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貴 州 大 學(xué) 設(shè) 計 用 紙
第 - 1 -頁
目 錄
設(shè)計任務(wù)書…………………………………………………2
第一部分 傳動裝置總體設(shè)計……………………………4
第二部分 V帶設(shè)計………………………………………6
第三部分 各齒輪的設(shè)計計算……………………………9
第四部分 軸的設(shè)計………………………………………13
第五部分 校核……………………………………………19
第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)………………………………21
貴 州 大 學(xué) 設(shè) 計 用 紙
第 - 29 -頁
目 錄
設(shè)計任務(wù)書…………………………………………………2
第一部分 傳動裝置總體設(shè)計……………………………4
第二部分 V帶設(shè)計………………………………………6
第三部分 各齒輪的設(shè)計計算……………………………9
第四部分 軸的設(shè)計………………………………………13
第五部分 校核……………………………………………19
第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)………………………………21
設(shè) 計 任 務(wù) 書
一、 設(shè)計題目：
設(shè)計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）
原始數(shù)據(jù)：
數(shù)據(jù)編號
3
5
7
10
運輸機工作轉(zhuǎn)矩T/(N.m)
690
630
760
620
運輸機帶速V/(m/s)
0.8
0.9
0.75
0.9
卷筒直徑D/mm
320
380
320
360
工作條件：
連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作（8小時/天）。運輸速度允許誤差為。
二、 設(shè)計內(nèi)容
1）傳動裝置的總體設(shè)計。
2）傳動件及支承的設(shè)計計算。
3）減速器裝配圖及零件工作圖。
4）設(shè)計計算說明書編寫。
每個學(xué)生應(yīng)完成：
1） 部件裝配圖一張（A1）。
2） 零件工作圖兩張（A3）
3） 設(shè)計說明書一份（6000~8000字）。
本組設(shè)計數(shù)據(jù)：
第三組數(shù)據(jù)：運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩T/(N.m) 690 。
運輸機帶速V/(m/s) 0.8 。
卷筒直徑D/mm 320 。
已給方案：外傳動機構(gòu)為V帶傳動。
減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。
第一部分 傳動裝置總體設(shè)計
一、 傳動方案（已給定）
1） 外傳動為V帶傳動。
2） 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。
3） 方案簡圖如下：
二、該方案的優(yōu)缺點：
該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機。
總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。
計 算 與 說 明
結(jié)果
三、原動機選擇（Y系列三相交流異步電動機）
工作機所需功率： =0.96 (見課設(shè)P9)
傳動裝置總效率：（見課設(shè)式2-4）
（見課設(shè)表12-8）
電動機的輸出功率： （見課設(shè)式2-1）
取
選擇電動機為Y132M1-6型 （見課設(shè)表19-1）
技術(shù)數(shù)據(jù)：額定功率（） 4 滿載轉(zhuǎn)矩（） 960
額定轉(zhuǎn)矩（） 2.0 最大轉(zhuǎn)矩（） 2.0
Y132M1-6電動機的外型尺寸（mm）： （見課設(shè)表19-3）
A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235
四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配
1、 總傳動比： （見課設(shè)式2-6）
2、 各級傳動比分配： （見課設(shè)式2-7）
初定
第二部分 V帶設(shè)計
外傳動帶選為 普通V帶傳動
1、 確定計算功率：
1）、由表5-9查得工作情況系數(shù)
2）、由式5-23（機設(shè)）
2、選擇V帶型號
查圖5-12a(機設(shè))選A型V帶。
3.確定帶輪直徑
（1）、參考圖5-12a（機設(shè)）及表5-3（機設(shè)）選取小帶輪直徑
（電機中心高符合要求）
（2）、驗算帶速 由式5-7（機設(shè)）
（3）、從動帶輪直徑
查表5-4（機設(shè)） 取
（4）、傳動比 i
（5）、從動輪轉(zhuǎn)速
4.確定中心距和帶長
（1）、按式（5-23機設(shè)）初選中心距
取
（2）、按式(5-24機設(shè))求帶的計算基礎(chǔ)準(zhǔn)長度L0
查圖.5-7(機設(shè))取帶的基準(zhǔn)長度Ld=2000mm
(3)、按式(5-25機設(shè))計算中心距:a
(4)、按式（5-26機設(shè)）確定中心距調(diào)整范圍
5.驗算小帶輪包角α1
由式(5-11機設(shè))
6.確定V帶根數(shù)Z
(1)、由表（5-7機設(shè)）查得dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min時，單根V帶的額定功率分呷為1.00Kw和1.18Kw，用線性插值法求n1=980r/min時的額定功率P0值。
(2)、由表（5-10機設(shè)）查得△P0=0.11Kw
(3)、由表查得（5-12機設(shè)）查得包角系數(shù)
(4)、由表(5-13機設(shè))查得長度系數(shù)KL=1.03
(5)、計算V帶根數(shù)Z，由式（5-28機設(shè)）
取Z=5根
7．計算單根V帶初拉力F0，由式（5-29）機設(shè)。
q由表5-5機設(shè)查得
8．計算對軸的壓力FQ，由式（5-30機設(shè)）得
9．確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，給制帶輪工作圖
小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=112mm采用實心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2=280mm，采用孔板式結(jié)構(gòu)，基準(zhǔn)圖見零件工作圖。
第三部分 各齒輪的設(shè)計計算
一、高速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪）
