圆直径 2130.2597.dzm334m计算中心距 2316.2a计算齿轮宽度 2197.5.dbm16取 2197.5,02.5Bm七、轴、键、轴承的设计计算和联轴器的选择在两级展开式减速器中，三根轴跨距相差不宜过大，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。中间轴的设计1） 中间轴的功率 23.46Pkw转速 975/minnr转矩 2.TN02）求作用在齿轮上的力小齿轮 圆周力 径向力2356.70.99tTFNd022659.rtFgN大齿轮 圆周力 径向力2 .2.t 021.rt3) 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，
20、选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据 p370 表 15-3 取，于是得012A233min0.4617.95PdAm对于直径 d1.4h =20mm。D 段装配高速级大齿轮，直径 55mm，长度为高速级大齿轮宽度 74.3-4mm=70.3mm。圆头键槽根据 p106 表 6-1 得键槽宽 16mm 键槽长 50mm，键槽深 5mm。E 段装配轴承和套筒，因为最小直径为 41.1mm，所以这里直径取 45mm，选用深沟球轴承代号 6309，所以 E 段长 49mm（包括轴承的 25mm、套筒的 20mm 以及为使套筒能可靠地压紧齿轮而加长 4mm） 。两轴承间距离 L=20+4+98.5
21、+20+70.3+20+4=236.8mm。5） 求轴上的载荷18ZYXFt2rAB1axybzY方 向受 力 图方 向弯 矩 图Z方 向受 力 图X方 向弯 矩 图合 成 弯矩 图扭 矩图6） 按弯扭合成应力校核轴的强度由图和上面数据可知，小齿轮处为危险截面，所以 3232()516(5)1407.dbtW，故22221 1()7(0.)38.660145caMTMPaPa 安全7） 轴承的校核选用深沟球轴承代号 6309，基本尺寸d(mm)=45基本尺寸D(mm)=100基本尺寸B(mm)=25安装尺寸damin(mm)=55安装尺寸Damax(mm)=91基本额定载荷Cr(kN)=52.
22、8，因为基本额定载荷 Cr=52.8kN ，轴承只受径向力222(5674)05638.09raxyaxzF N水平面 xy支反力 Faxy= -5674NFbxy= -4411N弯矩 M1= -486545.5N.mmM2= -315966.34N.mm垂直面 xz支反力 Faxz=2065NFbxz=1606N弯矩 M1= 177073.8N.mmM2= 114966.2N.mm总弯矩 M1=517766N.mmM2=336232N.mm转矩 T=356260N.mm19222(41)6049.7rbxybxzF N取载荷系数 fp=1.0 因为 ，故只校核 a6038.9, .aprab
23、prbPfNPfFabP故该轴承达到预期寿命的要求3152.1()201543809.7hLh8） 键的校核由 p106 表 6-2 查得许用挤压应力 10pMPa键的接触高度 k=0.5h=5mm ，工作长度 ，轴的直径 d=55mm27,5lml转矩 ，所以356.2TNm331126.107.p pTMPakld332205.5.82p pkl故两个键都合适输入轴的设计1） 输入轴的功率 13.56Pkw转速 20/minnr转矩 1.4TN2） 求作用在齿轮上的力带的压轴力 1432pFN小齿轮 圆周力 径向力106.24859.73tTNd0214.9rtFgN3）初步确定轴的最小直
24、径先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 p370 表 15-320取 ，于是得 012A133min0.562.0PdAm对于直径 d1.4h =20mm。F 段装配高速级小齿轮，直径 47mm，长 75.3mm。圆头平键槽宽 14mm，长 50mm，深4.5mm。G 段也装配代号为 6309 的深沟球轴承和套筒，长 46mm（包括轴承的 25mm、套筒的17mm 以及为使套筒能可靠地压紧齿轮而加长 4mm） 。两轴承间距离 L=120.5+20+75.3+17+4=236.8mm。与中间轴的一致。经计算小齿轮与中间轴的大齿轮位置配合良好。5）求轴上的载荷21ZYX
