机械设计基础课程设计

《机械设计基础》 课程设计计算说明书

设计题目：溢流型金属磨机传动装置设计

* 名： *** 班 级： 采矿工程13-4班 学 号： ********

指导老师： ***

中国矿业大学矿业工程学院

2015年1月17日

目录

绪 论.........................................................................................1 第一章 设计任务书...................................................................2 第二章 电动机的选择...............................................................3 第三章 传动方案的拟定...........................................................5 第四章 传动零件的设计和计算...............................................7 第五章 轴的设计.....................................................................11 第六章 键的选择与强度验算.................................................15 第七章 滚动轴承的选择和联轴器的选择.............................17 第八章 减速器的润滑和密封.................................................18 第九章 减速器附件选择.........................................................19 第十章 课程设计小结.............................................................22 附 录 参考文献.....................................................................23

绪论

本论文主要内容是进行溢流型金属磨机传动装置的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械设计基础课程设计》、《工程制图》等多门课程知识，并运用《AutoCAD》软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节，也是一次全面的、规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：

（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。

（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养、全面、科学的工程设计能力和创新能力。

（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。

（4）加强了我们的对Office软件中Word和AutoCAD功能的认识和运用。

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第一章 设计任务书 设计项目、内容及计算依据和过程 1.1题目 溢流型金属磨机传动装置设计 计算结果 1.2已知条件 （1）机器功能：破碎黑色和有色金属物质。 （2）已知参数：磨筒的功率P、磨筒的转速n。 （3）工作情况：启动力矩大、连续运转、载荷较平稳、单项转动。 （4）使用寿命：10年，每天两班制。 （5）磨筒转速误差4%。 1.3原始数据 参数单位 （名称） P（kW) n(r/min) 方案参数值 6 22.4 45.9 1.4设计任务 （1）设计内容 a.电动机选型。 b.一级圆柱齿轮减速器设计。 c.联轴器选型。 （2）设计要求 一级圆柱齿轮减速器中的齿轮可以设计为：直齿或斜齿传动。 （3）设计工作量 a.减速器装配图一张。 b.计算说明书一份。

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第二章 电动机的选择 设计项目、内容及计算依据和过程 2.1电动机类型的选择 计算结果 因本工作情况要求启动力矩大、连续运转、载荷较平稳、 单向转动，所以选用常用的封闭式Y系列（IP44)的鼠笼型三 相异步电动机。Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，其结构 简单，启动性能好，工作可靠，维护方便，适用于不易燃 、 不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合。其具有较好的启 动性能，故适用于某些对启动转矩要求较高的机械。 2.2电动机功率的选择 根据《机械设计基础课程设计》表9.4：开齿=0.97， 轴承=0.99，齿轮=0.98~0.99，弹联=0.990~0.995， 刚联=0.95~0.98。 刚联=0.95。 （1）传动装置总效率 总=弹联×轴承×齿轮×轴承×刚联×轴承×开齿 =0.990×0.99×0.98×0.99×0.95×0.99×0.97=0.8675 （2）电动机所需要的功率 所以取开齿=0.97，轴承=0.99，齿轮=0.98，弹联=0.990， 总=0.8675 e=25.8kW p22.4kW25.8kW e总0.8675 根据要求，选取额定功率最接近计算值的30kW的电动机。 2.3确定电动机转速 电动机需要的转速 nei1i2n 根据查找数据，得知一级减速器齿轮传动比i1=3~6，一级开式齿轮传动比i2=3~7。已知n=45.9 r/min 所以nei1i2n=（9~42）× 45.9 r/min =413.1~1927.8 r/min ne=413.1~1927.8 r/min 3