1.齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=34 則Z2=Z1i=34×2.62=89
2.設(shè)計計算。
（1）設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。
（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由式（7-9）
T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N·mm
由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為
бHILim=580 бHILin=560
由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力
бHILim=230 бHILin=210
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3）計算
N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109
N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109
由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù)；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由圖7-9查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1
由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力
將有關(guān)值代入式(7-9)得
則V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s
( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s
查圖7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正
M=d1/Z1=1.96mm
由表7-6取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2mm
(3) 計算幾何尺寸
d1=mz1=2×34=68mm
d2=mz2=2×89=178mm
a=m(z1＋z2)/2=123mm
b=φddt=1×68=68mm
取b2=65mm b1=b2+10=75
3.校核齒根彎曲疲勞強度
由圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.
二、低速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪）
1.齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=34
則Z2=Z1i=34×3.7=104
2.設(shè)計計算。
（1） 設(shè)計準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。
（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，由式（7-9）
T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N·mm
由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為
бHILim=580 бHILin=560
由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力
бHILim=230 бHILin=210
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3）計算
N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109
N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108
由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù)；ZN1=1.1 ZN2=1.04
由圖7-9查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1
由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力
將有關(guān)值代入式(7-9)得
則V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s
( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s
查圖7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正
M=d1/Z1=2.11mm
由表7-6取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2.5mm
(3) 計算幾何尺寸
d1=mz1=2.5×34=85mm
d2=mz2=2.5×104=260mm
a=m(z1＋z2)/2=172.5mm
b=φddt=1×85=85mm
取b2=85mm b1=b2+10=95
3.校核齒根彎曲疲勞強度
由圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.
總結(jié)：高速級 z1=34 z2=89 m=2
低速級 z1=34 z2=104 m=2.5
第四部分 軸的設(shè)計
高速軸的設(shè)計
1.選擇軸的材料及熱處理
由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理.
2.初估軸徑
按扭矩初估軸的直徑,查表10-2,得c=106至117,考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用.取c=110則:
D1min=
D2min=
D3min=
3.初選軸承
1軸選軸承為6008
2軸選軸承為6009
3軸選軸承為6012
根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:
D1=40mm
D2=45mm
D3=60mm
4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(現(xiàn)只對高速軸作設(shè)計,其它兩軸設(shè)計略,結(jié)構(gòu)詳見圖)為了拆裝方便,減速器殼體用剖分式,軸的結(jié)構(gòu)形狀如圖所示.
