機械設(shè)計課程設(shè)計 二級直齒圓柱齒輪減速器

1、<p><b>　　目錄</b></p><p>　　第一節(jié) 設(shè)計任務(wù)書………………………………………………………1</p><p>　　第二節(jié) 傳動方案的擬定及說明…………………………………………2</p><p>　　第三節(jié) 電動機的選擇……………………………………………………2</p><p>　　第四

2、節(jié) 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)………………………………3</p><p>　　第五節(jié) 傳動件的設(shè)計計算………………………………………………4</p><p>　　第六節(jié) 軸的設(shè)計計算……………………………………………………9</p><p>　　第七節(jié) 滾動軸承的選擇及計算…………………………………………15</p><p>　　第八

3、節(jié) 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算………………………………… …17</p><p>　　第九節(jié) 聯(lián)軸器的選擇……………………………………………………18</p><p>　　第十節(jié) 潤滑與密封………………………………………………………18</p><p>　　第十一節(jié) 設(shè)計小結(jié)………………………………………………………19</p><p>　

4、　參考資料目錄…………………………………………………………… 20</p><p><b>　　第一節(jié) 設(shè)計任務(wù)</b></p><p>　　題目：設(shè)計一用于帶式帶式運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱斜齒輪減速器</p><p><b>　　總體布置簡圖</b></p><p>　　1—電動機；2—

5、聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—聯(lián)軸器；5—卷筒。 </p><p>　　二.工作情況：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)</p><p><b>　　三.原始數(shù)據(jù)</b></p><p>　　運輸帶的拉力（N）:2600卷筒的直徑D（mm）：220運輸帶速度V（m/s）：1.1</p><p>　　帶速允許偏差（％）：5使用年限（

6、年）：8工作制度（班/日）：2</p><p>　　四.設(shè)計內(nèi)容1.電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2.斜齒輪傳動設(shè)計計算3.軸的設(shè)計4.滾動軸承的選擇5.鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6.裝配圖、零件圖的繪制7.設(shè)計計算說明書的編寫</p><p>　　五.設(shè)計任務(wù)1．減速器總裝配圖一張2．齒輪、軸零件圖各一張3．設(shè)計說明書一份</p><p>　　六

7、.設(shè)計進(jìn)度1.第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2.第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計3.第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4.第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫 </p><p>　　第二節(jié) 傳動方案的擬定及說明</p><p>　　傳動機構(gòu)類型為：展開式二級圓柱斜齒輪減速器。故只對傳動機構(gòu)進(jìn)行分析論證。本傳動機構(gòu)的特點是：減速

8、器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，兩邊軸較長、剛度差。</p><p><b>　　第三節(jié)電動機的選擇</b></p><p>　　電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇</p><p>　　因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，所以選用常用的封閉式Y(jié)系列的電

9、動機。</p><p><b>　　電動機容量的選擇</b></p><p>　　1.卷筒所需功率PwPw＝F×V=2.86 kw2.電動機的輸出功率</p><p><b>　　Pd＝Pw/η</b></p><p><b>　　由表1-7查出:</b><

10、/p><p>　　η1=0.99，為輸入聯(lián)軸器的效率，</p><p>　　η2=0.99，為第一對軸承的效率，</p><p>　　η3=0.99，為第二對軸承的效率，</p><p>　　η4=0.99，為第三對軸承的效率，</p><p>　　η5=0.98，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，稀油潤滑），&l

11、t;/p><p>　　η6=0.99，為輸出聯(lián)軸器的效率，</p><p>　　η7=0.96, 為卷筒的效率，η＝η1η2η3η4η5η6η7＝0.99×0.99×0.99×0.99×0.98×0.96＝0.88；</p><p>　　所以Pd＝3.25kW</p><p><b>

12、;　　電動機轉(zhuǎn)速的選擇</b></p><p>　　初選為同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機</p><p><b>　　電動機型號的確定</b></p><p>　　由表12－1查出，電動機型號為Y112M-4的三相異步電動機,其額定功率為4kW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min?；痉项}目所需的要求。</p>&l

