机械设计基础课程设计

机械设计基础课程设计1. 设计任务书2. 传动方案的分析与拟定3. 电动机的选择及计算3.1 电动机额定功率选择3.2 电动机的选择3.2.1 电动机的类型选择3.2.2 电动机型号的确定3.2.3 电动机的相关数据4. 传动装置的运动和动力参数计算4.1 转速计算4.1.1 滚筒转速4.1.2 电动机转速4.2 总传动比计算4.3 带传动传动比的选取4.4 各轴转速4.5 各轴功率4.6 各轴转矩5. 传动零件的设计计算5.1 参数选择和强度计算5.1.1 选择齿轮材料5.1.2 设计计算齿轮模数5.1.3 校核齿面接触疲劳强度6. 轴的设计计算6.1 轴的最小直径初算6.2 根据联轴器确定轴最小直径6.3 轴的径向尺寸确定6.4 轴的轴向尺寸确定6.5 轴的材料选择7. 滚动轴承设计计算7.1 轴承类型选择7.2 轴承盖的选择8. 键的设计计算9. 轴、滚动轴承及键联接校核计算9.1 轴的强度校核9.2 滚动轴承寿命计算9.3 键的强度校核10. 润滑及密封方式设计10.1 润滑方式及润滑剂选择10.1.1 齿轮润滑10.1.2 轴和轴承润滑10.2 密封方式选择11. 减速器箱体结构设计12. 减速器附件设计12.1 窥视孔和视孔盖12.2 通气器12.3 起吊装置12.4 油面指示器12.5 放油孔和螺塞12.6 起盖螺钉12.7 定位销13. 小结14. 参考资料

1. 设计任务书

设计题目：带式输送机中单级斜齿圆柱齿轮减速器。
工作条件：两班制工作(16小时)，使用年限为5年，单向连续运转，载荷平稳。
原始数据：
$F$ $v$ $D$
2100 1.5 250

$F$	$v$	$D$
2100	1.5	250

2. 传动方案的分析与拟定

根据题设，已确定传动方案为：前置为电动机，通过联轴器连接减速器，后置为联轴器连接的皮带滚筒。

减速器类型为：一级斜齿圆柱齿轮减速器。

3. 电动机的选择及计算

3.1 电动机额定功率选择

$P_w=\frac{Fv}{1000}=\frac{2100\times 1.50}{1000}=3.15 \ kW$

式中：

$F$ $N$ )

$v$ $m/s$ )

$\eta =\eta_1 \eta_2 \eta_3 \eta_4^2 \eta_5$

上式中：

$\eta_1$ $\eta_2$ $\eta_3$ $\eta_4$ $\eta_5$ ——运输机滚筒效率。

下表为传动装置机械效率查P6表2-2确定（齿轮效率按8级精度查表）。

表1-1 传动装置机械效率

$\eta_1$	$\eta_2$	$\eta_3$	$\eta_4$	$\eta_5$
0.99	0.97	0.99	0.99	0.96

带入上表数据求得：

\eta=0.8945

电动机所需额定功率：

P_d=\frac{P_w}{\eta}\approx 3.5215

$P_e=4\ kW$

3.2 电动机的选择

3.2.1 电动机的类型选择

综合考虑传动比及输出功率大小，选用Y系列三相异步电动机，安装形式为B3

3.2.2 电动机型号的确定

$n_t=1500\ r/min$
$P_e=4\ kW$
$n_m=1440\ r/min$

查表选择电动机型号为：Y112M-4-B3

Y系列三相异步电动机，机座中心高为112mm，中机座，磁极数为4，安装形式为B3.

3.2.3 电动机的相关数据

$H=112mm$
$D=28mm$
$E=60mm$

4. 传动装置的运动和动力参数计算

4.1 转速计算

4.1.1 滚筒转速

n_W=\frac{6\times 10^4\ V}{\pi D}\ r/min

其中：

$V(m/s)$ ——运输带速度：1.50

$D(mm)$ ——卷筒直径：250

$n_W=114.6496815287$

4.1.2 电动机转速

n_m=1440\ r/min

4.2 总传动比计算

i_总=\frac{n_m}{n_W}\approx 12.5600

4.3 带传动传动比的选取

要求：

$i_1\leq 5$

$i_1$ $i_2$ 为带传动的传动比。

$i_1=\frac{i}{i_2}$

表2-1 带传动比的选择

$i_2$ 的选择	齿轮传动比
$i_2=2$	$i_1=\frac{12.5600}{2}=6.295$ （不满足）
$i_2=3$	$i_1=\frac{12.5600}{3}\approx 4.1867$ （满足）
$i_2=4$	$i_1=\frac{12.5600}{4}=3.14$ （满足）

