机械设计基础课程设计

目 录

一、设计任务书............................................................................................................ 1 二、拟定传动方案........................................................................................................ 1 三、选择电动机............................................................................................................ 2 四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比................................................ 3 六、V带传动设计 ........................................................................................................ 4 七、齿轮传动设计........................................................................................................ 6 八、高速轴轴承的设计................................................................................................ 7 九、高速轴直径和长度设计........................................................................................ 9 十、高速轴的校核...................................................................................................... 10 十一、低速轴承的设计.............................................................................................. 12 十二、低速轴直径和长度设计.................................................................................. 13 十三、低速轴的校核.................................................................................................. 14 十四、键的设计.......................................................................................................... 16 十五、箱体的结构设计.............................................................................................. 17 十六、减速器附件的设计.......................................................................................... 19 十七、润滑与密封...................................................................................................... 21 十八、课程设计总结.................................................................................................. 22 十九、参考文献.......................................................................................................... 22

0

一、设计任务书

运输带工作拉力（F/N） 2000 运输带工作速度（m/s） 2.7 卷筒直径（mm） 400 工作条件：连续单向运转，稍有波动，多灰尘，空载起动，使用期10年，小批量生产，1班制工作，运输带速度允许误差为5%。

二、拟定传动方案

为了估计传动装置的总传动比范围，以便合理的选择合适的传动机构和拟定传动方案。可先由已知条件计算起驱动卷筒的转速nw ，即

nw6010006010002.7128.9r/mim

D400一般常选用转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总在传

动比约为8.1或12，根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。

如图2-1[2]所示的四种方案可作为其中的一部分，这些方案的主要优缺点：方案b不宜在长时间连续工作，且成本高；方案d制造成本较高。根据该带式传送机的工作条件，可在a和c两个方案中选择。现选用结构较简单、制造成本较低的方案a。 据此拟定传动方案如图：

传动装置拟定方案

1

结果： 1、电动机的类型和结构形式

按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动

机，它为卧式封闭结构。

2、电动机容量

（1）工作机所需功率pw

三、选择电动机

Pw5.4KW

（2）电动机输出功率pd

pw pd  2传动装置的总效率 12345

式中，1、2…为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由

表3-3[2]查得：V带传动 1=0.95；滚动轴承 2=0.99；圆柱齿轮传动

3=0.97；弹性连轴器 4=0.99；卷筒轴滑动轴承 5=0.98,则

PwFV20002.75.4KW 100010000.876

总效率 0.950.990.980.990.970.876 故Pd2Pw5.46.16KW 0.876（3）电动机额定功率ped

[2]

依据表12-1选取电动机额定功率ped7.5KWY160M-6型(1000rpm)

,

3、电动机的转速

为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。由表3-1[2]

''查得V带传动常用比为范围i12~4,单级圆柱齿轮传动i23~5则电动

机转速可选范围为

''ndnwi1'i2773.4~2578r/min

规定电动机的同步转速为960r/min，由于其额定功率的限制，其满载转速改n1970r/min为970r/min，所以选定电动机的型号为

2

ped7.5kw电动机 型号 额定 功率 （KW） 电动机转速 （r/min） 同步 满载 电动机 质量 （kg） 传动装置的传动比 总传动比 V带传动比 单级减速器 Y160M-6 型号 7.5 1000 970 额定功率 （KW） 7.5 2.5 3 质量（kg） Y160M-6电动机的数据和外形，安装尺寸如下表。 转速（r/min） 同步 1000 满载 970 Y160M-6 7．5 尺寸 H A B C D E F 132 216 178 89 38 80 10 833 12 280 210 270 315 238 515 FG K AB AD AC HD BB L 结果：

i=7.5.