(1).各軸直徑的確定
初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承6008,故該段直徑為40mm。2段裝齒輪，為了便于安裝，取2段為44mm。齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為4.5mm，取3段為53mm。5段裝軸承，直徑和1段一樣為40mm。4段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取4段為42mm。6段應(yīng)與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設(shè)計手冊，選用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛氈圈，故取6段36mm。7段裝大帶輪，取為32mm>dmin 。
（2）各軸段長度的確定
軸段1的長度為軸承6008的寬度和軸承到箱體內(nèi)壁的距離加上箱體內(nèi)壁到齒輪端面的距離加上2mm，l1=32mm。2段應(yīng)比齒輪寬略小2mm，為l2=73mm。3段的長度按軸肩寬度公式計算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和軸承6008同寬取l5=15mm。l6=55mm，7段同大帶輪同寬，取l7=90mm。其中l(wèi)4，l6是在確定其它段長度和箱體內(nèi)壁寬后確定的。
于是，可得軸的支點上受力點間的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。
（3）.軸上零件的周向固定
為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用A型普通平鍵聯(lián)接，分別為16*63 GB1096-1979及鍵10*80 GB1096-1979。
（4）.軸上倒角與圓角
為保證6008軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*45。。
5.軸的受力分析
（1） 畫軸的受力簡圖。
（2） 計算支座反力。
Ft=2T1/d1=
Fr=Fttg20。=3784
FQ=1588N
在水平面上
FR1H=
FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N
在垂直面上
FR1V=
Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
（3） 畫彎矩圖
在水平面上，a-a剖面左側(cè)
MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715N·m
a-a剖面右側(cè)
M’Ah=FR2Hl2=411153=62.88 N·m
在垂直面上
MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N·m
合成彎矩，a-a剖面左側(cè)
a-a剖面右側(cè)
畫轉(zhuǎn)矩圖
轉(zhuǎn)矩 3784×（68/2）=128.7N·m
6.判斷危險截面
顯然，如圖所示，a-a剖面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側(cè)可能是危險截面；b-b截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側(cè)也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b截面右側(cè)均有應(yīng)力集中，且b-b截面處應(yīng)力集中更嚴(yán)重，故a-a截面左側(cè)和b-b截面左、右側(cè)又均有可能是疲勞破壞危險截面。
7.軸的彎扭合成強度校核
由表10-1查得
(1)a-a剖面左側(cè)
3=0.1×443=8.5184m3
=14.57
（2）b-b截面左側(cè)
3=0.1×423=7.41m3
b-b截面處合成彎矩Mb:
=174 N·m
=27
8.軸的安全系數(shù)校核:由表10-1查得(1)在a-a截面左側(cè)
WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3
由附表10-1查得由附表10-4查得絕對尺寸系數(shù);軸經(jīng)磨削加工, 由附表10-5查得質(zhì)量系數(shù).則
彎曲應(yīng)力
應(yīng)力幅
平均應(yīng)力
切應(yīng)力
安全系數(shù)
查表10-6得許用安全系數(shù)=1.3～1.5,顯然S>,故a-a剖面安全.
(2)b-b截面右側(cè)
抗彎截面系數(shù)3=0.1×533=14.887m3
抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3
又Mb=174 N·m,故彎曲應(yīng)力
切應(yīng)力
由附表10-1查得過盈配合引起的有效應(yīng)力集中系數(shù) 。 則
顯然S>,故b-b截面右側(cè)安全。
（3）b-b截面左側(cè)
WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3
b-b截面左右側(cè)的彎矩、扭矩相同。
彎曲應(yīng)力
切應(yīng)力
（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圓角引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)。由附表10-4查得絕對尺寸系數(shù)。又。則
顯然S>,故b-b截面左側(cè)安全。
第五部分 校 核
高速軸軸承
FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N
Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N
軸承的型號為6008，Cr=16.2 kN
1） FA/COr=0
2） 計算當(dāng)量動載荷
查表得fP=1.2徑向載荷系數(shù)X和軸向載荷系數(shù)Y為X=1，Y=0
=1.2×（1×352）=422.4 N
3） 驗算6008的壽命
驗算右邊軸承
鍵的校核
鍵1 10×8 L=80 GB1096-79
則強度條件為
查表許用擠壓應(yīng)力
所以鍵的強度足夠
鍵2 12×8 L=63 GB1096-79
則強度條件為
查表許用擠壓應(yīng)力
所以鍵的強度足夠
聯(lián)軸器的選擇
聯(lián)軸器選擇為TL8型彈性聯(lián)軸器 GB4323-84
減速器的潤滑
1.齒輪的潤滑
因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。
高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。
2．滾動軸承的潤滑
因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V≥1.5～2m/s所以采用飛濺潤滑，
第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)
箱體尺寸:
箱體壁厚
箱蓋壁厚
箱座凸緣厚度b=15mm
箱蓋凸緣厚度b1=15mm
箱座底凸緣厚度b2=25mm
地腳螺栓直徑df=M16
地腳螺栓數(shù)目n=4
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=M12
聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)=150mm
軸承端蓋螺釘直徑d3=M8
定位銷直徑d=6mm