13、t;p>　　第四節(jié) 傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p>　　計算傳動裝置的總傳動比及其分配</p><p><b>　　計算總傳動比</b></p><p>　　卷筒轉(zhuǎn)速nw=60×1000×V/(∏D)=95.54r/min≈96r/min由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比

14、為：i＝nm/nw≈15.07</p><p><b>　　合理分配各級傳動比</b></p><p>　　因為i＝15.07，取i＝15。由于減速箱是展開式布置，所以i1＝3，i2=5速度偏差為0.467%<5%，所以可行。</p><p>　　各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩</p><p><b>　　

15、各軸轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　n＝nw＝1440＝1440r/min</p><p>　　n＝n/ i1＝1440/3＝480r/min</p><p>　　n＝n/ （i×i）＝96 r/min</p><p><b>　　各軸輸入功率</b></p><p>　　

16、P＝P×η1＝4×0.99＝3.96 kW</p><p>　　P＝P×η2×η5＝3.96×0.99×0.98＝3.84 kW</p><p>　　P＝P×η3×η5＝3.84×0.99×0.98＝3.73 kW</p><p><b>　　各軸輸入轉(zhuǎn)矩&

17、lt;/b></p><p>　?、褫S  T＝9550 P/ n=9550×3.96/1440=26.26N·m</p><p>　?、蜉S  T＝9550 P/ n=9550×3.84/480= 76.4N·m</p><p>　　Ⅲ軸  T＝9550 P/ n=9550×3.73

18、/96=371.1N·m</p><p><b>　　列表如下：</b></p><p>　　第五節(jié) 傳動件設(shè)計計算</p><p>　　因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算。</p><p>　　一、低速級齒輪的設(shè)計計算</p><p>　　1．選精度等級、材

19、料及齒數(shù)材料及熱處理</p><p>　　考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線齒輪</p><p>　?。?）齒輪材料及熱處理</p><p>　　大小齒輪材料為40Cr。齒面滲碳淬火，齒面硬度為48～55HRC；</p><p><b>　　（2）齒輪精度</b></p>&l

20、t;p>　　選擇7級，齒根噴丸強化。</p><p>　　2．初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸</p><p>　　因為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計，再校核持面接觸疲勞強度。又</p><p>　?。?）按齒面接觸強度設(shè)計</p><p>　　按式（10—21）試算，即  dt≥</p&

21、gt;<p>　　1） 確定公式內(nèi)的各計算系數(shù)</p><p>　　① 試選Kt＝1.6</p><p>　　試選小齒輪齒數(shù)=20，則大齒輪齒數(shù)=100</p><p>　　②因為齒輪為硬齒面，宜選取較小齒寬系數(shù)φd＝0.8</p><p>　　③由圖10－30選取區(qū)域系數(shù)ZH＝2.433</p><p>

22、;　?、苡蓤D10－26查得＝0.76，＝0.92，則εα＝＋＝1.68⑤ 由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE＝189.8⑥由圖10－21,按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，查?。剑?100MPa；</p><p>　　⑦ 由式10－13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60n1jLh＝60×480×1×（2×8×300×8）＝1.105×

23、N2＝N1/5＝2.21×</p><p>　　由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1＝0.95；KHN2＝0.97⑧ 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝＝0.95×1100MPa＝1045MPa[σH]2＝＝0.97×1100MPa＝1067MPa[σH]＝([σH]1＋[σH]2)/2＝1056MPa2） 計算

24、① 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥ =58.748② 計算圓周速度v= =1.48m/s③ 計算齒寬b及模數(shù)mntb=φd×d1t=0.8×58.748mm=46.9984.mm= =2.85h=2.25=2.25×2.85mm=6.413mmb/h=46.9984/6.413=7.33④ 計算縱向重合度εβ =0.318×0.8×20× =1.269