四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比 1、传动装置总传动比： inm9707.5nw128.9 3

结果：

分配各级传动比：

所得i2 符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范取V带传动围。 比i1=2.5。则

单级圆柱齿

五、传动装置的运动和动力参数

轮减速器的

1、各轴转速 传动比为

按电动机额定功率为1轴，减速器高速轴为2轴，低速轴为3轴，各轴i2=3

转速为

n1nm970r/min

i7.5i2=3

i12.5n1970r/minn2388r/minn3129r/minn2n3n1970388r/mini12.5n2388129r/mini23

各轴输入功率

按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即 P1=Ped=7.5kw

P2=P1η1=7.50.957.13kw

P3=p2η2η3=7.130.990.976.85KW 2、各轴转矩

p17.5kwp27.13kwp36.85kw

T1=73.84NmT19550p17.59550=73.84Nmn1970

p7.13T2955029550=175.49Nmn2388T39550p36.859550507.11Nmn3129T2=175.49NmT3=507.11Nm

六、V带传动设计

1、计算功率pc,由表10-7工作情况系数1班制时的值KA=1.1

[1]

pc1.1ped1.17.58.25kw

2、选普通V带型号

根据pc8.25kw,n1970r/min,由图10-8查出此坐标点位于A型与

[1]

pc8.25kw

B型交界处，现暂按选用B型计算。 3、求大、小带轮基准直径dd2、dd1。

4

由表10-8， dd1140mm,由P152公式得

[1][1]

结果：

dd2[1]

n1dd1970/388140350mm n2dd1140mmdd2355mm`

由表10-8取dd2355mm 4、验算带速v

vdd1n16010001409706010007.11m/s

带速在5~25m/s范围内，合适。 5、求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

a01.5dd1dd21.5(140355)742.5mm

取a0745mm，符合0.7(d1d2)a02(d1d2)。 由式10-16得带长

[1]

L02283mmL02a0(dd2dd1)(dd2dd1)2/4a02(355140)22745(140355)24745

2283mm[1]

查表10-2，对B型带选用Ld2500mm,KL1.03再由式10-17计

[1]

算中心矩

aa0LdL025002283745854mm 226、验算小带轮包角1 由式10-8得

[1]

11800dd2dd157.301800(355140)/85457.316601200,a

合适

7、求V带根数z

[1]

由式10-19得

zpc(p0p0)KaKL

令n1970r/min,dd1140mm,查表10-4得p02.08

[1]

5

传送比

结果：

dd2355i2.54

dd1140 [1]

查表10-5得 p0.30kw

0[1][1]

由1166查表10-6得Ka0.98;查表10-2得KL1.03，由此

可得

pc8.25z3.43 z4

(p0p0)KKL(2.080.30)0.981.03取4根。

8、求作用在带轮上的压力FQ

查表10-1得q=0.17kg/m,故由式10-20得单根V带的初拉力

[1]

[1]

F0500pc2.51qv2zvK

5008.252.5（1)0.177.112233.56N47.110.98作用在轴上的压力

FQ2zF0sin1224233.56sin1661854.55N 2FQ1854.55N

9级精度

七、齿轮传动设计

1、选择材料、精度及参数

[1]

小齿轮：45钢，调质，HB=240 （表12-1）

[1]

大齿轮：45钢，正火，HB=190 （表12-1）

两齿轮齿面硬度差为50HB，符合软齿面传动设计要求。先采用9级精度

s因Hlim1578MPa,Hlim2531MPa（图12-6），miHl[1]

01.（表

12-7）。故

[1]

[H1]Hlim1/SHlim578/1.0578MPa[H2]Hlim2/SHlim531/1.0531MPa

因Flim1211MPa,Flim2201MPa（ 图11-10）,SFlim1.5(表11-5）。故

[1]

[1]

[F1]Flim1/SFlim211/1.5141MPa[F2]Flim2/SFlim201/1.5134MPa2、按齿面接触强度设计

6

设齿轮按9级精度制造。取载荷系数（表12-3）K=1.2，齿宽系数

[1]

1.0，已知小齿轮的转矩T2192.89103Nmm，查表12-4[1]

MPa代入，按式取弹性系数ZE189.8MpaH以较小值H2531，

结果：

12-6[1]

（已知uz2/z14）

2d3.54ZEKT2u113[H]du

2333.54189.81.2192.8910531141477mm齿数z130，则z2uz1430120,故实际传动比i=120/30=4

模数md1/z177/302.57

按表5-1[1]

取m=3mm. 确定中心距 am2(z)31z22(30120)225 齿宽 bbd117777mm 取b185mm,b277mm

则齿轮直径可得

d1mz133090mmd2mz23120360mm

3、验算齿轮弯曲强度

齿形系数 Y[1]

