單級蝸桿減速器

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1、. .0p湖 南 科 技 大 學課程設計報告課程設計名稱： 單級蝸桿減速器學 生 姓 名： 涂皓學 院： 機電工程學院專業(yè)及班級： 07級機械設計及其自動化1班學 號： 0703010109指導教師： 胡忠舉2010 年 6月17日摘要課程設計是機械設計課程重要的綜合性與實踐性相結合的教學環(huán)節(jié)，根本目的在于綜合運用機械設計課程和其他先修課程的知識，分析和解決機械設計問題，進一步穩(wěn)固和加深所學的知識，同時通過實踐，增強創(chuàng)新意思和競爭意識，培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力。通過課程設計，繪圖以及運用技術標準，規(guī)，設計手冊等相關資料，進展全面的機械設計根本技能訓練。減速器是在當代社會有這舉足輕重的地位，

2、應用圍極其廣泛，因此，減速器的高質量設計，可以表達出當代大學生對社會環(huán)境的適應及挑戰(zhàn)，從整體設計到裝配圖和零件圖的繪制，都可以讓參與設計的同學深深領悟到機器在如今社會的重要作用優(yōu)選. -目錄一、摘要二、傳動裝置總體設計1、傳動機構整體設計2、電動機的選擇3、傳動比確實定4、計算傳動裝置的運動參數三、傳動零件的設計1、減速器傳動設計計算2、驗算效率3、精度等級公差和外表粗糙度確實定四、軸及軸承裝置設計1、輸出軸上的功率、轉速和轉矩2、蝸桿軸的設計3、渦輪軸的設計4、滾動軸承的選擇5、鍵連接及聯軸器的選擇五、機座箱體構造尺寸及1、箱體的構造尺寸2、減速器的六、蝸桿減速器的潤滑1、蝸桿的潤滑2、滾動

3、軸承的潤滑七、蝸桿傳動的熱平衡計算1、熱平衡的驗算八、設計體會參考文獻一、傳動裝置總體設計1、傳動機構整體設計根據要求設計單級蝸桿減速器，傳動路線為：電機聯軸器減速器聯軸器帶式運輸機。(如圖右圖所示) 根據生產設計要求可知，該蝸桿的圓周速度V45m/s，所以該蝸桿減速器采用蝸桿下置式見如圖以下圖所示，采用此布置構造，由于蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均采用圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載荷的復合作用，為防止軸外伸段箱潤滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱，在軸承蓋中裝有密封元件。 該減速器的構造包括電動機、蝸輪蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、

4、滾動軸承、檢查孔與定位銷等、以及其他標準件等?？倐鲃颖龋篿=27 Z1=2 Z2=54為了確定傳動方案先初選卷筒直徑：D=380mm運輸帶速度：V=1m/s卷筒轉速=601000v/(D)= 6010001/(380)r/min=50.28 r/min 而i=27，并且=， 所以有=i=2750.28=1357.6 r/min選擇同步轉速為1500r，滿載轉速為1440r/min的電動機。=53.33r/min由=601000v/(D)可得D345mm2、選擇電動機1選擇電動機類型按工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機. 2選擇電動機容量 工作機要求的電動機輸出功

5、率為： 其中 那么 由電動機至運輸帶的傳動總效率為：式中，查機械設計手冊可得 聯軸器效率=0.99滾動軸承效率=0.98雙頭蝸桿效率=0.8 轉油潤滑效率=0.96 卷筒效率=0.96那么68.0%初選運輸帶有效拉力：F=5280N從而可得：=7.45kw7.5kw電動機型號表一方案電動機型號額定功率Ped kw電動機轉速 r/min額定轉矩同步轉速滿載轉速1Y132S2-27.5300029002.02Y132S2-47.5150014402.23Y160M-67.510009602.04Y160L-87.57507202.03確定電動機轉速有前面可知電機的滿載轉速為1440r/min從而可