25、⑤ 計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=1.48m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數(shù)KV=1.04；由表10—4查與直齒輪的相同，按硬齒面，非對稱布置查得=1.281由表10—13查得KFβ=1.19由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷系數(shù)K</p><p>　　查10-20（d）圖，?。剑?00Mpa。</p><p>　　取失效概率為1％，安全系

26、數(shù)S＝1，KFN1=0.9KFN2=0.92[σF]1=450Mpa[σF]2=460MPa⑦ 計算大、小齒輪的并加以比較 =0.009435=0.008215 小齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計計算mn≥ =2.7699對比兩計算結(jié)果，法面模數(shù)相差不多。</p><p>　　取標(biāo)準(zhǔn)值，=3，=61.824</p><p>　　4．幾何尺寸計算1） 計算中心距=

27、19.996，取=20則=100a ==185.5mm ，a圓整后取186mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　=3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 =62.000d2 =310.0004） 計算齒輪寬度b=φd×d1=49.6mm圓整B1=50mm，B2=45mm5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計</p><p>　　以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于16

28、0mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。如圖5-1所示，其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。</p><p><b>　　圖5-1</b></p><p>　　二、高、低速級齒輪參數(shù)列表如下：（備注：高速級齒輪參照低速級齒輪設(shè)計計算）</p><p>　　第六節(jié) 軸的設(shè)計計算</p><p>　　具體二級齒輪減速器軸的

29、方案設(shè)計</p><p><b>　　一．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計</b></p><p>　　1．高速軸I材料為20CrMnTi,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為241~286HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　由于軸端開鍵槽，會

30、削弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑=18mm</p><p>　　2．軸II材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為217~255HBS，查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取A=110</p><p>　　mm，取安裝滾動軸承處軸徑=25mm</p><p>　　3．軸III材料為45，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度為2420~250HBS，查得對稱循

31、環(huán)彎曲許用應(yīng)力。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取</p><p><b>　　mm </b></p><p>　　由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取最小軸徑=40mm</p><p>　　軸I，軸II，軸III的布置方案與具體尺寸分別如圖6—1，圖6—2，圖6—3所示。</p><p>

32、<b>　　圖6—1</b></p><p><b>　　圖6-2</b></p><p><b>　　圖6-3</b></p><p>　　二.低速軸III的強度校核</p><p>　　1.計算低速軸上的載荷</p><p>　?。?）求作用在大齒輪

33、上的力</p><p><b>　　齒輪的圓周力；</b></p><p><b>　　齒輪的徑向力</b></p><p><b>　　齒輪的軸向力</b></p><p>　　(2) 根據(jù)軸的設(shè)計計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如圖6-4所示，</p><

34、;p><b>　　圖6-4</b></p><p>　　從軸的結(jié)構(gòu)簡圖和彎扭圖可以看出C截面是軸危險截面。現(xiàn)計算截面C處的，，及：</p><p>　　2.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度</p><p>　　只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面C即可。根據(jù)式（15-5）及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6.</p>

35、<p><b>　　軸的計算應(yīng)力為，</b></p><p><b>　　所以≤，故安全。</b></p><p>　　3．精確校核軸的疲勞強度</p><p>　?。?） 判斷危險截面</p><p>　　截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中會削弱軸

36、的疲勞強度，但由于州的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。</p><p>　　從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度影響來看，截面Ⅵ、Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上應(yīng)力最大。截面Ⅶ的應(yīng)力集中和截面Ⅵ相近，但截面Ⅶ不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故也不必作強度校核。</p><p>

37、　　截面C上雖然應(yīng)力最大膽應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端）而軸徑達(dá)，故截面C也不必校核。</p><p>　　截面Ⅳ、Ⅴ顯然更不必校核。</p><p>　　鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合小，因而低速軸只校核截面Ⅵ左右兩側(cè)即可。</p><p><b>　　（2） 截面Ⅵ左側(cè)</b></p><p>&l