$i_2=3$

4.4 各轴转速

n_1=n_W\cdot i_1=480.0035\ r/min

n_2=n_W=114.6496\ r/min

上式中：

$n_1\text{、} n_2$ ——高速轴、低速轴转速

$n_W$ ——滚筒转速

4.5 各轴功率

$P_d$ 计算：

P_1=P_d\eta_1=3.4863\ kW

P_2=P_1\eta_2\eta_4=3.3479\ kW

上式中：

$P_1\text{、} P_2$ ——分别为高速轴、低速轴功率

4.6 各轴转矩

T_1=9550P_1/n_1=69.3623\ N\cdot m

T_2=9550P_2/n_2=278.8710\ N\cdot m

上式中：

$T_1\text{、} T_2$ ——分别为高速轴、低速轴转矩

5. 传动零件的设计计算

5.1 参数选择和强度计算

5.1.1 选择齿轮材料

根据题设条件，查表大、小齿轮均选用20CrMnTi钢渗碳淬火，齿面硬度：56~62 HRC. 查询《表面硬化钢-弯曲疲劳极限》图表和《表面硬化钢-齿面接触疲劳极限》图像得：

$\sigma_{Flim}=450\ MPa$

$\sigma_{Hlim}=1500\ MPa$

5.1.2 设计计算齿轮模数

$m_n$ ，然后校核齿面接触疲劳强度。

m_n\geq12.6\ \sqrt[3]{\frac{KT_1}{\psi_dz_1^2\sigma_{FP}}Y_{FS}Y_{\varepsilon\beta}}

$\sigma_{FP}$ $Y_{ST}=2.0,\quad S_{Fmin}=1.6,\quad Y_X=1$ ; 因为齿轮的循环次数：

N=60nat=60\times 480.0035\times 1\times(300\times 16\times 5)=6.912\times 10^8

$Y_N=1$ ；则

\sigma_{FP_1}=\frac{\sigma_{FlimY_{ST}}}{S_{Fmin}}Y_NY_X=\frac{450\times 2}{1.6}\times 1\times 1=563\ MPa

计算小齿轮的名义转矩：

T_1=9550\frac{P_1}{n_1}=9550\times\frac{3.5214}{480.0035}=70.061\ N\cdot m

$K$ $K=1.3$ 。
初步选定齿轮参数：

z_1=27,\ z_2=iz_1=4.1867\times 27=113.041,取 z_2=114

\psi_d=0.5,\ \beta=15^\circ,\ u=\frac{z_2}{z_1}=4.222

确定复合齿形系数。大、小齿轮选用同一材料及热处理，故按小齿轮的复合齿形系数带入：

z_{v1}=z_1/\cos^3\beta=27/\cos^3 15^\circ=29.959

$Y_{FS1}=4.06$

$Y_{\varepsilon\beta}$ $\beta=15^\circ$ $z_{v1}=\frac{z_1}{\cos^3\beta}=\frac{27}{\cos^315^\circ}=29.959;$ $z_{v2}=\frac{z_2}{\cos^3\beta}=\frac{114}{\cos^3 15^\circ}=126.495$ 。端面重合度：

\varepsilon_{v\alpha}=\left[1.88-3.2\left(\frac{1}{z_{v1}}+\frac{1}{z_{v2}}\right)\right]\cos\beta = \left[1.88-3.2\times\left(\frac{1}{29.9594}+\frac{1}{126.4950}\right)\right]\cos15^\circ=1.688

$\varepsilon_\beta>1,\varepsilon_{v\alpha}=1.688$ $Y_{\varepsilon\beta}=0.61$

带入式中：

m_n=12.6\times\sqrt[3]{\frac{1.3\times 70.0607}{0.5\times27^2\times563}\times 4.06\times 0.61}=1.300

$m_n=2$ 。中心距：

a=\frac{m_n(z_1+z_2)}{2\cos\beta}=\frac{2\times(27+114)}{2\times0.965926}=145.974

$a=145\ mm$ ; 则

\cos\beta = \frac{m_n(z_1 +z_2)}{2a} = \frac{2\times (27+114)}{2\times 145}=0.972,\ \beta=13^\circ 29' 22''

