1、目 录一 课程设计书 2二 设计要求 2三 设计步骤 31. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 33. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 44. 计算传动装置的运动和动力参数 45. 设计 V 带和带轮 56. 齿轮的设计 67. 传动轴和滚动轴承的设计 98.校核轴的疲劳强度和轴承 129.箱体结构的设计 1710.润滑密封设计 2011.联轴器设计 20四 设计小结 21五 参考资料 21课程设计书1.课程设计的内容和要求(包括原始数据、技术要求、工作要求等)一.设计课题:单级斜齿圆柱齿轮减速器设计二. 减速器传动简图1.电动机 2.V 带传动 3.减速器 4.联轴器 5.螺旋
2、输送机三.减速器用途及工作条件用于螺旋输送机传动装置，输送粉状或散粒物料，输送机运转方向不变，工作载荷有轻度振动，工作效率为 0.95。每天工作 16 小时。2.对课程设计成果的要求(包括图表、实物等硬件要求)1.减速器设计计算说明书 (6000 字左右)。2.减速器装配图(A1A0)。3. 减速器从动轴和从动齿轮零件工作图(A3A4)。三. 设计步骤1.传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.“V”带轮的材料和结构 6.齿轮的设计7.传动轴的设计 8.校核轴的疲劳强度和轴承9.箱体结构设计 10.润滑密封设计11.联轴
3、器设计题号 减速器输出转矩(r/min)减速器输出转矩 T(Nm)使用期限（年）备注-10 90 800 61.传动装置总体设计方案设计项目 计算与说明 结果传动装置总体设计方案1) 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2) 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3)确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。选择 V 带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。4)传动装置的总效率 a=12230.97 0.960.9129.0为圆柱齿轮的效率 2，为球轴承的效率 3为 V 带的效率。=0.912、选择电动机设计项目 计算与说明 结果选择
4、电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用 Y 型全封闭笼型三相异步电动机。2）电动机容量（1）滚筒输出功率 Pw （2）电动机输出功率dPknT54.79085 kwd3.8%9154.7Pn 90 r/min（3）电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。查得 V 带传动常用传动比范围 i1 =24,单级圆柱齿轮传动比范围 i2 =35，则电动机转速可选范围为 nd= n i1i2 =5401800r/min电动机转速（r/min）方案电动机型号额 定功 率（ kw）同步 满载总传动比1 Y160L-6 11 1000 970 112 Y16M-4 11
5、 1500 1460 163 Y180L-8 11 750 730 8.1综和考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及总传动比，可知方案 3 比较合适，因此选定电动机的型号为 Y180L-8型 。k54.7Pdr/min 90电动机的型号为 Y180L-8型3.计算传动装置传动比和分配各级传动比设计项目 计算与说明 结果计算传动装置传动比和分配各级传动比1）传动装置传动比 1.89073nim2）分配各级传动比取 V 带传动的传动比 i1 =3，则单级圆柱齿轮减速器传动比为 7.23812i所得 i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。i1.8i1 =32i7.4.计算传动
6、装置的运动和动力参数设计项目 计算与说明 结果计算各轴转速1）各轴转速电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为 I 轴，低速轴为轴，各轴转速为n0=nm=730r/minnI=n0/i1=730/3243 r/minnII=nI/i2=243/2.790r/minn0=730r/minnI=243r/minnII=90r/min计算各轴输入功率2）各轴输入功率按电动机额定功率 Ped 计算各轴输入功率，即P0=Ped=8.3kwPI=P01=8.3x0.967.97kwPII=PI2=7.97x0.977.73kwP0d=8.3kwPI=7.97kwPII=7.73kw计算各轴转矩3）各轴转矩To=