F12.52,YS11.625,YF22.13,YS21.80（表12-5）按式12-8验算齿轮弯曲强度

2KT2YF121.2192.891032.52F1bm2z323056MPa[F1]

1774、齿轮的圆周速度

vd1n13303536010006010001.66m/s

八、高速轴轴承的设计

（轴从右至左依次为1，2，3，4，5，6）

带轮作用在轴上的力F2007.06N

高速轴的齿轮直径为d190mm,扭矩T2192.89NM

7

z130z2120i4m3a225

则作用于齿轮上的圆周力：

2T22192.89103Ft14286N

d190径向力：

结果：

Ft14286NFr11560NFn14561N

Fr1Ft1tan4286tan201560N

法向力： Fn1Ft142864561N coscos20由已知条件知道工作时间为15年，且每天两班制工作，则大概总的各种时间为

Lh360151581000h

考虑到最不利的情况，单个轴承所受的径向力为

Fr1'向心轴承只承受径向载荷时

Fr11560=780N 22PFr1

由式14-7b知基本额定动载荷

[1]

C[1]

fpP60n(6Lh)1/N ft10查表14-7，表14-8[1]得ft=0.95,fp=1.2,ε=3.

Cr1.2156060353(81000)1/323.6kN 60.9510Cr23.6kN

轴承的外形如图：

BBB/2DAA/260°ddDraD2D1

8

轴承型号 外形尺寸（mm） 安装尺寸额定动载荷

结果： （mm） Cr（kN） 新标准 d D B damin Damax rasmax 额定静载荷Cor(kN) 6209 45 85 19 52 78 1 24.5 17.5 从表15-4[2]中选深沟球轴承

九、高速轴直径和长度设计

轴承的内径为45mm，d3=45mm 最细的轴径由式16-1[1]

d1A3pn 查表16-2[1]

，得A=118

dp1A3n11837.1335332.1mm 取标准化d132.11.0533.7mm34mm 轴1与轴2相接处有定位轴肩

则

d2d1236mm

轴3与轴4 处有套筒定位

d4d32249mm d5d4554mm d645mm

高速齿轮宽为77mm,取其长度L472mm 由V带轮的结构知

L165mm

先初定 L6(1520)B38mm

L3的长度要大于轴和套筒的总合：

9

d45mmD85mm B19mm

d134mmd236mmd345mmd449mmd554mmd645mm

L3B(1520)35mm

确定L2 的长度：L251mm

计算后估计L55mm

十、高速轴的校核

aaa)FFaFaFaFrFaFA=FaMavb)f1VM'avF2vFtMc)aHF1HF2HFF1FF2Hd)MaFM2FMaM2M'ae)f)轴的跨度LLB4L5L62296mm （1）求垂直面的支承反力

FLFr11v2LFr1215602780N F2vF1v780N（2）求水平面的支撑反力

F1HFFt12H2428622143N

10

结果：

L165mmL251mmL335mmL472mm L55mmL638mm

（3）F在支点产生的反力 结果：

F1FFKL

其中F=2007.06,K=L65L135L2351101mm 2222FK2007.06101F1F2111.6NL96F2FFF1F2007.062111.64118.7NF1V780NF2V780NF1H2143NF2H2143NF1F2111.6NF2F4118.7N

外力F作用方向与带的布置有关，在未有具体确定前，按最不利的情况考虑。

（4）绘垂直面弯矩图

L0.096MavF2v78037.44Nm22Mav'Mav37.44Nm

（5）绘水平弯矩图

MaHF1H（6）F力产生的弯矩

L0.0962143102.9Nm 22Mav37.44NmMav'37.44NmMaH102.9NmM2F202.7NmMaF48.1NmMa157.6Nm'Ma157.6NmM2FFK2007.060.101202.7Nm