df 、d1 、d2至外箱壁的距離C1=18mm、18 mm、13 mm
df、d2至凸緣邊緣的距離C2=16mm、11 mm
軸承旁凸臺半徑R1=11mm
凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定
外箱壁至軸承座端面距離L1=40mm
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離△1=10mm
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離△2=10mm
箱蓋，箱座肋厚m1=m=7mm
軸承端蓋外徑D2 ：凸緣式端蓋：D+（5～5.5）d3
以上尺寸參考機械設(shè)計課程設(shè)計P17～P21
傳動比
原始分配傳動比為：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5
修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07
各軸新的轉(zhuǎn)速為 ：n1=960/2.5=3.84
n2=384/2.61=147
n3=147/3.07=48
各軸的輸入功率
P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42
P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20
P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00
P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90
各軸的輸入轉(zhuǎn)矩
T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65
T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68
T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25
T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26
軸號
功率p
轉(zhuǎn)矩T
轉(zhuǎn)速n
傳動比i
效率η
電機軸
5.5
2.0
960
1
1
1
5.42
128.65
384
2.5
0.94
2
5.20
323.68
148
2.62
0.96
3
5.00
954.25
48
3.07
0.96
工作機軸
4.90
935.26
48
1
0.98
齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸
兩小齒輪采用實心結(jié)構(gòu)
兩大齒輪采用復(fù)板式結(jié)構(gòu)
齒輪z1尺寸
z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75
d1=68
ha=ha*m=1×2=2mm
hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
da=d1＋2ha=68+2×2=72mm
df=d1－2hf=68－2×2.5=63
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
齒輪z2的尺寸
由軸可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49
ha=ha*m=1×2=2mm
h=ha+hf=2+2.5=4.5mm
hf=(1＋0.5)×2=2.5mm
da=d2＋2ha=178＋2×2=182
df=d1－2hf=178－2×2.5=173
p=πm=6.28mm
s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm
c=c*m=0.25×2=0.5mm
DT≈
D3≈1.6D4=1.6×49=78.4
D0≈da-10mn=182-10×2=162
D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20
R=5 c=0.2b=0.2×65=13
齒輪3尺寸
由軸可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.125=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125
da=d3+2ha=85+2×2.5=90
df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625
齒輪4寸
由軸可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85
ha =ha*m=1×2.5=2.5
h=ha+hf=2.5+3.25=5.625
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125
da=d4+2ha=260+2×2.5=265
df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75
p=πm=3.14×2.5=7.85
s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925
c=c*m=0.25×2.5=0.625
D0≈da-10m=260-10×2.5=235
D3≈1.6×64=102.4
D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15
r=5 c=0.2b=0.2×85=17
參考文獻(xiàn)：
《機械設(shè)計》徐錦康 主編 機械工業(yè)出版社
《機械設(shè)計課程設(shè)計》陸玉 何在洲 佟延偉 主編
第3版 機械工業(yè)出版社
《機械設(shè)計手冊》
設(shè)計心得
機械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計是機械畢業(yè)當(dāng)中一個重要環(huán)節(jié)通過了3周的畢業(yè)設(shè)計使我從各個方面都受到了機械設(shè)計的訓(xùn)練，對機械的有關(guān)各個零部件有機的結(jié)合在一起得到了深刻的認(rèn)識。
由于在設(shè)計方面我們沒有經(jīng)驗，理論知識學(xué)的不牢固，在設(shè)計中難免會出現(xiàn)這樣那樣的問題，如：在選擇計算標(biāo)準(zhǔn)件是可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進(jìn)的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準(zhǔn)
在設(shè)計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機械設(shè)計畢業(yè)及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力，在設(shè)計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團(tuán)隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認(rèn)識到了自己在知識的理解和接受應(yīng)用方面的不足，在今后的學(xué)習(xí)過程中我們會更加努力和團(tuán)結(jié)。
由于本次設(shè)計是分組的，自己獨立設(shè)計的東西不多，但在通過這次設(shè)計之后，我想會對以后自己獨立設(shè)計打下一個良好的基礎(chǔ)。