機械設計基礎課程設計設計一用于機械產品成品的帶式輸送機的二級圓柱斜齒減速器

1、目 錄一、 電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算.3二、 傳動裝置總傳動比計算及傳動比初步分配.3三、 初步計算傳動裝置運動參數(shù)和動力參數(shù).4四、 普通v帶傳動設計5五、 齒輪傳動設計7六、 軸設計.14七、 滾動軸承的選擇.25八、 鍵的選擇與強度校核.28九、 聯(lián)軸器.29十、 減速器的潤滑29十一、 減速器箱體尺寸計算.30十二、 參考文獻30十三、 設計小結31一.1.2.3.二.三.1.2.3.4.5.四.1.2.3.4.5.6.7.8.五.(1)(2)(3)(4)(5)(6)(7)(8)2.(1)(2) (3)(4)(5)六1.(1)(2)(3)(3)2.(2)(3)3.七1

2、.2.3.八九.十十一十二十三機械設計基礎課程設計任務書設計題目設計一用于機械產品成品的帶式輸送機的二級圓柱斜齒減速器圖一、傳動方案簡圖設計要求傳送帶拉力f=2.8 kn傳送帶速度v=1 m/s滾筒直徑d=300 mm用滾動軸承支撐工作條件 三班制，使用年限為10年，連續(xù)單向于運轉，載荷平穩(wěn)，小批量生產，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的.工作環(huán)境 室內,灰塵較大,環(huán)境最高溫度45動力來源電力,三相交流,380/220v制造條件及生產批量中型機械廠制造,可加工87級齒輪,生產50臺設計說明書電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算工作機所需功率=fv/1000=2800/1000=2.8kw由表2

3、-2查得普通v帶傳動的效率=0.96電動機主要參數(shù):=4 kw =1440 r/min d= mm=2.2 =2.2y112m-4型三相異步電動機=63.694r/mini=1440/63.694=22.608傳動裝置總傳動比計算及傳動比初步分配v帶傳動的傳動比=2高速齒輪傳動的傳動比=3.84低速齒輪傳動的傳動比=2.95滾筒的實際轉速=63.559r/min傳送帶速度v=0.998m/s滾筒的線速度誤差%=0.2%<3%初步計算傳動裝置運動參數(shù)和動力參數(shù)電動機軸輸出參數(shù)=4kw =1440r/min =9550=99.479nm高速軸參數(shù)=/=1440/2=720r/min=40.9

4、6=3.84kw=9550/=50.93 nm中間軸參數(shù)=/=187.5kw=3.840.990.97=3.688kw=9550/=187.84 nm低速軸參數(shù)=/=63.559r/min=3.6880.990.97=3.542kw=9550/=532.2 nm滾筒軸參數(shù)=63.559r/min=3.367kw=9550/=505.91 nm初算各軸的轉速功率和轉矩見表普通v帶傳動設計普通v帶的型號查表13-4得=1.2計算功率=1.2*4=4.8kw由表13-1選用a型普通v帶確定帶輪基準直徑、查表13-5a型普通v帶帶輪最小直徑=75mm選取主動帶輪=100mm取帶輪滑動率=0.02則從動

5、帶輪直徑=(1-)=196mm由表13-5選取從動輪基準直徑標準值=200mm普通v帶傳動的實際傳動比=/=2驗算帶速v=7.536m/sv在525范圍內確定帶的長度和中心距a:初定中心距0.7(+)<<2(+)即210mm<<600mm初取=300mm計算所需帶長=2+0.5(+)+=1079mm由表13-2，選取v帶的標準基準長度=1120mm.標準為a1120 gb/t11544-1997確定實際中心距a=+(-)/2=321mm中心距的變動范圍為(a-0.015)a(a+0.03)即303.62a354.1所以最小中心距為304mm,最大中心距為354mm驗算小

6、帶輪的包角-=>確定普通a型帶的根數(shù)z根據(jù)=100mm =1440r/min由表13-3查得=1.32kw根據(jù)a型帶=2 =1440r/min查得=0.17kw根據(jù)=由表13-7查得=0.95根據(jù)=1120mm查表13-3得=0.91z=3.72故需v帶的根數(shù)為z=4確定初拉力(1)由表13-1得q=0.1kg/m=500+=135.5n故需v帶根數(shù)為z=4.(2)確定作用在軸上的壓力=2zsin=2135.5sin4=1071n帶輪結構設計查表13-6可知;主動帶輪為實心式帶輪孔徑為=28mm鍵槽為a型bh=873.3 輪槽角=,從動輪為四孔板式帶輪,輻板厚度s=14mm,孔徑由高速軸