危险截面F力产生的弯矩

MaFF1FL0.096100348.1Nm 2222（7）求合成弯矩：

考虑最不利情况，把MaF与MavMaH直接相加。

M2202.7NmMe195.5Nm

MaMavMaHMaF37.44102.948.1157.6Nm''2MaMaVMaH2MaF37.442102.9248.1157.6Nm

2222M2M2F202.7Nm轴传递的转矩T=192.89Nm (8)求危险截面的当量弯矩

可知齿轮的中间为危险面，其产生的弯矩认为轴为脉动循环变应力取其中折合系数0.6

2MeMa(T)2157.602(0.6192.89)2195.5Nm

（9）计算危险截面处的轴直径。材料为45钢，调质表16-1，表16-5查得

[1][1]

b650MPa

[1b]60MPa11

Me195.5103d331.9mm

则

0.1[1b]0.160考虑到键槽对轴的削弱，将d加大4%，故

d1.0431.933.2mm

设计中取得直径大于此值，所以设计中的数值符合。

3十一、低速轴承的设计

带轮作用在轴上的力F2007.06N

低速轴的齿轮直径为d2360mm 扭矩T3743.38Nm 则作用于齿轮上的圆周力：

2T22743.38103Ft24130N

d2360径向力：

结果：

Ft24130NFr21503NFn24395N

Fr2Ft2tan4130tan201503N

法向力：

Fn2为

Ft241304395N coscos20由条件知道工作时间为8年，且每天两班制工作，则大概总的各种时间

Lh360151581000h

考虑到最不利的情况，单个轴承的所受的径向力为

Fr'2FFr215032007.062758.6N 22向心轴承只承受径向载荷时PFr2

[1]

由式14-7b得知基本额定动载荷

fpp60n1/CLhNft106

查表14-7，表14-8[1]得ft=0.95,fp=1.2,ε=3.

[1]

Cr

1.22758.66088(81000)1/326253N26.3KN60.9510

Cr26.3kN低速深沟球轴承的外型尺寸如图所示：

12

BBB/2DAA/260°ddDraD2D1

从表15-4[2]

中选深沟球轴承 轴承型号 外型尺寸（mm） 安装尺寸（mm） 额定动载荷 Cr(kN) 新标准 d D B D1Min D2Max rasMax 额定静载荷 Cor(kN) 6211 55 100 21 64 91 1.5 33.5 25.0 十二、低速轴直径和长度设计

轴承的内径为55mm，则d355mm 最细的轴径由式16-1[1]

d1A3pn 查表16-2[1]

，得A=107

d1A3pn10736.858845.7mm 取标准化 d145.71.0547.9948mm 轴1与轴2相接处有定位轴肩

则

d2d1252mm

轴3与轴4处有套筒定位

d4d32259mmd5d4362mm

d660mm低速齿轮宽为85mm，取其长度 L478mm

13

结果：

d55mmD100mmB21mm

d148mmd250mmd355mmd

459mmd562mmd660mm由V带轮的结构知

L188mm

先初定 L6(1520)B38mm

L3的长度要大于轴和套筒的总合：

L336mm

确定L2的长度： L250mm

L55mm

十三、低速轴的校核

1，2，3，4，5，6）轴的跨度

aaa)FFaFaFaFrFaFA=FaMavb)f1VM'avF2vFtMc)aHF1HF2HFF1FF2Hd)MaFM2FMaM2M'ae)

f) LL4L5L62B294m m1）求垂直面的支持反力

FFr2L1V22 LFr215032751.5N F2VF1V751.5N14

结果：

L188mmL250mmL336mmL478mmL55mmL638mm（轴从右至左依次为 （

（2）求水平面的支持反力 F1HF2HFt241302065N 22结果:

（3）F在支点产生的反力

F1FFKLL88L36其中F=2007.06,K=1L2350112mm 2222FK2007.06112F1F2391.4NL94F2FFF1F2007.062391.44326.5N

F1V751.5NF1V751.5NF1H2065NF2H2065N外力F作用方向与带的布置有关，在未具体确定前，按最不利的情况考虑。 F1F2391.4NF2F4326.5N（4）绘垂直面弯矩图

L0.094MaVF2V751.535Nm

22

M'aVMav35Nm （5）绘制水平弯矩图

L0.094 MaHF1H206597.1Nm

22（6）F力产生的弯矩 M35NmaV M2FFK2007.060.112224.79Nm 危险面上F力产生的弯矩： MaFM'aV35NmMaH97.1NmM2F224.79NmMaF112.4NmMa216Nm'Ma216NmL0.094F1F2391.4112.4Nm