25、FptrABZXrABaxyFbzY方 向受 力 图方 向弯 矩 图Z方 向受 力 图方 向弯 矩 图合 成 弯矩 图扭 矩图 Fp6）按弯扭合成应力校核轴的强度由图和上面数据可知，小齿轮处为危险截面，所以 3232()471.5(47.)897.1dbtW，故22221 1()96(0.).060871caMTMPaPa 安全7）轴承的校核选用深沟球轴承代号 6309基本尺寸d(mm)=45基本尺寸D(mm)=100基本尺寸B(mm)=25安装尺寸damin(mm)=54安装尺寸Damax(mm)=91基本额定载荷Cr(kN)=52.8，因为基本额定载荷 Cr=52.8kN ，轴承只受径向力
26、水平面 xy支反力 Faxy= -777NFbxy= -2083N弯矩 M1= -148135.05N.mm垂直面 xz支反力 Faxz=2221NFbxz=252N弯矩 Ma= -132460N.mmM1= -17929.8N.mm总弯矩 Ma=132460N.mmM1=149216N.mm转矩 T=106240N.mm22222(7)135.9raaxyxzF N08308rbbz取载荷系数 fp=1.0 因为 ，故只校核 a235.9,29.1aprabprbPfNPfFabP故该轴承达到预期寿命的要求6310.810()58430hLh8）键的校核由 p106 表 6-2 查得许用挤压
27、应力 10pMPa键的接触高度 k1=0.5h=3.5mm,k2=4.5mm，工作长度 ，轴的直径1245,0lmld1=30mm,d2=47mm转矩 ，所以106.24TNm3311206.4.97p pTMPakld 3322.42.057p pal 故两个键都合适输出轴的设计1）输出轴的功率 3.5Pkw转速 2687/minnr转矩 3190.4TN3） 求作用在齿轮上的力大齿轮 圆周力 径向力32190.6473.5tTFNd02589.1rtFgN233）初步确定轴的最小直径先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 p370 表 15-3取 ，于是得012A
28、33min0.5126.087PdAm对于直径 d1.4h =20mm。D 段直径 75mm，长 96.3mm。E 段也装配代号为 6313 的深沟球轴承和套筒轴承和套筒，直径 65mm，E 段长 178mm（包括轴承的 33mm、轴承端盖的 20mm，间隙 23mm 以及和 HL5 联轴器配合的 107mm 中的 102mm（剩下 5mm 是倒角） ） 。两轴承间距离 L=23+4+93.5+20+96.3=236.8mm。与中间轴的一致。245）求轴上的载荷 ZYXFtrABaxybY方 向受 力 图方 向弯 矩 图Z方 向受 力 图X方 向弯 矩 图合 成 弯矩 图扭 矩图 联轴器6）按
29、弯扭合成应力校核轴的强度由图和上面数据可知，大齿轮处为危险截面，所以 3232()7506()3758.dbtW，故22221 1()4(.194).603758caMTMPaPa 安全7）轴承的校核选用深沟球轴承代号 6313，基本尺寸d(mm)=65基本尺寸D(mm)=140基本尺寸B(mm)=33安装尺寸damin(mm)=77安装尺寸Damax(mm)=128基本额定载荷Cr(kN)=93.8，因为基本额定载荷 Cr=93.8kN ，轴承只受径向力水平面 xy支反力 Faxy= -4734NFbxy= -2380N弯矩 M1= -427243.5N.mm垂直面 xz支反力 Faxz=1
30、723NFbxz=866N弯矩 M1=155500.75N.mm总弯矩 M1=454662N.mm转矩 T=119064N.mm252 22(473)15037.81raaxyxzF N8066rbbz取载荷系数 fp=1.0 因为 ，故只校核 a5037.1,253.aprabprbPfNPfFabP故该轴承达到预期寿命的要求6319.8()4078402.hLh9） 键的校核由 p106 表 6-2 查得许用挤压应力 10pMPa键的接触高度 k=0.5h=6mm ，工作长度 ，轴的直径 d=75mm7lm转矩 ，所以190.64TNm33129.641075.6p pTMPakld故该键
31、都合适10） 联轴器的选择联轴器的计算转矩 ，查 p351 表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取3caATK1.3AK则 ，.190.6457.820caT Nm按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称直径的条件，这里选公称直径为 2000N.m 的 HL5型的弹性柱销联轴器，轴孔直径 65mm，半联轴器长度 L=142mm，与轴配合长度L1=107mm。26八、润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号1.润滑方式1）齿轮的润滑选择浸油润滑。这种润滑方式是将齿轮的轮齿部分浸在油中，当传动零件回转时，沾在上面的油被带到啮合表面进行润滑。但用这种方法时应注意油池深度既保证轮齿啮合处的充分润滑，又应避免搅