7、設計是確定(=25mm).鍵槽為a型bh=873.3 輪槽角=兩帶輪的基準高度=11mm,基準線上槽深=2.75mm,基準線下槽深=8.7mm,槽間距e=(15±0.3)mm;槽邊距=9mm.最小輪緣厚=6mm.帶輪寬度為b=(z-1)e+2f=(4-1)*15+2*9=63mm帶輪材料選用ht200齒輪傳動設計高速級齒輪的設計=1440/2=720r/min=3.84kw=9550/=50.93 nm選擇齒輪材料及熱處理由表13-8小齒輪選用45鋼調質處理(d100mm) 229286hbs大齒輪選用45鋼調質處理(301d500mm) 197255hbs確定齒輪材料許用接觸壓力試

8、驗齒輪接觸疲勞極限壓力由圖13-2 650mpa 600mpa齒輪接觸疲勞強度極限壓力由表13-9 =1.1應力循環(huán)次數(shù)=60ant=60*1*720*12*300*15=2.33=6.07由表13-3 =0.9 =1由表13-4 工作硬化系數(shù) =1齒輪材料許用接觸壓力=531.82mpa=545.45mpa按齒面接觸強度設計齒輪傳動作用在高速軸上的扭矩 =955000*/=50930nmm載荷系數(shù) 由表13-10 k=1齒寬系數(shù) =0.4齒輪材料彈性系數(shù) 由表13-11 =189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)因是斜齒圓柱齒輪 =2.45初選齒數(shù)和齒數(shù)比 z=20大齒輪齒數(shù)z= z=76.8 取z= 77齒

9、數(shù)比u= z/ z=77/20=3.84選齒輪分度圓柱螺旋角 =接觸疲勞強度重合度系數(shù)計算當量齒數(shù)=21.9 =84.3端面重合度 由圖13-8 =0.76 =0.86=+=1.62齒寬系數(shù) =(u+1)=0.968軸面重合度 =0.318ztan=1.535查圖13-9得接觸疲勞強度重合度系數(shù)=0.785查圖13-11得接觸疲勞強度螺旋角系數(shù)=0.98按齒面接觸疲勞強度設計 =41.46mm確定傳動的主要參數(shù)確定模數(shù)mm 取=2mm確定中心距a=100mm其他主要參數(shù)=41.225mm=41.225mmb=a=40mm=b=40mm=b+6=46mm校核輪齒齒跟彎曲疲勞強度試驗齒輪彎曲疲勞極

10、限應力由圖13-5=600mpa =550mpa齒根齒輪彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)由表13-9 =1.25齒根彎曲疲勞強度壽命系數(shù)應力循環(huán)次數(shù) =2.33 =6.07由圖13-6 =1 =1彎曲疲勞強度尺寸系數(shù) =1許用彎曲疲勞應力=480mpa=440mpa齒形系數(shù) 查表13-12 =2.81 =2.235應力修正系數(shù) 查表13-13 =1.55 =1.765齒根彎曲疲勞強度重合度系數(shù) 查圖13-10 =0.68 齒根彎曲強度螺旋角系數(shù) 查圖113-12 =0.874校核齒根彎曲疲勞強度=66.24mpa=60mpa齒輪參數(shù)和幾何尺寸見表確定齒輪的精度等級齒輪圓周速度v=1.554 m/s查表

11、13-15 確定選8級精度 8gb/t10095.1-2001小齒輪采用齒輪軸,大齒輪采用鍛造的孔板式低速級齒輪的設計重新計算減速器中間軸的運動參數(shù)和動力參數(shù)=3.688kw=187.013r/min=9550*3.688/187.013=188.331 nm由表13-8小齒輪選用45cr鋼調質處理(d100mm) 241286hbs大齒輪選用45cr鋼調質處理(301d500mm) 229269hbs確定齒輪材料許用接觸壓力試驗齒輪接觸疲勞極限壓力由圖13-2 660mpa 600mpa齒輪接觸疲勞強度極限壓力由表13-9 =1.1應力循環(huán)次數(shù)=6.072.03由表13-3 =1 =1由表1