38、t;b>　　抗彎截面系數(shù) </b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù) </b></p><p><b>　　彎矩M為 ；</b></p><p><b>　　截面彎曲應(yīng)力為 </b></p><p>　　扭矩為 T=371.1N·m。<

39、;/p><p><b>　　扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 </b></p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得，，</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及，按附表3-2查取=2.04 ，=1.50。</p><p>　　又由附圖3-1查取軸材料的敏性系數(shù)，</p><p>

40、　　故有效應(yīng)力集中系數(shù)為</p><p><b>　　，</b></p><p>　　由附圖3-2的尺寸系數(shù)</p><p>　　由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)</p><p>　　軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為</p><p>　　軸未經(jīng)表面強化處理，即。則按式（3-12）和（3-12

41、a）得到綜合影響系數(shù)為：</p><p><b>　　取碳鋼特性系數(shù)為 </b></p><p>　　計算安全系數(shù)的值，取S=1.3～1.5。按式（15-6）～（15-8）則得</p><p>　　（由軸向力Fa引起的壓縮應(yīng)力作計入但因其值甚小，可忽略。）</p><p><b>　　故可知其安全。</b

42、></p><p><b>　　（3）截面Ⅵ右側(cè)</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù) </b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù) </b></p><p><b>　　彎矩M為 ；</b></p><p&g

43、t;<b>　　截面彎曲應(yīng)力為</b></p><p>　　扭矩為 T=371.1N·m</p><p><b>　　扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為</b></p><p>　　過盈配合處的，由附表3-8查得，并取。所以，</p><p>　　軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)量系數(shù)為</p>

44、<p><b>　　故綜合系數(shù)為</b></p><p>　　計算截面Ⅵ右側(cè)的安全系數(shù)的值，取S=1.3～1.5。按式（15-6）～（15-8）則得</p><p>　　（由軸向力Fa引起的壓縮應(yīng)力作計入但因其值甚小，可忽略。）</p><p>　　所以低速軸截面Ⅵ右側(cè)的強度也是足夠的。</p><p>　

45、　因無瞬時過載以及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)對稱性，故可略去靜強度校核。</p><p>　　至此，軸的設(shè)計及計算結(jié)束。</p><p>　　第七節(jié) 滾動軸承的選擇及計算</p><p><b>　　一、滾動軸承的選擇</b></p><p>　　1． I軸：滾動軸承30205 2. II軸：滾動軸承302053. III軸

46、：滾動軸承30210</p><p>　　二、低速軸III軸的計算校核</p><p>　　查GB/T 297-94得圓錐滾子軸承30210的基本額定動載荷C=73200N,基本額定靜載荷。</p><p>　　1．軸III受力分析</p><p><b>　　齒輪的圓周力</b></p><p>

47、;<b>　?。?lt;/b></p><p><b>　　齒輪的徑向力</b></p><p><b>　　齒輪的軸向力</b></p><p>　　2．計算軸上的徑向載荷</p><p>　　經(jīng)計算得垂直面內(nèi),。水平面內(nèi)，</p><p><b>

48、;　　圖7—1</b></p><p><b>　　3．軸承的校核</b></p><p>　　輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù)</p><p>　?、儆嬎爿S承A受的徑向力</p><p><b>　　軸承B受的徑向力</b></p><p><b>　?、?/p>

49、計算派生軸向力</b></p><p>　　查表（13-7）得3000型軸承附加軸向力 。查GB/T 297-94得圓錐滾子軸承30210的Y=1.4,e=0.42。</p><p>　　則 軸承A ，軸承B </p><p>　　③計算軸承所受軸向載荷</p><p>　　由于，即B軸承放松，A軸承壓緊</p>

50、<p><b>　　由此得, </b></p><p><b>　?、苡嬎惝?dāng)量載荷</b></p><p>　　軸承A e=0.48, </p><p><b>　　則,</b></p><p>　　軸承B e=0.48, </p><p>&