32、油的功率损耗过大。2）轴承的润滑因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，所以轴承用润滑脂润滑2.润滑油的牌号浸油选用牌号为 L-AN32,GB44389，运动粘度为28.835.2mm/s轴承则选用 ZGN2 润滑脂润滑。3.密封方式的选择1. 密封垫选择密封垫用于轴承端盖与箱体之间，可以防止润滑油的泄漏。为满足要求，选择纸垫圈，材料为软钢纸垫。272. 密封圈选择密封圈用于轴承端盖中间，也是用于防止润滑油泄漏。在此选择毡圈油封。3. 轴承端盖利用轴承盖来密封也是用于防止润滑油泄漏九、箱体及附件的结构设计和选择目的 分析过程 结论底座壁厚 因为是 2 级，所以为 0.025a+3=
33、8.4,取 10mm =10mm箱盖壁厚 1 1 =（0.80.85）=88.5mm，取 1 =8mm 1 =8mm底座上部凸缘厚度 b b=（1.51.75）*=15 17.5mm ，取 b =15mmb=15mm箱盖凸缘壁厚 b1 b1=（1.51.75） 1=1214mm，取 b1=13mm b1=13mm底座下部凸缘厚度 b2 b2=(2.252.75)=22.527.5mm，取 b2=25mm b2=25mm轴承座连接螺栓凸缘厚度 h5h5=3d3=45mm h5=45mm底座加强筋厚度 m m=(0.81)=810mm，取 m=10mm m=10mm箱盖加强筋厚度 m1 =(0.8
34、0.85) 1 =88.5mm，取 m1 =8mm m1 =8mm地脚螺栓直径 d=20 d =20mm地脚螺栓数目 n=6 n=6轴承座联接螺栓直径 d3=0.75 d =15mm d3 =15mm28箱盖与底座联接螺栓的直径 d2 d2 =(0.50.6) d =1012mm,取 d2=12mm d2 =12mm视孔盖固定螺钉 d 4 d4=（0.30.4）d=68 ，取 d4=8mm d4=8mm吊环螺钉直径 d6=0.8d=16mm，取 16mm d6=16mm轴承盖螺钉分布圆直径D1=D+2.5d4=D+12.5mm D1=D+12.5mm轴承座凸缘端面直径 D2=D1+2.5d4
35、D2底座高度 1126.3,HamH取 201Hm 20轴承端盖螺钉直径 d1=10mm, d2=10mm, d3=12mm大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离e1 =48.3mm e1 =48.3mm定位销直径 d =(0.70.8) d 2 =5.66.4mm,取 d =6mm d =6mm箱底至箱底内壁的距离e3 =20mm e3 =20mm29十、设计小结经过了十几天的奋斗，这份设计说明书也终于完成了，回想刚开始的不知道该如何下手，写说明书过程当中的一丝不苟、孜孜不倦、循序渐进，到写完的现在的成就感，虽然短暂，但感觉就像是做梦，一样的不可思议。这份说明书是本人呕心沥血的杰作，每天从早上九点，一
36、直写到凌晨的两点，连续 17 个小时不停地工作，却不曾感到一丝丝的倦意，因为我身心完全投入了，就如古人所云，快乐不知时日过。舍友说，痛并快乐着，这话说得没有错，当你在计算的时候，翻书查系数，翻来翻去，这是很痛苦的，当你发现你前面有个数据算错了，这个时候你会更加痛苦，因为它引发了后面一连串的数据的改动，本人就试过几次，那种感觉就像在感受满清十大酷刑一样，求生不得，求死不能。可是，当你改完的时候，心情会莫名其妙地好起来，之前一切的不顺利就会豁然开朗，觉得很值得去做这件事件。就像现在的这种感觉，很有成就感。这是第一次做这种工作计算量大的任务，成功地完成了，也算是开了个好头，同时，也使我对物理力学、材料力学、课程原理和课程设计这几本教材有了更加深刻的认识（因为我前前后后都翻了好几十遍） 。完完全全达到了这个课程设计的目的。如果在此作品中发现了什么问题，恳请老师指出，以便日后不再犯同样的错误。至此敬礼编著者 高德林2008 年 1 月 17 日于华山 1 栋宿舍 30十一、参考资料参考书名称 作者 出版社1、 机械原理 孙桓、陈作模 高等教育出版社2、 机械设计 濮良贵、纪名刚 高等教育出版社3、 机械设计课程设计朱文坚、黄平 华南理工大学出版社