12、3-4 工作硬化系數(shù) =1齒輪材料許用接觸壓力=600mpa=545.45mpa按齒面接觸強度設計齒輪傳動作用在高速軸上的扭矩 =188331 nmm載荷系數(shù) 由表13-10 k=1.2齒寬系數(shù) =0.4齒輪材料彈性系數(shù) 由表13-11 =189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)因是斜齒圓柱齒輪 =2.45初選齒數(shù)和齒數(shù)比 小齒輪齒數(shù) =25大齒輪齒數(shù)=73.75 取=74齒數(shù)比u=/ =74/25=2.96選齒輪分度圓柱螺旋角 =接觸疲勞強度重合度系數(shù)計算當量齒數(shù)27.37 =81端面重合度 由圖13-8 =0.76 =0.86=+=1.64齒寬系數(shù) =(u+1)=0.792軸面重合度 =0.318ztan=

13、1.57查圖13-9得接觸疲勞強度重合度系數(shù)=0.76查圖13-11得接觸疲勞強度螺旋角系數(shù)=0.98按齒面接觸疲勞強度設計 =67.9mm確定傳動的主要參數(shù)確定模數(shù)mm 取=2.75mm確定中心距a=133mm其他主要參數(shù)=70.854mmb=a=56mm=b=56mm=b+6=62mm校核輪齒齒跟彎曲疲勞強度試驗齒輪彎曲疲勞極限應力由圖13-5=450mpa =410mpa齒根齒輪彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)由表13-9 =1.25齒根彎曲疲勞強度壽命系數(shù)應力循環(huán)次數(shù) =6.072.03由圖13-6 =1 =1彎曲疲勞強度尺寸系數(shù) =1許用彎曲疲勞應力=360mpa=328mpa齒形系數(shù) 查表

14、13-12 =2.62 =2.228應力修正系數(shù) 查表13-13 =1.59 =1.758齒根彎曲疲勞強度重合度系數(shù) 查圖13-10 =0.68 齒根彎曲強度螺旋角系數(shù) 查圖113-12 =0.88校核齒根彎曲疲勞強度=64.9mpa=61.06mpa齒輪參數(shù)和幾何尺寸見表確定齒輪的精度等級齒輪圓周速度v=0.694 m/s查表13-15 確定選8級精度 8gb/t10095.1-2001小齒輪采用齒輪軸,大齒輪采用鍛造的孔板式;軸孔直徑由軸設計時確定軸設計中間軸設計 已經確定的運動參數(shù) =3.688kw =187.5kw =187.84 nm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表10-19選用

15、45鋼調質處理硬度為217255hbs,許用彎曲應力=60mpa按扭轉強度概略計算軸的最小直徑 由表12-1查得a=107118，由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭轉較小,故取a=115d=31.22mm由于最小軸段安裝軸承,且直徑大于30mm,其截面上開有一個鍵槽,故將直徑增大5%=(1+0.05)d=32.7mm由于最小直徑軸段處均為滾動軸承,故標準直徑=35mm.設計軸的結構繪制軸結構草圖砂輪越程槽為mm,與兩個齒輪配合的軸頭直徑50mm.兩齒輪之間以軸肩定位,直徑為58mm寬b=12mm.兩齒輪的另一端用套筒定位.齒輪與軸的聯(lián)接選用普通平鍵a型bh=14mm9mm.槽深t=5.5mm,

16、長=52mm,=34mm.軸的兩個鍵槽布置在同一母線上.根據(jù)軸的受力情況,主要是承受徑向載荷;所受軸向力較小;擬選用深溝球軸承6207，尺寸ddb=35mm72mm17mm,與滾動軸承相配的軸頸為35mm,配合k6，左軸承的右端和右軸承的左端均采用套筒定位=42mm確定各軸段的長度并繪制中間軸的結構草圖.圖1-1(a)所示為中間軸總受力圖;圖1-1(b)(c)所示分別為水平平面和垂直平面受力圖計算作用在軸上的力齒輪2圓周力=2365n齒輪2徑向力=2365=887n齒輪2軸向力=2365=590n齒輪3圓周力=5303n齒輪2徑向力=5303=1989n齒輪2軸向力=5303=1322n計算作