计算几何尺寸

分度圆直径：

d_1=\frac{m_n z_1}{\cos\beta}=\frac{2\times 27}{0.9724}=55.533\ mm

d_2=\frac{m_n z_2}{\cos\beta}=\frac{2\times 114}{0.9724}=234.471\ mm

齿宽：

b_2=\psi_d d_1=0.5\times 55.5327=27.7664\ mm,\ 取b_2=30mm

b_1=b_2+(5\sim 10)=35\sim 40 mm,\ 取b_1=36mm

5.1.3 校核齿面接触疲劳强度

要求：

\sigma_H=109Z_EZ_\varepsilon\sqrt{\frac{KT_1}{bd_1^2}\cdot\frac{u+1}{u}}\leq\sigma_{HP}

$Z_\varepsilon=0.85$ $Z_E =189.8\sqrt{MPa}$ ，带入得：

\sigma_H=109\times189.8\times0.85\sqrt{\frac{1.3\times 70.0607}{30\times 57.4468^2}\times\frac{4.222+1}{4.222}}=593.176\ MPa

$S_{Hmin}=1.4,\ Z_N=1,\ Z_W=1$ ：

\sigma_{HP}=\frac{\sigma_{Hlim}}{S_{Hmin}}Z_NZ_W=1071.429\ MPa

$\sigma_H<\sigma_{HP}$ ，故接触疲劳强度足够。

6. 轴的设计计算

6.1 轴的最小直径初算

高速轴：最小轴径与皮带轮配合，一个键槽，得：

d_{1min}\geq1.05\times 117\sqrt[3]{\frac{p_1}{n_1}}=23.791\quad mm

$d_{1min}=25\ mm$

低速轴：最小轴径与联轴器配合，一个键槽，得：

d_{2min}\geq =1.05\times 106\sqrt[3]{\frac{p_2}{n_2}}=34.2738\quad mm

$d_{2min}=35\ mm$

6.2 根据联轴器确定轴最小直径

要求：

高速轴最小轴径应由皮带轮孔径确定，也可参考电机轴径确定。低速轴最小轴径应由以下所选联轴器标准孔径确定。应保证：高速轴最小轴径<低速轴最小轴径

根据初算数据，低速轴可选用联轴器型号：

LT6\frac{JA35\times 60}{J_1A35\times 60}GB4323-2002

根据电动机轴径：

D=28\ mm, G=24\ mm

由此可确定：

d_{1min}=25\ mm

d_{2min}=35\ mm

6.3 轴的径向尺寸确定

要求：

$d_a$ 应查滚动轴承表确定； ③用轴肩定位的相邻轴段轴径相差6~10mm； ④不需轴肩定位的相邻轴段轴径相差1~3mm 。

轴	轴承孔径	轴承轴肩	轴肩定位	齿轮	轴承轴肩	轴承孔径	轴段	联轴器孔径
高速轴	35	42	-	50	42	35	33	25
低速轴	45	52	60	50	-	45	42	35

6.4 轴的轴向尺寸确定

要求：

轴的轴向尺寸一般应由中间向两端确定。
①与联轴器、带轮和齿轮配合的轴段长应比轮毂宽短2-3mm，在联轴器、带轮与透盖之间的外伸轴段长应方便透盖螺钉取出，初取12-16mm； ②与滚动轴承配合的轴段长比轴承宽1~2mm； ③当需用套筒或挡油盘等固定轴上零件时，相应轴段长应比轮毂宽短2~3mm 。

轴	轴承段	轴承轴肩	轴肩定位	齿轮	轴承轴肩	轴承段	轴端	联轴器
低速轴	35	10	10	27	-	50	35	75
高速轴	35	15	-	33	15	35	34	75

6.5 轴的材料选择

选用使用最广的调制处理 45 钢。

7. 滚动轴承设计计算

7.1 轴承类型选择

由于轴主要承受径向载荷，且轴的转速较高，选择深沟球轴承。成对使用，对称安装。

轴承型号	内径	外径	安装内径	安装外径	轴承宽
6207 GB/T276-1994	35	72	42	65	17
6209 GB/T276-1994	45	85	52	78	19

7.2 轴承盖的选择

轴承外径	螺钉直径	螺钉数目
70-100	M8	4

8. 键的设计计算

各处的键均采用有轻度冲击的普通平键的联接方式，材料为45钢，类型为：B 型平键。

要求：

按键所在轴段直径由P107表11-8确定键宽b和键高h。键长按短于所在轴段长度5-10mm选取，在零件装入一侧，键端距轴端距离应为2-5mm。综合考虑，最后由表中键的长度系列确定键长。