符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min,根据在合理范围内选择较大转速的原则，选择同步转速 为1500r/min的电动机。 2.4确定电动机型号 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及减速器的传 动比，根据《机械设计基础课程设计》附表2.1，选定型号为选定型号为Y200L-4的电动机。其主要参数、主要外形尺寸和安装尺寸如Y200L-4的电动下表所示： 主要参数 电动机型号 额定功率 满载转速 额定转矩 最大转矩 Y200L-4 30kW 1470r/min 2.0 2.2 机 主要外形尺寸和安装尺寸 外形 中心高 H 尺寸 L×(AC/2+AD)×HD 775 200 ×510 ×475 318 ×305 底角安装尺寸 A×B 地脚螺栓孔直径 K 轴伸 尺寸 D×E 装键部位尺寸 F×GD 19 55×140 16×58

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第三章 传动方案的拟定 设计项目、内容及计算依据和过程 3.1计算总传动比 求得传动装置的总传动比为 n1470i0m32.03 n45.9 计算结果 根据电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速n，即可 i032.03 3.2分配传动比 i0i1i2 i18 在上一章中已经得到的开式齿轮传动比i2的合理范围是3-7，所以取i24，则i1i032.038 i24i24 3.3计算传动装置的运动和动力参数 轴1表示与电动机相连的减速器输入轴，轴2表示与开式 齿轮相连的减速器输出轴。 m表示电动机的额定功率，nm表示电动机的满载转速。 （1）各轴的转速 n1nm1470r/min n1=1470r/min nn21183.75r/min i1n2=183.75r/min P129.7kW P228.81kW （2）各轴的功率 1m弹联300.9929.7kW 21轴承齿轮29.70.990.98kW28.81kW T1192.95kW （3）各轴的转矩 19550129.79550Nm192.95Nm n11470P228.819550Nm1497.34Nm n2183.75 29550T21497.34kW 将计算数值列表如下：

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轴号 1 2 N/(r/min) 1470 183.75 P/kW 29.7 28.81 T/(N*m) 192.95 1497.34

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第四章 传动零件的设计计算 设计项目、内容及计算依据和过程 圆柱齿轮传动 4.1选择齿轮材料及确定需用应力 考虑减速器传递功率不大，所以采用软齿面，小齿轮齿根较薄，弯曲强度较低，且受载次数较多，故在选择材料和热处理时，一般使小齿轮齿面硬度比大齿轮高20～50HBs。 硬度接触疲劳极/HBs 限σHlim/MPa 小齿197～45 调质 550～620 轮 286 大齿156～45 正火 350～400 轮 217 按上表取小齿轮硬度为220HBs， 材料 接触疲劳极限Hlim600MPa 弯曲疲劳极限FE460MPa； 大齿轮硬度为190HBs， 接触疲劳极限Hlim400MPa 弯曲疲劳极限FE340MPa； 按一般可靠度取最小安全系数SHmin1.0，SFmin1.25 计算许用应力： 由[H] 计算结果 热处理方式 弯曲疲劳极限σFE/MPa 410～480 280～340 H1=600MPaF1=368MPa H2=400MPaF2=272MPa HlimSHlimMPa，[F]FESFlimMPa得： 小齿轮[H1]HlimSHlim600600MPa； 1 [F1]FESFlim460368MPa 1.25 大齿轮[H2]HlimSHlim400400MPa； 1 7

[F2]FESFlim340272MPa 1.25 d171mm4.2按齿面接触强度设计 取载荷系数K=1.3，齿宽系数d1.2，小齿轮上的转5矩T12.126810N•mm，取ZE188, d1332KT1u1ZEZH2()du[H]5 z12521.32.1268103.7611882.52()71mm1.23.76600 z294bdd11.27185.2mm作为大齿轮的齿宽b2，而使小,m3 齿轮的齿宽b1b2(5~10)mm，取b285mm，b190mm。齿数取z125，z2253.7694则模数d71m12.8。 z125 按标准模数系列取m3。 4.3齿根弯曲疲劳强度校核计算 由《机械设计基础》图11-8、图11-9,查得YFa12.7，YSa11.6，YFa22.2，YSa21.8则 2KTY21.32.12681052.71.61Fa1YSa1F12bz1m503225212.3MPa[F1]368MPaF2F1YFa2YSa22.21.8212.3YFa1YSa12.71.6 194.6MPa[F2]272MPa所以弯曲强度足够。 4.4齿轮尺寸计算