6、以選取Y132S2-4 以下是其詳細參數Y132S2-4的主要性能參數額定功率/kw同步轉速n/(r)滿載轉速n/(r)電動機總重/N啟動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩7.5150014402.22.33、 傳動比確實定由前面可知總傳動比 i總=i=274、計算傳動裝置的運動和動力參數 1各軸轉速 蝸桿軸 n1=1440r/min 齒輪軸 n2=1440/26=53.33 r/min 卷筒軸 n3= n2=53.33r/min 2各軸的輸入功率蝸桿軸 p1= =7.23kw齒輪軸 p2=p1=5.44kw卷筒軸 p3=p2=5.28kw(3) 各軸的轉矩 電機輸出轉矩=9550 =95507.4

7、5/1440Nm=49.4Nm蝸桿輸入轉矩=49.40.990.98 Nm =47.94Nm蝸輪輸入轉矩=i=47.94260.980.80.96Nm =938.1 Nm卷筒輸入轉矩=938.10.990.98 Nm=910.2Nm將以上算得的運動和動力參數列于表2-2 表2-2類型功率Pkw轉速nr/min轉矩TNm傳動比i效率電動機軸7.45144049.4蝸桿軸7.23144047.940.68蝸輪軸5.4455.38938.127傳動滾筒軸5.2855.38910.2三、傳動零件的設計1、減速器傳動設計計算1選擇蝸桿傳動類型根據GB/T 10085-1988的推存，采用漸開線蝸桿ZI。

8、 2選擇材料蝸桿：根據庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555HRC。 因而蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用45號鋼制造。(3) 按齒面接觸疲勞強度進展設計根據閉式蝸桿傳動的設計準那么，先按齒面接觸疲勞強度進展設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由手冊知傳動中心距 確定作用在渦輪上的轉距由前面可知=938.1 Nm確定載荷系數K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數=1;由機械設計手冊取使用系數=1.15由轉速不高，沖擊不大，可取

9、動載荷系數=1.2;K=1.38確定彈性影響系數因用鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=160確定接觸系數假設蝸桿分度圓直徑d和傳動中心距a的比值d/a =0.32,從而可查得=3.1確定許用接觸應力 根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC,可從手冊中查得蝸輪的根本許用應力=268應力循環(huán)次數 N=60j=60150000=1.66壽命系數 = =0.704那么 =0.704268=188.6計算中心距 mm=207.7mm取中心距a=250mm,i=27,完全滿足要求，取模數m=8，蝸桿分度圓直徑d1=80mm。這時d1/a=0.32，因此以上計算結果

10、可用。蝸桿與蝸輪主要幾何參數蝸桿 軸向齒距pa=zm=25.12mm直徑系數q=d1/m=10 齒頂圓直徑da1=d1+2m=80+215mm=96mm齒根圓直徑df1=d1-= d1-2 m (+)=80-28(1+0.2)mm=60.8mm導程角 =1831 蝸桿軸向齒厚Sa=0.5m=0.53.148mm=12.56mm蝸輪 蝸輪齒數=52變位系數= +0.25驗證傳動比 i=/=52/2=26(允許) 分度圓直徑=m=852mm=416mm齒頂圓直徑da2=+2ha2=416+281.25mm=436mm齒根圓直徑df2=-=416-281mm=400mm蝸輪咽喉母圓半徑Yg2=a-0

11、.5da2=250-218mm=32mm校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數 =55.15由= +0.25，=55.15，查機械設計手冊可得齒形系數=2.2螺旋角系數 =1-=1-=0.9192許用彎曲應力 =從手冊中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的根本許用彎曲應力 =56壽命系數 =0.590= =0.59056=33.0彎曲強度是滿足的。 2、驗算效率=1831=，；與相對滑動速度有關=6.15m/s查表可得 =0.025，代入式中可得90.1% 大于原估計值，因此不用重算。3、精度等級工查核外表粗糙度確實定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T 10089-198

12、8圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8經濟精度，側隙種類為f，標注為8f,GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差工程及外表粗糙度。四、 軸及軸承裝置的設計圖4-11、求輸出軸上的功率P,轉速和轉矩由前面可知：1蝸桿軸的輸入功率、轉速與轉矩P1 = Pr=7.28kw n1=1440r/minT1=47.94N .m2蝸輪軸的輸入功率、轉速與轉矩P2 =5.4kwn2=55.38r/minT2=938.1Nm3傳動滾筒軸的輸入功率、轉速與轉矩P3 =5.28kwn3=55.38r/minT3=910.2Nm2、蝸桿軸1軸的設計 1選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼調質 2初定跨距 軸的布