$b_2=30\ mm$

故选用键为：

型号	键宽 b	键高 h	键长 l	轴上深度 t
$\text{键 B}\ 14\times 20\ \mathrm{GB/T 1096-2003}$	14	9	20	5.5
$\text{键} \ 12\times 64\mathrm{GB/T1096-2003}$	12	8	64	5.0

9. 轴、滚动轴承及键联接校核计算

9.1 轴的强度校核

要求：

只要求校核低速轴。
① 轴上零件的分布力应简化为力作用宽度中点的集中力； ② 轴所受支承反力作用点应查轴承表确定。
必须画出轴的受力图、弯矩图，转矩图及合成弯矩图。

齿轮上作用力的大小、方向
1. $9.55\times 10^3 P_2/n_2=9.55\times10^3\times3.3479/114.6496=278.871\ N\cdot m$
2. $F_{t2}=T_2\left/\frac{d_2}{2}\right. =278871\left/\frac{234.471}{2}\right. =2378.725\ N$
3. $F_{r2}=F_{t2}\tan\alpha_n/\cos\beta=2378.725\times\tan20^\circ/\cos(13^\circ 29' 22'')=890.725\ N$
4. $F_{a2}=F_{t2}\tan\beta=2378.725\times\tan(13^\circ 29' 22'')=570.618\ N$
求轴承的反支力
1. $F_{RA}=F_{RB}=\frac{F_{t2}}{2}=\frac{2378.725}{2}=1189.363\ N$
2. 垂直面上反支力：
  $F_{RA}'=\left(-F_{a2}\frac{d_2}{2}+F_{r2}\frac{137}{2}\right)/137=-42.934\ N$
  $F_{RB}'=\left(F_{a2}\frac{d_2}{2}+F_{r2}\frac{137}{2}\right)/137=933.659\ N$
弯矩图：
1. $M_C=68.5F_{RA}\times 10^{-3}=81.471\ N\cdot m$
2. 垂直面弯矩：
  $M_{C1}'=68.5F_{RA}'\times 10^{-3}=-3.941N\cdot m$
  $M_{C2}'=(68.5F_{RA}'+F_{a2}\frac{d_2}{2})\times 10^{-3}=69.838N\cdot m$
3. 合成弯矩：
  $M_{C1}=\sqrt{M_C^2+M_{C1}'^2}=\sqrt{81.471^2+3.941^2}=81.566N\cdot m$
  $M_{C2}=\sqrt{M_C^2+M_{C2}'^2}=\sqrt{81.471^2+69.838^2}=107.307N\cdot m$
4. $T_2=278.871N\cdot m$
5. $\alpha=\frac{\left[\sigma_{-1}\right]_b}{\left[\sigma_0\right]_b}\approx 0.6$ ，截面C处的当量弯矩：
$M_{C1}'=\sqrt{M_{C1}^2+(\alpha T_2)^2}=M_{C1}=M_{C1}=81.566N\cdot m$
$M_{C2}'=\sqrt{M_{C2}^2+(\alpha T_2)}=198.775N\cdot m$

验算强度：
1. $\left[\sigma_{-1}\right]_b=60\ MPa$ $M_e=M_{C2}'$
$\sigma_e=\frac{M_e}{W}=\frac{M_e}{0.1d^3}=\frac{198.775\times 10^3}{0.1\times 50^3}=15.902\ MPa < 60\ MPa$
1. $d=35\ mm$
$M_D=\sqrt{(\alpha T_2)^2}=\alpha T_2=0.6\times 278.871=167.323N\cdot m$
$\sigma_D=\frac{M_D}{W}=\frac{M_D}{0.1d^3}=\frac{167.323\times 10^3}{0.1\times 35^3}=39.026\ MPa < 60MPa$
故该轴的强度足够。