7、9550x P0/nm=9550x8.3/730=108.58NmTI=9550x PI/nI=9550x7.97/243=313.22NmTII=9550x PII/nII=9550x7.73/90=820.24NmTo=108.58NmTI=313.22NmTII=820.24Nm运动和动力参数结果如下表轴名 功率 P KW转矩 T Nm 转速 r/min电动机轴 8.3 108.58 7301 轴 7.97 343.22 2432 轴 7.73 820.24 905.“V”带轮的材料和结构设计项目 计算与说明 结果确定设计功率 Pd1)根据任务书说明，每天工作 16 小时，载荷平稳，查得
8、 KA =1.1。则2)Pd=P 额 KA =111.41=12.1kw Pd=12.1kw选择 V带型号确定选取 C 型普通 V 带 C 型确定带轮直径D1，D 2根据 Pd =12.1kw 和 n1=30r/min,确定选取 B 型普通 V 带，B 型 V 带推荐小带轮直径D1=125140mm。但考虑到带速不宜过低，否则带的根数将要增多，所以选择 C 型。经计算，小带轮直径 D1=200mm。大带轮直径，由公式 D2=iD1 查表取 D 2=600mm。v= m/s 1210,合适计算 V 带的根数 z由表 9-5 查得 P03.804，由表 9-7 查得Ka=0.95，K L=0.99
9、 由表 9-8 查得P 0=0.647，则V 带的根数2.89LadKz)(0z=36.齿轮的设计设计项目 计算与说明 结果选择齿轮材料、热处理方法及精度处理1）高速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为小齿轮 HBS1=240HBS 取小齿齿数 Z1=25低速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为大齿轮 HBS2=200HBS Z1=iZ1=2.725=67.5 取 Z2=682）该减速器为一般传动装置，转速不高，初选 8级精度。小齿轮:45 钢调 质HBS1=240HBS大齿轮:45 钢，正火HBS2=200HBS按齿面接触疲劳强度设计1)载荷系数 Kt2)节点区域系数 ZH3)许用接触应
10、力H4)弹性系数 EZ5)齿宽 z和齿宽系数 d6)小齿轮传递的扭矩 T按齿面接触强度设计 uZTKdHEdtt 1(131 ）确定各参数的值:1) 试选 Kt =1.1;标准齿轮 a=20;2) 系数 Z H = ;49.2asin3) 许用接触应力 计算应力值环数N =60n j =602431（163656）1hL=5.110 h8N =1.8910 h (2.7 为齿数比,即 2.7= )2 21Z查得：Z N1=1.08 ZN2=1.14齿轮的疲劳强度极限,查表得 =580 1limH=400 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,公2limH式得: = =1.08580=626.4
11、 1SZHN1limMPa = =1.14400=456 22li许用接触应力 MPaH4564)弹性系数 ：查课本表 6-4 得： EZEZ=189.8MPa 5）齿宽系数：查课本表 6-6 =1d6）小齿轮传递的扭矩 TT=9.5510 =9.5510 =4.3210 N.m61nP624315Z1=25Z2=68u=2.7Kt=1.1a=20ZH =2.49 =456MPaH=189.8MPaEZ=1dT=4.32x10 N.m5设计项目 计算与说明 结果计算和Z1.88-3.2（ ）21Zcos1.883.2（1/251/68cos15 =1.65=0.318 =2.131d 15ta
12、n38.0tan1 取 1 取 =15 = = =0.78Z9.cosZa=0.98Z=0.78模数 m1)小齿轮的分度圆直径 d t12)圆周速度 v3)模数 m1）小齿轮的分度圆直径 d t1=93.5mmuTKHEdtt )(2213 2）计算圆周速度 3.57m/s106 nt3）计算模数初选螺旋角 =15=mZdt 6.3251cos.93cos1模数 m 取 4mmd =93.5mmt1v=3.57m/sm= 4mm几何尺寸计算1）中心距 a2)修正螺旋角 3)分度圆直径4)计算齿轮宽度1 计算中心距a= = =192.56mmcos2)(nz15cos4)68(将中心距圆整为 1
13、932)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 48.15932)6(arcs2)(1 nm因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.khZ3)计算大 .小齿轮的分度圆直径D1= =103.8mm48.15cosnzD1= =282.2.62mm4)计算齿轮宽度B= d8.103.1B1=110mm B2=104mm u=2.7a=193m=48.15D1=103.8mmD2=282.2mB1=110mmB2=104mmu=2.7v=3.97m/s取 8 级精度合适设计项目 计算与说明 结果校核齿根弯曲疲劳值= Fa12zbmFYKTF1)查取齿形系数 Y 和应力校正系数 Y 查得:齿形系