17、用于軸上的支座反力水平平面內=0 -(+)+-(+)=0=83n=1019n校核=0 -+-=0-1019+1989-887-83=0無誤垂直平面內=0 =3498n=4170n校核=0 +-+=0無誤繪制水平平面彎矩圖(圖10-5(d)=0=-=-4690 nmm=-=42139 nmm=65726 nmm=-=18859 nmm繪制垂直平面彎矩圖(圖10-5(e)=0=197637 nmm=268965 nmm繪制合成彎矩圖(圖10-5(f)=0=197693 nmm=202079 nmm=269625 nmm=276879 nmm繪制扭矩圖(圖10-5(g)=870115 nmm繪制當量

18、彎矩圖(圖10-5(h)因單向轉動轉矩為脈動循環(huán)變化,故取=0.6=0=197693 nmm=559814 nmm=587583 nmm=276879 nmm確定軸的危險截面并校核軸的強度由軸的結構和當量彎矩圖可以判斷,軸的截面d處當量彎矩最大,是軸的危險截面截面d=55mpa=60mpa中間軸的彎曲強度足夠圖1-1高速軸設計已經確定的運動參數(shù)和動力參數(shù)=3.84kw =720r/min =50.93 nm軸的材料選擇并確定許用彎曲壓力由表13-19選用45鋼調質處理,硬度217255hbs,許用彎曲應力=60mpa按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由表12-1查得a=107118，由于中間軸受到

19、的彎矩較大而受到的扭轉較小,故取a=115d=20.09mm由于最小軸段安裝軸承,且直徑小于30mm,其截面上開有一個鍵槽,故將直徑增大7%=(1+0.07)d=21.5mm查表13-5 a型普通v帶輪軸孔直徑為22mm,故取=35mm.普通平鍵 a型bh=6mm6mm t=3.5mm 長l=52mm定位軸肩39mm,軸頸需磨削故應設計砂輪越程槽mm根據(jù)軸的受力情況,主要是承受徑向載荷;所受軸向力較小;擬選用深溝球軸承6205，尺寸ddb=25mm52mm15mm,與滾動軸承相配的軸頸為25mm,配合k6，定位軸肩=31mm確定各軸段的長度并繪制中間軸的結構草圖.圖1-2(a)所示為中間軸總受

20、力圖;圖1-2(b)(c)所示分別為水平平面和垂直平面受力圖計算作用在軸上的力齒輪1圓周力=2471n齒輪1徑向力=2471=927n齒輪1軸向力=2471=616n帶傳動壓軸力 =1071n計算作用于軸上的支座反力水平平面內=0 (+)+-=0=48n=1951n校核=0 -+=01950-1071-927+48=0無誤垂直平面內=0 =1715n=756n校核=0 +-=0無誤繪制水平平面彎矩圖(圖10-5(d)=0=108171n=9988 nmm=2664 nmm繪制垂直平面彎矩圖(圖10-5(e)=0=173215 nmm繪制合成彎矩圖(圖10-3(f)=0=108171n=1732

21、35 nmm=173502 nmm繪制扭矩圖(圖10-5(g)=50933 nmm繪制當量彎矩圖(圖10-3(h)因單向轉動轉矩為脈動循環(huán)變化,故取=0.6=0=112405 nmm=175910 nmm=176172 nmm確定軸的危險截面并校核軸的強度由軸的結構和當量彎矩圖可以判斷,軸的截面d處當量彎矩最大,是軸的危險截面截面d=37mpa=60mpa高速軸的彎曲強度足夠圖1-2低速軸設計重新計算低速軸的運動的運動參數(shù)和動力參數(shù)=63.345 r/min=3.542 kw=9550=534000 nmm軸的材料選擇并確定許用彎曲壓力由表13-19選用45鋼調質處理,硬度217255hbs,

22、許用彎曲應力=60mpa按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由表12-1查得a=107118，由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭轉較小,故取a=107d=40.92mm由于最小軸段安裝軸承,且直徑大于30mm,其截面上開有一個鍵槽,故將直徑增大5%=(1+0.05)d=42.97mm取標準直徑=45mm.設計軸的結構并繪制軸結構草圖軸伸出端安裝的聯(lián)軸器,初選hl4型彈性柱銷聯(lián)軸器(gb/t 5014-1995),公稱轉矩=1250 nm,許用轉速=2800r/min,y型軸孔,孔直徑d=45mm.軸孔長度=84，總長度l=112mm.聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用普通平鍵a型bh=14mm9mm t=5.5m