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分度圆： d1z1m25375mm d175mm d2z2m943282mm d2282mm中心距：ad1d275282178.5mm 22 a178.5mm ha3mm齿顶高：haha*m133mm 齿根高：hf(ha*c*)m(10.25)33.75mm全齿高：hhahf33.756.75mm 齿顶圆：da1d12ha752381mm da2d22ha28223288mm 齿根圆：df1d12hf7523.7567.5mm df2d22hf28223.75274.5mm齿 距：pm9.42mm hf3.75mm h6.75mm da181mm da2288mm df167.5mm df2274.5mm p9.42mm p4.71mm齿槽宽： 2pse4.71mm齿 厚： 2ses4.71mm e4.71mm db170.48mm 基 圆： 顶 隙：db1d1cos20。70.48mmdb2d2cos20。2.99mmdb22.99mm ccm0.75mm* c0.75mm 齿轮参数汇总表： 参数（mm) 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径

小齿轮 25 75 81 67.5 9

大齿轮 94 282 288 274.5

基圆直径 中心距 齿顶高 齿根高 全齿高 齿距 齿槽宽 顶隙 齿厚 70.48 178.5 3 3.75 6.75 9.42 4.71 0.75 4.71 2.99 4.5齿轮传动精度等级确定 m/s5.77m/s，对照《机601000601000械设计基础》表11-2“齿轮传动精度等级的选择与应用”，可选用8级精度，适用于机械制造中对精度无特殊要求的齿轮。 vn1d1147075 v5.77m/s 4.6齿轮的结构设计 小齿轮设计采用齿轴结构 大齿轮采用幅板式锻造齿轮

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第五章 轴的设计计算 设计项目、内容及计算依据和过程 5.1轴的材料选择 35、45、50等优质碳素结构因具有较高的综合力学性能，应用较多，其中以45钢应用最为广泛。为了改善其力学性能，应进行正火或调质处理，所以在此处选择45钢正火处理。 计算结果 5.2输入轴的计算 已知输入轴的功率p129.7kW，转速n11470r/min，齿 数z125，模数m=3，压力角20，载荷平稳。 。 5.3输入轴的直径计算 按扭转强度计算： 根据《机械设计基础》P250可知设计公式： d39.551060.2[]3PPC3mmnn 其中，由表14-2可知，45钢的C值为118-107，可取C=115 有根据前面计算：P1=29.7kW,n1=1470r/min得： dmin115329.731.32mm1470 dmin=33mm 因为轴上开有键槽，所以直径增大3%-5%； dmin=31.32*(1+5%)=33mm 5.4输入轴的结构设计 （1）确定轴的结构方案 右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位。齿轮和左轴承从轴 的左端装入，齿轮右侧端面靠轴肩定位，齿轮和左轴承之间用 定位套筒使左轴承右端面得以定位，左右轴承均采用轴承端 盖，齿轮采用普通平键得到圆周固定。 （2）确定轴的各段直径 11

1轴段为最小径，通过联轴器与电动机轴或开式齿轮输 入轴相连，d133mm； 2轴段安装轴承端盖，按照轴肩d2d1为6~12mm原则，取d244mm； 3轴段安装轴承及挡油圈，为减少装配轴承处的精加工面长度设置轴肩d3d2为1~3mm，其中d3为轴承内径大小d345mm (根据机械设计基础课程设计续表13-3：取深 d133mmd244mmd345mmd449mmd556mmd649mm沟球轴承6309）； 轴两端装轴承处轴径相等，则7段取d7d345mm； 4轴段安装齿轮，齿轮内径d449mm； 齿轮的轴向定位轴肩d5d4为6~12mm，取d556mm d745mm ； 6、7之间有砂轮越程槽，取d649mm （3）确定轴的各段长度 结合绘图后确定各轴段长度如下： 1轴段l166mm（根据联轴器结构及尺寸）； 2轴段总长度l2102434mm（根据外装式轴承端盖的结构尺寸，起厚度bed02.2d312.210123，还有箱体的厚度取10mm）； 3轴段l345mm(轴承的宽与套筒的长度和)； 4轴段l487mm（因为齿轮的齿宽为90mm，轴段的长度应比零件的轮毂短2-3mm）；