14、数 Y 2.62 Y 2.24 应力校正系数 Y 1.59Y 1.75=440 =3301limF2limFYNT1=1;YNT2=1 取 SF=1.4 =3.14.0F1li1 SNTF F27254.32limY=1F1sa211.9zbYKTFF 2F=52.64 1saF2弯度强度足够=314.3MPa1F=235.7MPa2弯度强度足够齿轮的圆周速度 v v= 5m/sm/s97.30x6.80x6nd1取 8 级精度合适7.传动轴的设计1）低速轴设计项目 计算与说明 结果轴的材料并确定许用应力1)选用 45 钢正火处理2)由表 15-1 查的强度极限 =600MPa3)由表 15-
15、1 查的其许用弯曲应力 =55MPab1选用 45 钢=55MPab1确定轴输出端直径 mind1)按钮转强度估算轴输出端直径2)由表 15-3 取 A=110，则 d= mm3nPA5.4890.7313)考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=48.5x(1+5%)=50.925mm4)此段轴的直径和长度迎合联轴器相符,选取 TL8型弹性柱销联轴器,其轴空直径为 50mm,和轴配合部分长度为 84mm,故轴输出端直径 =50mmmind=50mmmind轴的结构设计1)轴上零件的定位.固定和装配单级减速中,可将齿轮安排在箱体中间,相对两轴承对称分布,齿轮左面有轴肩定位,右面用套筒轴向固定,周向
16、靠平键和过滤配合固定.两轴承分别以轴肩和套筒定位,周向则采用过渡配合或过盈配合固定.联轴器以轴肩轴向定位,右面用轴端挡圈轴向固定,平键联接作周向固定.轴做成阶梯形,左轴承从左面装入,齿轮,套筒,右轴承和联轴器依次从右面装到轴上2)确定轴各段直径和长度段即外伸端直径 d1=50mm,其长度应比联轴器轴孔德长度稍短一些,取 L1=80mm段直径 d2=60mm(由机械设计手册查的轮毂孔倒角 C1=2.5mm,取轴肩高度 h=2C1=2x2.5=5mmd2=d1+2h=50+2x5=60mm初选 6312 型深沟球轴承，其内径为 60mm，宽度为 31mm考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承断面与箱体内壁应
17、有一定的距离，则取套筒长为 20mm，通常密封轴段长度应根据密封盖的宽度，并考虑并考虑联轴器和箱体外壁应有一定的距离而定，为此取该段 60mm。安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故段长 L2=2+20+31+60=113mm段直径 d3=65mm 长度 L3=104-2=102mmd1=50mm,L1=80mmd2=60mmL2=113mmd3=65mmL3=102mm设计项目 计算与说明 结果段直径 d4=77mm（有手册查得出 C1=3mm，取h=2C1=2x3=6mm，d4=d3+2h=65+2x6=77mm ，其长度和右面套筒长度相同，即 L4=20mm。但此轴段左面为滚动轴承的定位
18、轴肩，考虑便于轴承的拆卸，应按轴承标准查取。由机械手册查得其安装尺寸为 D1=75，它和 d4 不符，故把段设计成阶梯形（或锥形） ，左端直径为 66mm。段直径 d5=60mm L5=31mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨度距L=31+20+104+20=175mmd4 左端直径为66mm。L4=20mmd5=60mm L5=31mm轴支承跨度距L=175mm2)高速轴设计项目 计算与说明 结果轴的材料并确定许用应力1)选用 45 钢正火处理2)由表 15-1 查的强度极限 =600MPa3)由表 15-1 查的其许用弯曲应力 =55MPab1选用 45 钢=55MPab1确定轴输出端直径
19、mind1)按钮转强度估算轴输出端直径2)由表 15-3 取 A=110，则d= = mm3nPA2.35497.1033)考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=35.2x(1+5%)=36.96mm4)轴输入端直径 =40mmmind =40mmmind轴的结构设计1)轴上零件的定位.固定和装配单级减速中,可将齿轮安排在箱体中间,相对两轴承对称分布,齿轮左面有轴肩定位,右面用套筒轴向固定,周向靠平键和过滤配合固定.两轴承分别以轴肩和套筒定位,周向则采用过渡配合或过盈配合固定.联轴器以轴肩轴向定位,右面用轴端挡圈轴向固定,平键联接作周向固定.轴做成阶梯形,左轴承从左面装入,齿轮,套筒,右轴承和联
20、轴器依次从右面装到轴上2)确定轴各段直径和长度段即外伸端直径 d1=40mm,其长度应比大带轮宽度短一些,取 L1=80mm段直径 d2=50mm(由机械设计手册查的轮毂孔倒角 C1=2.5mm,取轴肩高度 h=2C1=2x2.5=5mmd2=d1+2h=37+2x5=50mm初选 6310 型深沟球轴承，其内径为 50mm，宽度为 27mmd1=40mmL1=80mmd2=50mm设计项目 计算与说明 结果考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承断面与箱体内壁应有一定的距离，则取套筒长为 20mm，通常密封轴段长度应根据密封盖的宽度，并考虑并考虑联轴器和箱体外壁应有一定的距离而定，为此取该段 50mm。