23、m長l=71mm軸段直徑為50mm, 需磨削故應設計砂輪越程槽501mm.齒輪與軸配合的軸頭直徑為80mm,配合為k6，定位軸肩為90mm,寬度b=15mm齒輪與軸之間用普通平鍵聯(lián)接,a型bh=22mm14mm t=9mm長l=48mm,軸上兩個鍵槽布置在同一母線上根據(jù)軸的受力情況,主要是承受徑向載荷;所受軸向力較小;擬選用深溝球軸承6210，尺寸ddb=50mm90mm20mm,與滾動軸承相配的軸頸為50mm,配合k6，定位軸肩=57mm確定各軸段的長度并繪制中間軸的結構草圖.圖1-3(a)所示為中間軸總受力圖;圖1-3(b)(c)所示分別為水平平面和垂直平面受力圖計算作用在軸上的力齒輪4圓

24、周力=5482n齒輪1徑向力=5482=2056n齒輪1軸向力=5482=1367n計算作用于軸上的支座反力水平平面內=0 (+)-=0=711n=1345 n校核=0 -+=0無誤垂直平面內=0 =1715n=3586n校核=0 +-=0無誤繪制水平平面彎矩圖(圖10-7(d)=0=86080 nmm繪制垂直平面彎矩圖(圖10-7(e)=0= 121344 nmm=-=96342 nmm繪制合成彎矩圖(圖10-7(f)=0=129196 nmm=148775 nmm繪制扭矩圖(圖10-7(g)=534000 nmm繪制當量彎矩圖(圖10-7(h)因單向轉動轉矩為脈動循環(huán)變化,故取=0.6=0

25、=320400 nmm=345467 nmm=148775 nmm確定軸的危險截面并校核軸的強度由軸的結構和當量彎矩圖可以判斷,軸的截面d處當量彎矩最大,是軸的危險截面截面d=8mpa=60mpa低速軸的彎曲強度足夠圖1-3滾動軸承的選擇高速軸滾動軸承作用在軸承上的載荷=1716 n=2092 n=616 n選擇滾動軸承型號前面已選滾動軸承6205，主要承受徑向載荷,同時也承受一定的軸向載荷.由于工作溫度不太高,支點跨距較短,軸擬采用兩段單向固定式支撐結構=15000n =10000n計算軸承的當量載荷軸承a=0e則=x=11716=1716 n軸承b=0.0616 用插值法算得e=0.261

26、=0.294e x=0.56 y=1.525=x+y=2111 n校核滾動軸承的壽命由于軸承b受的當量動載荷較大,故對軸承b進行校核由表13-16和表13-17可分別查得=1.1 =1軸承壽命1.5年更換=123001.5=5400 hc=14295 n=15000n高速軸軸承的工作壽命足夠中間軸滾動軸承作用在軸承上的載荷=3479 n=4293 n=1322-590=732 n選擇滾動軸承型號前面已選滾動軸承6207，主要承受徑向載荷,同時也承受一定的軸向載荷.由于工作溫度不太高,支點跨距較短,軸擬采用兩段單向固定式支撐結構=19800n =13500n計算軸承的當量載荷軸承a=0.054

27、用插值法算得e=0.253=0.171e x=1 y=0=x=13479=3479 n軸承b=0e則=x=14293=4293 n校核滾動軸承的壽命由于軸承b受的當量動載荷較大,故對軸承b進行校核由表13-16和表13-17可分別查得=1.1 =1軸承壽命1.5年更換=123001.5=5400 hc=18564 n=19800n中間軸軸承的工作壽命足夠低速軸滾動軸承作用在軸承上的載荷=2025 n=3830 n=1367 n選擇滾動軸承型號前面已選滾動軸承6210，主要承受徑向載荷,同時也承受一定的軸向載荷.由于工作溫度不太高,支點跨距較短,軸擬采用兩段單向固定式支撐結構=27000n =1

28、9800n計算軸承的當量載荷軸承a=0e則=x=12025=2025 n軸承b=0.069 用插值法算得e=0.269=0.357e x=0.56 y=1.779=x+y=4577 n校核滾動軸承的壽命由于軸承b受的當量動載荷較大,故對軸承b進行校核由表13-16和表13-17可分別查得=1.1 =1軸承壽命1.5年更換=123001.5=5400 hc=13785 n=27000n低速軸軸承的工作壽命足夠鍵的選擇與強度校核 高速軸與帶輪配合處鍵聯(lián)接高速軸與帶輪配合處選用a型普通平鍵bh=66mm長52mm鍵的工作長度l=l-b=52-6=46mm帶輪材料為鑄鐵;由書p245表12-9查得鍵聯(lián)