51、lt;b>　　則</b></p><p><b>　?、葺S承壽命計算</b></p><p>　　因，按軸承A計算⑥計算滾動軸承的預(yù)期壽命</p><p>　　取減速器的使用壽命為軸承的預(yù)期壽命，則</p><p>　　因為，所以所選軸承滿足壽命要求。</p><p>　　第八節(jié)

52、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算</p><p><b>　　一、鍵聯(lián)接的選擇</b></p><p>　　1．高速軸Ⅰ8×7×36（雙頭）， 6×6×40（單頭）  </p><p>　　2.中間軸Ⅱ 8×7×36（雙頭） ，8×7×45（雙頭）<

53、;/p><p>　　3.低速軸Ⅲ 16×10×36（雙頭），12×8×80（單頭） </p><p>　　二、低速軸上鍵的校核計算</p><p>　　健、軸、輪轂的材料都是鋼，由表（6-2）查得許用擠壓應(yīng)力，取。</p><p>　　1．校核齒輪鍵 {16×10×36（雙頭）}&

54、lt;/p><p><b>　　鍵的工作長度，。</b></p><p>　　由式（6-1）可得：</p><p>　　所以鍵16×10×36（雙頭），滿足要求。</p><p>　　2．校核聯(lián)軸器鍵 {12×8×80（單頭）}</p><p><b&g

55、t;　　鍵的工作長度，。</b></p><p>　　由式（6-1）可得：</p><p>　　所以鍵12×8×80（單頭），滿足要求。</p><p>　　第九節(jié) 聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　電動機軸與減速器高速軸連接用的聯(lián)軸器，由于軸轉(zhuǎn)速高，為減小起動載荷、緩和沖擊，故選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和彈性的聯(lián)軸

56、器。并考慮軸的直徑和連接長度，所以選用LX1聯(lián)軸器 GB/T 5014-2003。</p><p>　　減速器低速軸與卷筒連接用的聯(lián)軸器，由于軸轉(zhuǎn)速較低，不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動慣量，但傳遞轉(zhuǎn)矩較大。又因兩者常不在同一底座上，要求有較大的軸線偏移補償。同時考慮工作環(huán)境、裝拆 維護(hù)方便及經(jīng)濟，所以選用 GL7F 聯(lián)軸器 GB/T 6096-2002。</p><p><b>　

57、　第十節(jié) 潤滑與密封</b></p><p><b>　　一、潤滑的選擇</b></p><p><b>　　1.齒輪潤滑</b></p><p>　　考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。</p><p><b>　　2.軸承潤滑</b></p&

58、gt;<p>　　采用脂潤滑二、密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 </p><p><b>　　第十一節(jié) 設(shè)計總結(jié)</b></p><p>　　經(jīng)過三周的努力,我終于將機械設(shè)計課程設(shè)計做完了.在這次作業(yè)過程中,我遇到了

59、許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設(shè)計方案修改這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足，接受了盲目計算的教訓(xùn)。至于畫裝配圖和零件圖,由于前期計算比較充分,整個過程用時不到三天,在此期間,我還得到了許多同學(xué)和老師的幫助.在此我要向他們表示最誠摯的謝意.</p><p>　　盡管這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,但對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像

60、我們這些學(xué)生最最缺少的是經(jīng)驗,沒有感性的認(rèn)識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié).總體來說,我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學(xué)過的相關(guān)知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來,從中暴露出自身的不足,以待改進(jìn).有時候,一個人的力量是有限的,合眾人智慧,我相信我們的作品會更完美!</p><p>　　由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信

61、，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。</p><p><b>　　參考資料目錄：</b></p><p>　　[1] 《機械設(shè)計（第八版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀(jì)名剛主編，2006年5月第八版；[2] 《工程機械構(gòu)造圖冊》，機械工業(yè)出版社，劉希平主編；</p><p&g