21、安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故段长L2=2+20+50+27=99mm段直径 d3=55mm 长度 L3=110-2=108mm段直径 d4=67mm（有手册查得出 C1=3mm，取h=2C1=2x3=6mm，d4=d3+2h=55+2x6=67mm ，其长度和右面套筒长度相同，即 L4=20mm。但此轴段左面为滚动轴承的定位轴肩，考虑便于轴承的拆卸，应按轴承标准查取。由机械手册查得其安装尺寸为 D1=66，它和 d4 不符，故把段设计成阶梯形（或锥形） ，左端直径为 66mm。段直径 d5=50mm L5=27mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨度距L2=99mmd3=55mmL3=1
22、08mmd4 左端直径为66mmL4=20mmd5=50mmL5=27mm轴支承跨距L=177mmL=27+20+110+20=177mm由上述轴各段长度长度可算得轴支承跨距L=177mm8.校核轴的疲劳强度和轴承1) 低速轴校核轴的疲劳强度设计项目 计算与说明 结果按弯扭合成强度校核轴的强度1) 绘制轴受力简图2) 绘制垂直面弯矩图轴承支反力:NF2.58132.80x41d2Tt .9.cosFtanttanranFa1= Ft1tan =1610.0N轴承支反力： NLFFHRAV 45.19175.02/.x29/8.x16/dra = + Fr=2195.5+199.45=2394.
23、95NRBVA计算弯矩：截面 C 右侧弯矩： m6.209175.9234NLFMRBV.AC3)绘制水平弯矩图轴承支反力： NFRBHA 5.2906/58132t截面 C 处的弯矩： m3.4/7.LMRAH4)绘制合成弯矩图Mc= 5.29.6.2092 CV NMc= 43517H转矩 T=9.55x10 3 m80/.xnP设计项目 计算与说明 结果5)绘制当量弯矩图转矩产生的扭转剪应力按脉动玄幻变化，去 =0.6截面 C 处的当量弯矩为Me m59280x6.T(22 N）（）6)校核危险截面 C 的强度因为危险截面 C 处有键槽，直径按减少 3%计算由式 MPa563.265x0
24、.971.d.033e ）（强度足够CMe592强度足够2) 高速轴校核轴的疲劳强度设计项目 计算与说明 结果按弯扭合成强度校核轴的强度1)绘制轴受力简图2)绘制垂直面弯矩图Fr1=Ft1tananNF6.512.1034xdTt.8.costananFa1= Ft1tan =1842.2N轴承支反力： NLFFHRAV 72017.0/.x25/3.842x1/dra = + Fr=-720+2512.1=1792.1NRBVA计算弯矩：截面 C 右侧弯矩： m6.15927.0192NLFMRBV截面 C 左侧弯矩 .3.RAV3)绘制水平面弯矩图轴承支反力： NFRBHA 8.325/6
25、.512t 截面 C 处的弯矩： m94/7.083LMRAH4)绘制合成弯矩图Mc= 5.326.22 NCV）（Mc= 809473H）（转矩 T=9.55x10 3 m.1/.x950nP设计项目 计算与说明 结果5)绘制当量弯矩图转矩产生的扭转剪应力按脉动玄幻变化，去 =0.6截面 C 处的当量弯矩为 m68.3 2.31x6.05.34T(222eNM）（）6)校核危险截面 C 的强度因为危险截面 C 处有键槽，直径按减少 3%计算由式 MPa53.25x0.971.836d.033e ）（强度足够Cem68.3N强度足够3)校核 6310 型轴承设计项目 计算与说明 结果确定 63
26、10型轴承的,rCo由设计手册查的 6310 型深沟球轴承其基本额定动载荷=61.8kN 和基本额定静载荷 =38.0kNr orC=61.8kNrC=38.0kNor求当量动载荷Fr1=Fr2=Fr/2=2512.1/2=1256.05NFa1=Fa2=Fa/2=1842.2/2=921.1N73.05.1269raF024.891or1aCF由表 14-5，可知 e 在 0.190.22 之间,Y 应在 2.31.99 之间则 X=0.56，Y=2.3+ 8.014.2.）（由表 14-5 可知 X=0.56 Y=2.08，查表 14-6 得 fp=1.1，P1=P2=fp(XFr1+YF
27、a1)=1（0.56x1256.05+2.08x921.1）=2881.2NP1=P2=2881.2N校核轴承寿命由式 14-10 得 331 128670x2467Crfxn67Lh ）（ P35040h856310 轴承合适4)校核 6312 型轴承设计项目 计算与说明 结果确定 6312型轴承的,rCo由设计手册查的 6312 型深沟球轴承其基本额定动载荷=81.8kN 和基本额定静载荷 =51.8kNr orC=81.8kNrC=51.8kNor求当量动载荷Fr1=Fr2=Fr/2=2195.5/2=1097.75NFa1=Fa2=Fa/2=1610/2=805N73.05.198ra