13、置如圖4-1 圖4.2初取軸承寬度分別為n1=n2=30mm 。 為提高蝸桿軸的剛度，應盡量縮小支承跨距，可按L1=(0.91.1)da2 公式計算 L1=(0.91.1)416=392.4479.6mm取 L1=400mm蝸桿兩端滾動軸承對稱布置，取s1=k1=200mm3軸的受力分析 =(11+0.08)m=(11+0.0852)8mm=121.28mm取=124mm=80mm軸的受力分析圖 圖4.3X-Y平面受力分析圖4.4X-Z平面受力圖：圖4.5其中Ma=水平面彎矩圖4.6垂直面彎矩圖4.7合成彎矩=231153Nmm圖4.8當量彎矩T/Nmm圖4.9(4)軸的初步設計第三強度理論為

14、為了考慮不同環(huán)境的影響，引入折合系數，那么計算應力為：對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為:扭轉切應力：從而可得：由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得=0.3，選取軸的材料為45號鋼，調制處理，查表可得:=60Mpa因此有：式中：軸的計算應力，MPa; M軸所受的彎矩，Nmm; T軸所受的扭矩，Nmm; W軸的抗彎曲截面系數，對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力，MPa 查表得圓軸W的計算式為：聯立以上兩式可得： 代入數值可得d33.3mm,取軸的直徑為60mm。5軸的構造設計 先初步估算軸的最小直徑。由于軸的材料為45號鋼，調制處理，查表初取=112,于是有： 蝸桿軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的

15、直徑,軸通過聯軸器是與電動機軸相連的。按經歷公式，減速器輸入軸的軸端直徑de de=(0.81.2)dm式中： dm電動機軸直徑，mm;由于前面已經確定了電動機為Y132S2-4，直徑dm=38k5,從而可得de=30.445.6mm，參考聯軸器標準軸孔直徑，聯減速器蝸桿軸的軸端直徑de=38mm根據軸上零件的布置，安裝和定位需要，查相關資料，初定各軸段的直徑及長度。其中軸頸。軸頭構造尺寸應與軸上相關零件的構造尺寸聯系起來統籌考慮。 減速器蝸桿軸的構造見圖4.10圖4.103、蝸輪軸2軸的設計1選擇軸的材料及熱處理 選用45鋼調質 2初定跨距 軸的布置如圖4-11圖4.11初取軸承寬度分別為n

16、3=n4=15mm 。 為提高蝸輪軸的剛度，應盡量縮小支承跨距,蝸輪軸2軸跨距:S2=k2=da1+2535=96+2535mm=121131mm式中da1是蝸桿的齒頂圓。取 L2=252mm蝸桿兩端滾動軸承對稱布置，從而有s1=k1=126mm3軸的受力分析軸的受力簡圖如圖4-12所示。圖中 圖4.12X-Y平面受力分析圖4.13X-Z平面受力圖：圖4.14其中Ma=水平面彎矩圖4.15垂直面彎矩圖4.16合成彎矩=231153Nmm圖4.17當量彎矩T/Nmm圖4.18(4)軸的初步設計 第三強度理論為為了考慮不同環(huán)境的影響，引入折合系數，那么計算應力為：對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為:扭

17、轉切應力：從而可得：由于此軸的工作環(huán)境平穩(wěn)無沖擊，查表可得=0.3，選取軸的材料為45號鋼，調制處理，查表可得:=60Mpa因此有：式中：軸的計算應力，MPa; M軸所受的彎矩，Nmm; T軸所受的扭矩，Nmm; W軸的抗彎曲截面系數，對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力，MPa 查表得圓軸W的計算式為：聯立以上兩式可得： 代入數值可得d49.91mm,由于要開鍵槽，因此需要將直徑增大4%，從而d51.91mm取軸的直徑為70mm。5軸的構造設計 先初步估算軸的最小直徑。由于軸的材料為45號鋼，調制處理，查表初取=112,于是有： 蝸桿軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑,軸通過聯軸器是與卷筒相