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5、6、7轴段长度l5l6l750mm；则轴的全长为l282mm。 l282mm 5.5输出轴的计算 已知输入轴的功率p228.81kW，转速n2183.75r/min齿数z125，模数m=3，压力角20。，载荷平稳。 5.6输出轴直径的计算 按扭转强度计算： 根据《机械设计基础》P250可知设计公式： d39.551060.2[]3PPC3mmnn 其中，由表14-2可知，45钢的C值为118-107，可取C=115 有根据前面计算：P2=28.81kW,n2=183.75r/min得： dmin115328.8162.01mm183.75 因为轴上开有键槽，所以直径增大3%-5%； dmin=62.01*(1+5%)=65mm 5.7输出轴的结构设计 （1）确定轴的结构方案 右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位。齿轮和左轴承从轴 的左端装入，齿轮右侧端面靠轴肩定位，齿轮和左轴承之间用 定位套筒使左轴承右端面得以定位，左右轴承均采用轴承端盖，齿轮采用普通平键得到圆周固定。 （2）确定各轴段直径 d1=65mm d2=77mm d3=80mm

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d4=82mm 由图中个零件配合尺寸关系知d165mm,d277mm，d3d780mm，d482mm，d588mm，d684mm。 ,,（3）确定轴的各段长度 结合绘图后确定各轴段长度如下： d5=88mm d6=83mm d7=80mm 1轴段的长度取l184mm（根据联轴器结构及尺寸）； 2轴段总长度l2102434mm（根据外装式轴承端盖的结构尺寸，其厚度bed02.2d312.210123，还有箱体的厚度取10mm）； 3轴段l352mm(轴承的宽与套筒的长度和)； 4轴段l482mm（因为齿轮的齿宽为85mm，轴段的长度 应比零件的轮毂短2-3mm）； 5、6、7轴段长度l5l6l748mm（考虑到轴承的宽度及砂轮越程槽的宽度）；则轴的全长为l=300mm。 l300mm

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第六章 键的选择与强度验算 设计项目、内容及计算依据和过程 6.1输入轴上键选择及校核 计算结果 6.1.1最小直径处： （1）选择键型： 该键为静联接，为了便于安装固定，选择普通A型平键。 （2）确定键的尺寸： 该轴上最小直径GB/T10962003为d133mm，轴长 l166mm，按（GBT10952003，）查得，用于此处连接的 键的尺寸为b10,h8,L45， （3）强度校核： 轴1所受转矩T1192.95Nm，键连接的挤压强度4T4192.95p65.0Map100MPa dhl33845109 2T2192.9526.0MPa40MPa 9dbl33104510 强度满足要求。 该键标记为：键B1045 GB/T10962003。 6.1.2齿轮处 （1）选择键型： 该键为静联接，为了便于安装固定，选择普通A型平键。 （2）确定键的尺寸： p65.0Map 26.0MPa 该轴上最小直径为d449mm，轴长l487mm，按（GBT10952003，GB/T10962003）查得，用于此处连接的键的尺寸为b14,h9,L50， （3）强度校核： 键连接的挤压强度（根据机械设计基础：表10-10）4T4192.95p35.0MPa[p]100MPa， p35.0MPa[p]dhl499501092T2192.9517.5MPa40MPa 17.5MPadbl49950109强度满足要求。 该键标记为：键B1450 GB/T10962003。