28、F015.58or1aCF由表 14-5，可知 e 在 0.190.22 之间,Y 应在 2.31.99 之间则 X=0.56，Y=2.3+ 28.44.2.9）（由表 14-5 可知 X=0.56 Y=2.28，查表 14-6 得 fp=1.1，P1=P2=fp(XFr1+YFa1)=1（0.56x1097.75+2.28x805 ）=2450.1NP1=P2=2450.1N校核轴承寿命由式 14-10 得689249735040h331245018x967Crfxn67Lh）（ P6312 轴承合适9、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造 HT200 制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量
29、，大端盖分机体采用 配合.67isH1.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3.63.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便
30、于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6 紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式
31、机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.5 减速器机体结构尺寸如下：名称 符号 计算公式 结果箱座壁厚 825.30.a 8箱盖壁厚 1 6.41.1 8箱盖凸缘厚度 b5 12箱座凸缘厚度 . 12箱座底凸缘厚度 22 20地脚螺钉直径 fd=18.9512036.af 20地脚螺钉数目 na250 时,n=4a=250500，n=6a500，n=84轴承旁连接螺栓直径 1dfd75.01 16机盖与机座联接螺栓直径 2=（0.50.6）2f 10连接螺栓 d2 的距离L 12
32、5200 150轴承端盖螺钉直径3d=（0.40.5 ）3fd 8检查孔盖螺钉直径 4=（0.30.4）4f 6定位销直径 d=（0.70.8） 2d 14， ， 至fd12外机壁距离1C查表 4-7 262216， 至凸缘f2边缘距离2查表 4-7 2414轴承旁凸台半径 R1 C2 R1=24mm 或 12mm凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作36名称 符号 计算公式 结果大齿轮顶圆与内机壁距离 11.2110 齿轮端面与内机壁距离 22 12箱盖，箱座肋厚 m,1 85.0,.116.88.61m轴承端盖外径 2D见表 4-9 =D+2.5d3D= =2.5d320得
33、 +53d小=110+5x8=150mm2大=130+5x8=170mm2轴承旁联结螺栓距离S尽量靠近,以与端盖螺栓互补关涉为准，取S=D+（22.5）d1(D 为轴径小 S=110+（22.5）16=142150mmS 小=145mm大 S=130+（22.5）16=162170mmS 大=165mm箱座深度 Hd Hd=ds/2+(3050)(ds 为大齿轮齿顶圆直径)Hd=280/2+(3050)=170mm190mmHd=180mm箱座高度 H H=Hd+ +(510)H=195mm箱座宽度 Ba 由内部传动位置结构及壁厚确定7610. 润滑密封设计设计项目 计算与说明 结果润滑密封设
34、计 对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，5(1.2)0./minr所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92中的 50 号润滑，装至规定高度.油的深度为 H+ ;H=30 =34 所以1h1H+ =30+34=641其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，为 150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。油深为 64mm11.联轴器设计设计项目 计算与说明 结果类型选择. 为了隔离振动和冲击
35、，选用弹性套柱销联轴器载荷计算 公称转矩： mNnp2.50973.950T查课本 ,选143表P取 .aKTc 6502.3T=500.2 mNTca650型号选取 选取公称扭矩=1000 mN选取 TL8 型弹性套柱销联轴器选取 TL8 型弹性套柱销联轴器四.设计小结这次课程设计终于结束了，终于体会到什么叫设计，原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，
36、我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。我觉得
37、，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。五.参考资料1)施任，刘文江，郑辑光.机械设计基础实训指导书.第一版.大连：大连理工大学出版社，20042）吕慧瑛，机械设计基础。上海：上海交通大学出版社，2000