18、連的。 根據軸上零件的布置，安裝和定位需要，查相關資料，初定各軸段的直徑及長度。其中軸頸。軸頭構造尺寸應與軸上相關零件的構造尺寸聯系起來統籌考慮。 減速器蝸輪軸的構造見圖4.19圖4.194、滾動軸承的選擇 1蝸桿軸1軸上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支承跨距不大，故采用兩端固定軸承組合方式。軸承類型選為角接觸球軸承，軸承預期壽命取為5000h。 由前計算結果知：軸承所受徑向力Fr=1263.3N，Fa=10180.92N，軸承工作轉速n=1440r/min。 初選滾動軸承為角接觸球軸承7310B GB/T279-1994，根本額定動載荷Cr=68.2kN ,根本額定靜載荷

19、Cor=48 kN。 Fa/Fr=10180.92/1263.3=8.06e=1.14X=0.35 Y=0.57pr=XFrYFa=0.351263.30.5710180.92N6245.3N 由于是輕微沖擊，取載荷系數fp=1.2= fpXFrYFa=1.26245.3=7494.3N驗算軸承的使用壽命：式中：指數，對于球軸承為3；代入數值有5000h故7310B軸承滿足要求。 7310B軸承：d=50mmD=110mm B=31mmDamin=110mm(2)蝸輪軸2軸上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支承跨距不大，故采用兩端固定軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸

20、承預期壽命取為96000h。 由前計算結果知：軸承所受徑向力Fr=3327. 8N,軸向力Fa=902.3N，軸承工作轉速n=55.38r/min。 初選滾動軸承32910X2 GB/T279-1994，根本額定動載荷Cr=34.5kN,根本額定靜載荷Cor=56.5kN。 Fa/Fr=902.3/3327.8=0.43e=0.35 X=1 Y=0pr=XFrYFa=11022.41 kN3327.8 kN由于是輕微沖擊，取載荷系數fp=1.2= fpXFrYFa=1.23327.8 kN =3993.36N驗算軸承的使用壽命：式中：指數，對于滾子軸承為；代入數值有5000h故32910X2軸

21、承滿足要求。 32910X2軸承：d=60mmD=85mmT=17mmDamin=75mm=55mm5、鍵聯接和聯軸器的選擇 1蝸桿軸(1軸)上鍵聯接和聯軸器的選擇 由前計算結果知:蝸桿軸(1軸)的工作轉距T=47.94Nm,工作轉速n=1440r/min。 聯軸器的選擇 類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器。 載荷計算 差機械設計手冊可得工作情況系數KA=1.5。計算轉距Tca Tca=KAT=1.547.94 Nm =71.91 Nm型號選擇 選用GYS型彈性套柱銷聯軸器。由于電動機Y132S2-4的直徑D=38k5,因此選擇=38mm校核許用轉距和許用轉速 按文獻4附表F-

22、2，選GYS5聯軸器 GB 4323-84。許用轉距T=400Nm，許用轉速n=8000r/min。 因 TcaT,nn,故聯軸器滿足要求。 鍵聯接選擇 選擇鍵聯接的類型和尺寸 選擇C型普通平鍵。 按資料所顯示，初選鍵108 GB 1096-1990，b=10mm，h=8 mm，L=80 mm。 校核鍵聯接強度 鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，查機械設計手冊得許用擠壓應力=120150MPa，取=145MPa。鍵的工作長度l=L-0.5b=80-0.510mm=75mm，鍵與聯軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm。從而：145 MPa不滿足強度計算，應選擇雙鍵再計算，/1.5=210

23、.3/1.5 MPa =140.2MPa145 MPa應選用鍵適宜。 (2)蝸輪軸(2軸)上聯軸器和鍵聯接的選擇 由前計算結果知:蝸輪軸(2軸)的工作轉距T=910.2Nm,工作轉速n=55.38r/min。聯軸器的選擇 類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器。 載荷計算 差機械設計手冊可得工作情況系數KA=1.5。計算轉距Tca Tca=KAT=1.5910.2Nm =1365.3Nm型號選擇 選用GYS型彈性套柱銷聯軸器。由于與轉同相連的軸的直徑可以任意定，因此選擇=50mm校核許用轉距和許用轉速 查表，選GY7聯軸器 GB 4323-84。許用轉距T= 1600Nm，許用轉速