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6.2.1最小直径处 （1）选择键型： 该键为静联接，为了便于安装固定，选择普通A型平键。 （2）确定键的尺寸： 该轴上最小直径为d165mm，轴长l184mm，按 （GBT10952003，GB/T10962003）查得，用于此处连接 的键的尺寸为b18,h11,L63， （3）强度校核： 轴所受转矩T21497.34Nm，键连接的挤压强度（根据 6.2输出轴上键选择及校核 机械设计基础：表10-11）， 4T41497.34p96.3Map100MPa 9dhl651163102T21497.3433.1MPa40MPa 9dbl65116310强度满足要求。 该键标记为：键B1863 GB/T10962003 6.2.2齿轮处： （1）选择键型： 该键为静联接，为了便于安装固定，选择普通A型平键。 （2）确定键的尺寸： p96.3Map 33.1MPa 该轴上最小直径为d482mm，轴长l482mm，按（GBT10952003，GB/T10962003）查得，用于此处连接的键的尺寸为b22,h14,L45。 （3）强度校核： 键连接的挤压强4T41497.34p85.8MPa[p]100MPa dhl8214451092T21497.3430.1MPa40MPa 9dbl82126310度p85.8MPa[p] 30.1MPa强度满足要求。该键标记为：键B2245 GB/T10962003。

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第七章 滚动轴承及联轴器的选择 设计项目、内容及计算依据和过程 7.1滚动轴承的选择 根据设计条件，轴承预计寿命： Lh8×350×10=28000小时 （1）输入轴承 对于输入轴的轴承选择，首先考虑深沟球轴承。选用6309型深沟球轴承，其内径为45mm,外径为100mm，宽度为25mm，极限转速（脂）：6300r/min；极限转速（油）：8000r/min。 （2）输出轴承 对于输出轴的轴承选择，考虑深沟球轴承，初选6316深沟球轴承，其内径为80mm，外径为170mm，宽度为39mm，极限转速（脂）：3800r/min；极限转速（油）：4800r/min。 Lh=28000h 计算结果 7.2联轴器的选择 Ⅰ轴与传送带相连是利用键连接传递力和扭矩，不需用联轴器；Ⅱ轴与滚筒之间用联轴器联接实现力和扭矩的传递。需选用合适的联轴器。考虑此运输机的功率不大，工作平稳，考虑结构简单、安装方便，故选择弹性柱销联轴器。 根据机械设计基础课程设计14-5：可选择YL11，YLD11型弹性联轴器GBT5843-1986。 17

第八章 减速器润滑和密封 设计项目、内容及计算依据和过程 8.1润滑 齿轮圆周速度v=5.77m/s<12m/s，采用油池润滑，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30～60mm。选择油面的高度为40mm。 并考虑轴承的润滑方式，计算： 输入轴： 5计算结果 dn45147066150mmr/min210mmr/min输出轴： dn80183.7514700mmr/min2105mmr/min 所以选用脂润滑，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的13~12，采用稠度较小润滑脂。 8.2密封： 为了防止润滑油或脂漏出和箱体外杂质、水及灰尘等侵入，减速器在轴的伸出处、箱体的结合面处和轴承盖、窥视孔及放油孔与箱体的结合面处需要密封。轴伸出处的滚动轴承密封装置采用毛毡圈密封，其中输入轴按密封圈密封处直径：d45mm，选择毛毡圈尺寸：D61,d144,B8。 输出轴按密封圈密封处直径：d80mm选择毛毡圈尺寸：D102,d178,B9。 18

第九章 减速器附件的选择 设计项目、内容及计算依据和过程 9.1轴承端盖 轴承端盖全部采用外装式轴承端盖（根据机械设计基出课程设计：表13-4与表15-3） 1）、输入轴的轴承端盖： 轴承外径D=100mm，螺栓直径d310，端盖上螺栓数目4； d0d3111mm计算结果 d011mm ，D0D2.5d3125mm， D2D02.5d3150mm，e1.2d312，e1e，D4D(10~15)mm，D490mm D490mm 2）、输出轴的轴承端盖： 轴承外径D=170mm，螺栓直径d312，端盖上螺栓数目6； d0d3113mmd013mm ，D0D2.5d3200mm， D2D02.5d3230mm e1.2d314.4，e1e，D4D(10~15)mm， D4160mm D4160mm 9.2通气器 减速器工作时，由于箱体内部温度升高，气体膨胀，压力增大，使得箱体内外压力不等。为使箱体内受热膨胀的气体自由排出，以保持箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件处向外渗漏，需要顶部或直接在窥视孔盖板上设置通气器。本设计将通气器安装在窥视孔盖板上。选用通气帽(根据机械设计基础课程设计：表15-5）。 9.3窥视孔 窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及齿轮损坏情况，并兼做注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油，观察孔应设置