22（7）求合成弯矩图

22考虑最不利的情况，把MaF与MaVMaH直接相加。

Me224.79Nm22MaMaVMaHMaF35297.12112.4216Nm''22MaMaVMaHMaF35297.12112.4216Nm

M2M2F224.79Nm轴传递的转矩T743.38Nm （8）求危险截面的当量弯矩

可知齿轮的中间为危险面aa面，其产生的弯矩认为轴为脉动循环变应力取

其中折合系数a0.6

2MeMa(aT)22162(0.6743.38)2496Nm

15

（9）计算危险截面处的轴直径，材料为45钢，调质表16-1，表16-5查得 则 [1][1]h600Mpa [1b]55Mpa49610344.8mm 0.155Med30.1[1b]3 考虑到键槽对轴的削弱，将d加大4%，故 d1.0444.846.6mm 设计中取的直径大于次值，所以设计中的数值符合。 结果：

d=46.6mm

十四、键的设计 在高、低速轴的1，4段都需要连接 选用A型的圆头键 轴 键 宽度b 极限偏差 公 公 键槽 深度 轴 公 公 轴H9 毂D10 轴N9 毂Js9 称 尺 寸 >22 ~ 30 >30 ~ 38 >38 ~ 44 12*8 12 10*8 10 8*7 8 +0.036 +0.098 0 0 ±毂 公 称 尺 寸 min max 半径 -0.040 -0.036 0.018 4.0 3.3 0.16 0.25 +0.036 +0.098 0 0 ±+0.040 -0.036 0.018 5.0 3.3 0.25 0.4 +0.043 +0.120 0 0 -0.018 +0.050 -0.043 -0.061 5.0 3.3 0.25 0.4 键的外型图和键槽的安装图： bt1hR=b/2htdd-td+tbL 16

（1）高速轴

轴1段键的长度：L=65mm 轴4段键的长度：L=72mm

平键连接的挤压条件：P结果：

4T[p] dhlL165mmL472mm

由已知条件知有轻微冲击，则p100~120MPa。

4T1473.84103p116.7MPad1hl134865p44T1473.841011.4MPad4hl4458723

高速轴的p1p2的验证结果均满足条件的要求。 （2）低速轴

轴1段键的长度：L=88mm 轴4段键的长度：L=78mm

L188mm3p1p24T24743.381078.2MPad1hl1489884T24743.381064.6MPad4hl45910783L478mm

低速轴的p1p2的验证结果均满足条件的要求。

十五、箱体的结构设计

（1）箱座高度

Hda2da2(30~50)72*(z2ha)m(12021.0)3366mm*a*df(z2h2c)m(120220.25)3352.5mmH3663020233mm2'

H233mm

齿高为：hda2df366352.513.5mm

则齿轮浸油深度hh13.5mm符合条件齿轮浸油深度大于10mm的要求。

总的油深 hh3043.5mm 箱体内储油宽度大约为60+20*2=100mm

箱体内储油长度大约为da1da230492mm

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'''''则储藏的油量

Q10049243.52140200mm3=2140.2cm3

（2）箱体的刚度设计（图5-1[2]

） 1、箱座的壁厚

0.025a0.02522516.625mm 按要求墙壁厚至少取8mm。 箱座的壁厚为9mm. 2、箱盖壁厚

10.02a0.0222515.5mm

箱盖的厚度至少为8mm。 取其壁厚1为8mm.

3、箱体凸缘厚度

箱座 b1.51.5913.5mm

箱盖 b11.511.5812mm 箱底座 b22.5820mm 4、加强肋厚

箱座 m0.850.8597.6mm

箱盖 m10.8510.8586.8mm 5、地脚螺钉直径

df0.036a120.03622512=20.1mm

6、地脚螺钉数目

因为a250mm时，n=4 取4颗螺钉

7、轴承旁边连接螺栓直径

d10.75df0.7520.115.08mm

8、箱盖、箱座连接螺栓直径

d20.5df0.520.110.05mm

9、轴承盖螺钉直径和数目 所选的轴承外径为55mm

45<55<65mm 所以

d36mmn4

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结果：

9mm18mmb13.5mmb112mmb220mmm7.6mmm16.8mmdf20.1mm地脚螺钉数目n4连接螺栓直径d115.08mm箱盖、箱座螺钉直径d210.05mm轴承盖螺钉直径d36mm数目:4观察孔盖螺钉的直径d46mm