24、n=8000r/min。 因此TcaT,nn,故聯軸器滿足要求。.選擇鍵聯接的類型和尺寸 i蝸輪連接處鍵槽選擇A型普通平鍵 參考鍵的長度系列，取鍵長L21=70mm。 按機械設計手冊，初選鍵2070 GB/T 1096-79，b=20mm，h=12mm，L=70mm。 校核鍵聯接強度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，查機械設計手冊得許用擠壓應力=100120MPa，取=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=70-20mm=50mm，鍵與聯軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.512mm=6mm。從而：110 MPa應選用鍵適宜。 卷筒連接處鍵槽選擇A型普通平鍵 參考鍵的長度系列，取鍵長L21=70mm。

25、 按機械設計手冊，初選鍵1670 GB/T 1096-79，b=16mm，h=10mm，L=70mm。 校核鍵聯接強度 鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，查機械設計手冊得許用擠壓應力=120150MPa，取=140MPa。鍵的工作長度l=L-b=70-16mm=54mm，鍵與聯軸器槽的接觸高度k=0.5h=0.510mm=5mm。從而：140MPa應選用鍵適宜。 五、 機座箱體構造尺寸及其1、箱體的構造尺寸 箱體構造形式的選擇 選擇本蝸桿減速器的箱體形式為剖分式.由于蝸桿圓周速度v=6.08m/s10m/s,故采用蝸桿下置式 箱體材料的選擇與毛坯種類確實定 根據蝸桿減速器的工作環(huán)境,可選箱體材料為灰

26、鑄鐵HT200.由于鑄造箱體剛性好,易得到美觀的外形,灰鑄鐵鑄造的箱體還易于切削、吸收振動和消除噪音等優(yōu)點,可采用鑄造工藝獲得毛坯. 箱體主要構造尺寸計算 1.箱座壁厚 0.004a+3=0.004250+3mm=13 mm取=13 mm2.箱蓋壁厚 10.85=0.8513mm=9.95mm取1=103.箱座分箱面凸緣厚 b1.51=1.510mm=15mm4 箱蓋分箱面凸緣厚 b1=1.51=1.510=15mm5.平凸緣底座厚 b22.5=2.513 =32.5mm6.地腳螺栓 df0.036a+12=0.036250+12mm22mm7.軸承螺栓 d10.7df=0.722 mm16

27、mm8.聯接分箱面的螺栓 d2(0.50.6) df129.軸承端蓋螺釘直徑 d3(0.40.5)df1010.窺視孔螺栓直徑 d4=0.30.4)df 8個數 n=4 11.吊環(huán)螺釘 直接用鑄造吊鉤，因此此項不需要。12.地腳螺栓數 n=4 13.各螺栓至外機壁和凸緣邊緣距離，以及沉頭座直徑螺栓直徑M8M10M12M16M18M20M22M3014161822242630401214162022242635沉頭座直徑182226333640436114.機座機蓋肋厚m10.851=0.8513mm11mm m0.85=0.8510mm9mmmmr10.2C2=0.214=3 15.軸承螺栓凸

28、臺高 h =50mm16.軸承端蓋外徑蝸輪軸端蓋 =135mm蝸桿軸端蓋 =160mm17.軸承端蓋凸緣厚度 t=12mm2、減速器的 檢查孔與檢查孔蓋 為檢查傳動件的嚙合情況、接觸斑點、側隙和向箱體傾注潤滑油,在傳動嚙合區(qū)上方的箱蓋上開設檢查孔 通氣器減速器工作時,箱體溫度升高,氣體膨脹,壓力增大,對減速器各接縫面的密封很不利,故常在箱蓋頂或檢查孔蓋上裝有通氣器 根據箱體的情況選取材料為Q235的通氣塞，其尺寸如下表所示：mmdDD1SLlaA1M201.53025.422281546油塞 為了換油及清洗箱體時排出油污,在箱體底部最低位置設有排油孔,通常設置一個排油孔,平時用油塞及封油圈堵住