9.2 滚动轴承寿命计算

$f_P=1.2\sim 1.8$ $f_P=1.8$ 。
径向载荷：
$F_{R1}=\sqrt{F_{RA^2}+F_{RB}'^2}=1512.053\ N$
$F_{R2}=\sqrt{F_{RA^2}+F_{RA}'^2}=1190.138\ N$
$P_2=f_PF_{R2}$ $F_{A1}=570.618\ N$ $P_1=f_P(XF_{R1}+YF_{A1})$ $C_{0r}=20.5\ kN$
- $P_2=1.8\times 1190.138=2142.2484\ N$
- $F_{A1}/C_{0r}=0.0278\ N,\ e\approx0.22$ $\because F_{A1}/F_{R1}=0.4798>e,\ \therefore X=0.56, Y=2.0$ $P_1=1.8\times(0.56\times 1512.053+2.0\times 570.618)=3578.3742\ N$
- $P_1>P_2$ ，故校核轴承1的寿命：
  $L_h=\frac{10^6}{60n}\left(\frac{C_r}{P_1}\right)^3=\frac{10^6}{60\times 114.6496}\left(\frac{31.5\times 10^3}{3578.3742}\right)^3=99163.216\ h\approx 11.3年$
由此可确定轴承的工作寿命足够。

9.3 键的强度校核

$\left[\sigma_P\right]=120\sim 150\ MPa$ $\left[\sigma_P\right]=130\ MPa$ 校核低速轴大齿轮键：

$T_2=278.871\ N\cdot m$
$\sigma_{P2}=\frac{4T_2}{dhl}=\frac{4\times 278.871}{50\times 9\times 20}=123.943<\left[\sigma_P\right]$

故满足要求。

10. 润滑及密封方式设计

10.1 润滑方式及润滑剂选择

10.1.1 齿轮润滑

采用油池浸油润滑。

应使低速级大齿轮浸油深度为一到二个齿高，保证不低于10mm。

$n_2=114.6496\ r/min$ $d_2=234.471\ mm$ $v_2=\frac{\pi d_2N_2}{60000}=1.4075\ m/s$

$266(32)\ mm^2/s$

查表选用齿轮润滑油为：L-CKC460 GB/T 5903-1995

10.1.2 轴和轴承润滑

$v < 2\ m/s$ $480.0035\ r/min$ $114.6496\ r/min$ ，属于中低转速，润滑脂的量一般不超过轴承座空间的 2/3。

查表可选择：钙钠基润滑脂(SH0368-1992)，代号为：1 号。

10.2 密封方式选择

为防止箱体内润滑剂外泄，此减速器的密封面间相对速度较小，故采用接触式密封，选毡圈油封，材料为半粗羊毛毡，查表根据轴承处轴径确定型号：

轴	型号
高速轴	35 JB/ZQ4606-1997
低速轴	45 JB/ZQ4606-1997

具体尺寸为：

轴	轴径	$D$	$d_1$	$b_1$	$D_0$	$d_0$	$B$
高速轴	35	49	34	7	48	36	6
低速轴	45	61	44	8	60	46	7

箱体底座与箱盖之间采用水玻璃或密封胶密封，以防止润滑油从箱体剖分面处渗出。

11. 减速器箱体结构设计

减速器的相关结构尺寸如下表：

名称	符号	值
箱体壁厚	$\delta$	$8\ mm$
箱盖壁厚	$\delta_1$	$8\ mm$
轴承旁联螺栓	$d_1$	$M10$
轴承旁联螺栓位置	$S$	$140\ mm$
箱体螺栓直径	$d_2$	$M12$
凸台高度	$h$	$40\ mm$
大齿轮外轮廓	$R_1$	$125\ mm$
小齿轮外轮廓	$R_2$	$85\ mm$
箱座高度	$H$	$163.5\ mm$
箱盖凸缘厚度	$b_1$	$12\ mm$
箱座凸缘厚度	$b$	$15\ mm$
高速轴轴承盖外径	$D_1$	$100\ mm$
低速轴轴承盖外径	$D_2$	$110\ mm$
地脚螺钉直径	$d_f$	$16\ mm$
地脚螺钉数目	$n$	$4$
地脚螺钉通孔直径	$d_f'$	$20\ mm$
地脚螺钉沉头座直径	$D_0$	$30\ mm$
起盖螺钉直径	$d_3$	$M10$
大齿轮齿顶圆到内壁的距离	$\Delta_1$	$12\ mm$
齿轮端面到箱体内壁的距离	$\Delta_2$	$22.5\ mm$
视孔盖螺钉直径	$d_4$	$M6$

12. 减速器附件设计

12.1 窥视孔和视孔盖

在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并且有足够的空间进行深入操作；窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘，有便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。

$a\leq 150$ 选用的参数为：

$l_1$	$l_2$	$l_3$	$l_4$	$b_1$	$b_2$	$b_3$	$d$	$N$	$\delta$	$R$
90	75	60	-	70	55	40	7	4	4	5