10、轴承盖外径

由表15-4[2]

知所选的轴承外径 D249mm. 11、观察孔盖螺钉的直径

d40.3df0.320.1=6mm

12、dfdd2至箱外的距离：dfd2至凸缘边缘的距离

C1min18mmC2min12mm

13、轴承旁凸台半径

R1C212mm

14、箱体外壁至轴承座端面的距离

l1C1C271218737mm

十六、减速器附件的设计

（1）窥视孔及视孔盖

Md 4h1-2BAB 1B 0A0A1取A的宽度为100mm

A1A5d410056130mmA00.5(AA1)0.5(100130)115mmBB15d41005670mm

B00.5(BB1)0.5(10070)85mmh2mm（2）通气器

由已知选M181.5型号

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结果：

C1min18mmC2min12mmR112mml137mm

外型安装图：

Dd1Cd4h1h结果：

efbRd2dad3k D d2 d3 d4 D a b c h h1 D1 R K e f s M181.5 8 3 16 40 12 7 16 40 18 25.4 40 6 2 2 22 (3) 游标尺

由条件可选M16型的。

安装图：

d2d1had3

H9d h9d1 d2 d3 h a b c D D1 M16 4 16 6 35 12 8 5 26 22 (4) 放油孔与螺塞

放油孔应设在油池的最低处，平时用罗塞堵住，采用圆柱螺塞时，箱座上装置处应设凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排不干净。

(5) 起盖螺钉

起盖螺钉设置在箱盖连接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘的厚度。

长度L=15mm (6) 定位销 外型尺寸：

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公称直径 8 选A型

a 1.0 c 1.6 1 27 结果：

d0.8d20.810.05=8.04mmLbb11213.525.5mm所以

直径取８mm Ｌ取２７ｍｍ。

d8.04mmL25.5mm

十七、润滑与密封

（１） 润滑的选择：

在上面箱座高度设计的时候已经选择了减速器采用浸油润滑的方式，减速器采用单级的圆柱齿轮，当m<20时，浸油深度为一个齿高，但不小于１了浸油润滑

方式 ０ mm

'齿高为：hda2df330316.513.5mm

'''则齿轮浸油深度 hh13.5mm

符合条件齿轮浸油深度大于１０mm的要求。 总的油深 hh3043.5mm 箱体内储油宽度大约为 60202100mm 箱体内储油长度大约为 da1da230492mm 则储藏的油量

''Q10049243.52140200mm32140cm3

单级减速器每传递１kw 的功率所需的油为３５０～７００cm。 减速器传递的功率为5.23kw，则１kw的油量：

3Q409cm3 5.23350409700cmQ'符合要求

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其它的零件经设计可采用脂润滑，选用的润滑剂为：

钙基润滑脂（GB491-87）中的3号，其抗水性好，使用与工业，农业和交通运输等机械设备的轴承润滑，特别是使用与水或潮湿的场合。

（2）密闭的形式：

选择接触式密封中的毡圈密封，其密封效果是靠安装与梯形轴上的梯形槽中所产生的径向压力来实现的，可补偿磨损后所产生的径向间隙，且便于更换毡圈。

其特点是：结构简单，廉价，但磨损较快、寿命短，它主要用于轴承采用脂润滑，且密封轴的表面圆周速度较小的场合。

结果：

轴承用脂润滑

毡圈密封

十八、课程设计总结

从整体上来说通过详细的计算和仔细的校核并且结合了实际情况，设计的过程基本正确，

结果基本合理，可以满足设计的要求。

课程设计使我们对所学的知识得到了一次系统，完整的复习，让我们初步了解到机械的选择、设计与加工基本知识。课程设计的过程中，进一步增强了数据的处理和一些细节处理的能力。

在设计的过程中，还有一些小的问题还未能处理的很好，我会努力找的到不足，多加注意，以便以后能做的更好。

十九、参考文献

[1]、刘扬等，机械设计基础，清华大学出版社，2010.9

[2]、银金光等，机械设计课程设计，北京交通大学出版社，2011.11

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