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在减速器箱盖上方的适当位置，以便直接进行观察并使手能伸入箱体内进行操作，平时观察孔用盖板盖住。 窥视孔孔盖的结构尺寸(根据机械设计基础课程设计：表15-8）： A 100mm A1 A2 A5~6d4 140mm AA1/2 120mm B1(5~6)d4 箱体宽-（15-20） B B1 B2 d4 R H (RR1)/2 M6 4个 6 10mm 9.4油标 为指示减速器内油面的高度符合要求，以便保持箱内正常的油量，在减速器箱体上需设置油面指示装置。本设计选用长形油标，油标尺中心线与水平面成45度，注意加工油标凸台和安装油标时，不与箱体凸缘或吊钩相干涉。油标选择A80 GB1161(根据机械设计基础课程设计：表15-10）. 9.5放油孔及放油螺塞 为排放减速器箱体内油污和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面、向放油孔方向倾斜1度到2度，油孔附近作成凹坑，以便污油排尽。平时用放油螺塞将放油孔堵住圆柱螺纹油塞自身不能防止露油，在六角头与放油孔接触处加油封垫片。螺塞直径为减速器壁厚2—2.5倍。

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选取M22×1.5(根据机械设计基础课程设计：表15-5）。 9.6定位销 对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，在箱体与箱座的联接凸缘上设置两个定位销。定位销孔是在减速器箱盖与箱座用螺栓连接紧固后，镗销轴承孔之前加工。定位销直径取凸缘连接螺栓直径的0.8倍。取定位销直径为10。 9.7启盖螺钉 由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时难于开盖，因此，在箱盖凸缘的适当位置加工一个螺孔。装入起盖用的圆柱端螺钉，旋动起盖螺钉可将箱盖顶起。起盖螺钉为M12 9.8地脚螺钉 为防止减速器倾倒和振动，减速器底座下部凸缘应设有地脚螺钉与地基连接。地脚螺钉为M20 取六个。 9.9箱体设计 箱盖壁厚：10mm,箱座底凸缘厚度：20mm,地脚螺钉直径：19.776mm，数目：4个,轴承旁联结螺栓直径：14.832mm。

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第十章 课程设计小结

通过这次课程设计，使我在众多方面得到了锻炼和培养。培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养、全面、科学的工程设计能力和创新能力。另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。加强了我们的对Office软件中Word和AutoCAD功能的认识和运用。

在具体做的过程中也遇到了许多问题，在面对这些问题焦虑过，不过在老师和同学们的帮助下最后还是解决了。现在做完了课程设计才发现自己对以前学的知识有了更好的理解，非常庆幸自己认真完成了本次实践。

在此感谢赵子江老师，赵老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作和学习中的榜样；老师循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪；这次课程设计的每个实验细节和数据，都离不开老师您的悉心指导。而您开朗的个性和宽容的态度，帮助我能够很顺利的完成了这次课程设计。

在这次课程设计过程中，我发现自己还有很多不足之处，在设计和计算过程中也出现了各种各样的错误，在老师和同学们的帮助下也都尽量改正了，但还存在或多或少的问题，恳请赵老师多多指教，我会十分乐意接受您的批评与指正，本人将万分感谢。

我会继续努力，丰富自己的知识。

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附录 参考文献

【1】陈立德.机械设计基础课程设计[M].高等教育出版社 【2】杨可桢等.机械设计基础[M].高等教育出版社

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