29、，根據箱體的情況選取材料為Q235的油塞，其尺寸如下表所示：mmdD0LLaDSD1D1HM201.5302815425.42221222定位銷 為了保證箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度,需在想替分箱面凸緣長度方向兩側各安裝一個圓錐定位銷 觀察孔及觀察孔蓋 為了方便維修和觀察減速箱部的構造，在箱體頂端設置了觀察孔及孔蓋。根據箱體的情況選取材料為HT200，其尺寸如下表所示：mmAA1A2BB1B2d4Rh200160140150190170866起吊裝置 為了方便、經濟，起吊裝置采用箱蓋吊鉤，選取材料為HT200，其尺寸如下表所示：mmc3c4bRrr1456022601012六、 蝸桿減速器的潤

30、滑1、蝸桿的潤滑 雖然本蝸桿的圓周速度為6.03m/s,同時考慮本傳動裝置壽命較長，滑移速度較大，故采用油池潤滑，選擇潤滑劑為L-AN 2、滾動軸承的潤滑 下置式蝸桿的軸承，由于軸承位置較低，可以利用箱油池中的潤滑油直接浸浴軸承進展?jié)櫥?，即滾動軸承采用油浴潤滑 七、蝸桿傳動的熱平衡計算1.熱平衡的驗算由前面計算可得 蝸桿傳動效率蝸=75.3%, 蝸桿傳動功率P=7.23kw摩擦損耗功率轉化成的熱量 1=1000P(1-)=10007.26(1-0.753) W=1793W由草圖估算減速器箱體外表能被潤滑油所飛濺到外外表有可被周圍空氣所冷卻的箱體外外表積 S=2.58計算散熱面積 取周圍空氣溫度

31、ta=20 ,箱體散熱系數ad=12/(m20C) 熱平衡時 ,那么要求的散熱面積為 可得=57.6880滿足熱平衡。八、設計心得這次課程設計歷時三個星期多左右，通過這三個星期的學習，發(fā)現了自己的很多缺乏，自己知識的很多漏洞，看到了自己的實踐經歷的缺乏，理論聯系實際的能力還急需提高。這次課程設計跟以往不同沒有跟自己做得一樣的人甚至到處都有差異，所以以往喜歡參考別人東西的習慣可就把我害苦了。從一開場的選擇就決定了后面一連貫的問題。所以這次的課程設計全都是靠自己搞完的。在這過程中碰到了很多問題，比方說以前學過的畫圖功底下降了很多，電腦繪圖也忘得差不多，所以這次的畫圖讓我吃了很多虧。一開場著手用電腦

32、繪圖我就發(fā)現好多東西都不記得了，所以對著電腦瞎忙活了一兩天，最后發(fā)現好多小地方都不會弄結果沒方法采用了最原始的方法手畫。任務書上要求圖中至少有一是電腦畫的，由于不熟悉所以我手畫了裝配圖，因為裝配圖是最難畫的！結果那紙一擺上我就懊悔了，但還是硬著頭皮繼續(xù)畫了下去，最后花了整整24小時才畫好它，弄得自己是腰酸背痛。而后才用電腦畫了兩零件圖也花了好多時間，盡管這樣但至少這次的畫圖讓我對AutoCAD的操作比以前又要深刻了很多。這次設計比以往的兩個課程設計都要自主些，因為它限制的東西比較少，但要求并沒有降低，所以導致我們一開場都有點不知所措，浪費了個把星期才進入狀態(tài)。所以才導致到預定交稿的時間大家都沒

33、有完成。這個設計里的所有的東西都得又我們自己選擇，大到箱體的設計尺寸，小到箱蓋上用多大的螺栓.所以比起前面幾次的課程設計這次要顯得繁瑣的多。因此對我們的耐心和細心都有一定的考驗。 這次的設計的圓滿完成對我而言，知識上的收獲重要，精神上的豐收更加可喜。讓我知道了學無止境的道理。我們每一個人永遠不能滿足于現有的成就，人生就像在爬山，一座山峰的后面還有更高的山峰在等著你。挫折是一份財富，經歷是一份擁有。這次課程設計必將成為我人生旅途上一個非常美好的回憶！參考文獻 1 濮良貴，紀名剛等著.機械設計第8版.：高等教育,20062 鴻文.材料力學.4版. ：高等教育,20043 桓，作模主編.機械原理.7版. ：高等教育，20064 機械設計手冊編委會.機械設計手冊.新版.：機械工業(yè)，2004 - .word.zl