12.2 通气器

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上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。

$M12\times 1.25$

尺寸参数为：

$d$	$D$	$D_1$	$S$	$L$	$l$	$a$	$d_1$
$\times$ 1.25	18	16.5	14	19	10	2	4

12.3 起吊装置

为了方便运输和搬运，此减速器设计了吊钩和吊耳。

吊钩尺寸：

B	H	h	r	b
27	21.5	10.8	6.75	16

吊耳环尺寸：

d	R	e	b
13.5	18	12	16

12.4 油面指示器

为指示减速器内油面的高度是否符合要求，以便保持箱内正常的油量，在减速器箱体上设置油面指示装置。采用的型号为：M12 (12)。

$d_1$	$d_2$	$d_3$	$h$	$a$	$b$	$c$	$D$	$D_1$
4	12	6	28	10	6	4	20	16

12.5 放油孔和螺塞

$M14\times 1.5 \text{JB/ZQ 4450-1986}$ 。

$d$	$d_1$	$D$	$e$	$S$	$L$	$h$	$b$	$b_1$	$C$
$M14\times 1.5$	11.8	23	20.8	18	25	12	3	3	1.0

12.6 起盖螺钉

$\text{GB/T 5783}M10\times 20$ 。

12.7 定位销

为方便拆装定位，设计的定位销的直径设计为：8mm。

13. 小结

在此次课程设计中，我设计了一个“单级圆柱斜齿齿轮减速器”，包括对相关参数进行计算、编写课程设计说明书、完成装配图和零件图。课程设计不同于平常在教室中听老师讲课：只需要跟着老师给出的公式和条件即可得出答案；课程设计是一堂实践的课程，需要我们自己动手完成。
首先，实践课程不同于理论课程，各个知识点不是独立的、松散的，而是统一的、相结合的。在期末的考试中考察的知识点也是独立的，而不能很好地理解运用这些知识，以至于在以后的实际工作中无法充分发挥自己的专业特长。但是在课程设计这样的实际练习中，我得到了一个和以后实际工作有紧密联系的任务：设计减速器。在设计减速器的过程中，我又再次复习了传动的知识、轴以及轴承的设计知识，以及学习到了课堂中不会学习的减速器附件的知识。课程设计和理论学习相辅相成，能帮助我更好地理解运用理论课程的知识，例如校核轴和齿轮的强度，就充分利用了课堂上学习的计算公式，而且这个计算结果不是给定的，是和我们自己设计的轴、齿轮、轴承等结构相联系的。
其次，通过课程设计提升了自己的机械设计能力，同时也让自己认识到了自己的不足之处。例如在开始设计之初，我是一头雾水，不知道如何下手。但是根据老师提供的PPT、课本，我逐步了解了设计一个机械结构的基本流程，从零到一的学习进步。在之后的设计过程中，由于没有经验，所以我几乎是按照课程指导书以及课本上的步骤一步一步计算、设计、编写和作图。从这个过程中我收获了很多的设计经验，特别是以后工作需要的标准化、工程化思维。因为学习课本知识是死的，将知识应用到生产、生活中才是活的，才是国家、人类进步的源泉。同时，在跟随指导书一步一步设计的过程中也出现了很多失误。比较令我印象深刻的一点是最开始将输入功率计算错误，以至于在设计齿轮的时候将模数算成了1。课程设计的任务正是这样从头到尾连贯的、相通的，开始的一点小错误就有可能导致后续的计算、设计出现错误。所以做机械设计，以及之后的所有实践设计我都要学会“严谨”行事。
最后，在课程设计实践课程中，我也学会了相互合作的重要性。学习之初，通过老师的课堂指导，我对本次课程任务有了大体的了解。跟随老师的思路调动记忆中的相关知识，为自己动手完成设计任务提供了基础的指引。遇到困难的时候自己一个人无法上手，我就请教了同学，以及学长学姐，在他们的启发下，自己发现了自己考虑不周之处，然后及时修改。后续在微信群中，看到同学请教老师问题，我就会审视自己有没有同样的问题、有没有犯同样的错误，然后及时修改调整。
$\LaTeX$ 公式编写的课程设计报告书，感到了自豪和满足。

14. 参考资料

唐增宝,常建娥.机械设计课程设计（第三版）[M].武汉:华中科技大学出版社,2006
黄华梁,彭文生.机械设计基础（第四版） [M].北京:高等教育出版社,2007