29、接的擠壓應力=50mpa=33.5mpa=50mpa中間軸與齒輪2配合處鍵聯(lián)接中間軸與齒輪2配合處選用a型普通平鍵bh=149mm長52mm鍵的工作長度l=l-b=52-14=38mm帶輪材料為鑄鐵;由書p245表12-9查得鍵聯(lián)接的擠壓應力=100mpa=44mpa=100mpa中間軸與齒輪3配合處，選用a型普通平鍵bh=149mm長39mm鍵的工作長度l=l-b=39-14=25mm帶輪材料為鑄鐵;由書p245表12-9查得鍵聯(lián)接的擠壓應力=100mpa=67mpa=100mpa低速軸與齒輪4配合處鍵聯(lián)接低速軸與齒輪4配合處選用a型普通平鍵bh=2214mm長48mm鍵的工作長度l=l-b

30、=48-22=26mm帶輪材料為鑄鐵;由書p245表12-9查得鍵聯(lián)接的擠壓應力=100mpa=73mpa=100mpa低速軸與聯(lián)軸器配合處鍵聯(lián)接低速軸與聯(lián)軸器配合處選用a型普通平鍵bh=149mm長71mm鍵的工作長度l=l-b=71-14=57mm帶輪材料為鑄鐵;由書p245表12-9查得鍵聯(lián)接的擠壓應力=100mpa=93mpa=100mpa聯(lián)軸器計算載荷根據(jù)表13-18查得k=1.3計算轉矩 =kt=1.3534000=694200 nmm選擇聯(lián)軸器的型號軸伸出端安裝的聯(lián)軸器;由附表初選hl4型彈性柱銷聯(lián)軸器.公稱轉矩=1250 nm,許用轉速=2800r/min,y型軸孔,孔直徑d=

31、45mm.軸孔長度=84，總長度l=112mm=694200 nmm=1250000 nmmn=63.345 r/min=2800r/min減速器的潤滑由于齒輪圓周速度高速級 v=1.554 m/s12m/s低速級 v=0.694 m/s12m/s因此,齒輪傳動油浴潤滑,根據(jù)附表,選用工業(yè)壯工齒輪油.齒輪浸油深度以低速級齒輪4的1/6半徑為宜(高速級齒輪2大約浸油1個齒高)滾動軸承的潤滑高速軸 =30720=21600 mmr/min中間軸 =187.535=6560 mmr/min低速軸 =63.34560=3800 mmr/min故高速軸,中間軸及低速級的軸承均采用潤滑脂潤滑,參考附表選用

32、鈉基潤滑脂3號.減速器箱體尺寸計算參考文獻機械設計基礎 課程設計指導教程主編：游文明 李亦農 副主編：王家禾 葉貴清 吉 慶 揚州職業(yè)大學機械工程學院機械設計基礎主編：李亦農副主編：顧蓉蓉 游文明 吉 慶高等教育出版社設計小結經過三周的課程設計,我明白了在設計的過程中必須認真,一絲不茍,這樣才能得到鍛煉,提高!在機械設計課程設計中 ,從剛開始制定設計進程計劃,到最好的裝配圖的繪制, 一直在老師的指導下獨立完成.在這過程中,對機械設計有了一個比較初步的了解,能過通過查閱資料文獻,解決自己遇到的問題.知道了機械設計的一般方法,一定要先制定進程計劃,然后在設計的過程中要做到”三邊原則”, 邊計算，邊繪圖，邊修改!課程設計雖然安排在三周進行,但并不是獨立于整個學習體系之外的.它檢驗了我的學習成果,也讓我充分理解了以前學習的知識!明白了課堂學習和設計之間的差距.通過這次課程設計我發(fā)現(xiàn)了以前學習的不足,這對以后的學習是非常有幫助的.通過課程設計,可以讓我們認識到自身的不足,在以后的學習生活中能夠重視!讓自己得到發(fā)展提高.由于第一次接觸課程設計,在設計中,存在很多缺點不足,比如整體尺寸不協(xié)調,箱體設計不夠完善等等.但是有了這次經驗在以后的畢業(yè)設計,工作中可以避免一些不必要的工作,讓