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机械设计课程设计
——设计计算说明书
设计：过控0601 殷海潮（06420135）
指导教师：陈庆
吉林化工学院机电工程学院
设计日期：2009.6.16～2009.7.5
目 录
机械课程设计任务书及传动方案的拟订
一、设计任务书
设计题目:二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器
工作条件及生产条件: 该减速器用于带式运输机的传动装置。工作时有轻微振动，经常满载，空载启动，单向运转，单班制工作。运输带允许速度差为±5%。减速器小批量生产，使用期限为5年（每年300天）。
二、传动方案的分析与拟定
图1-1带式输送机传动方案
带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用斜齿圆柱齿轮传动。
一、 电动机的选择
1.1电动机的选择
1.1.1电动机类型的选择
电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。
1.1.2电动机功率的选择
根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为：
=60000/3.14×300=63.694 r/min
工作机所需要的有效功率为:
=2600/1000=2.6 kW
为了计算电动机的所需功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率。设为弹性联轴器效率为0.99，为滚动轴承传动效率为0.99，为齿轮传动（8级）的效率为0.97，为滚筒的效率为0.96。则传动装置的总效率为:
0.851
电动机所需的功率为:
2.6/0.851= 3.055kW
在机械传动中常用同步转速为1500r/min和1000r/min的两种电动机，根据电动机所需功率和同步转速，由[2]P148表16-1查得电动机技术数据及计算总传动比如表3－1所示。
表1－1电动机技术数据及计算总传动比
对以上两种方案进行相关计算，选择方案1较合适且方案1电动机质量最小，价格便宜。
选用方案1电动机型号Y112M-4，根据[2]P149表16-2查得电动机的主要参数如表3－2所示。
表1－2 Y112 M-4电动机主要参数
1.2装置运动及动力参数计算
1.2.1传动装置总传动比和分配各级传动比
根据电动机的满载转速和滚筒转速可算出传动装置总传动比为：
1440/63.964=22.61
双级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比为：
①高速级的传动比为：===5.52
②低速级的传动比为：=/=22.61/5.52=4.10
1.2.2传动装置的运动和动力参数计算：
a) 各轴的转速计算：
= =1440r/min
= /=1440/5.52=260.870r/min
=/=260.870/4.10=63.694r/min
==63.694r/min
b) 各轴的输入功率计算：
==3.055 0.99=3.024kW
==3.024 0.97 0.99=2.904kW
==2.904 0.97 0.99=2.789kW
==2.789 0.99 ×0.99=2.733kW
c) 各轴的输入转矩计算：
=955095503.055/1440=20.26N·m
=×=20.26×0.99=20.06 N·m
=×××=20.06×5.52×0.99×0.97=106.34 N·m
=×××=106.34×4.10×0.99×0.67=418.69 N·m
=××=418.69×0.99×0.99=410.36N·m
由以上数据得各轴运动及动力参数见表1－3。
1－3 各轴运动及动力参数
二、 传动零件的设计计算
斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动。标准结构参数压力角，齿顶高系数，顶隙系数。
2.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
1) 选择齿轮材料及热处理方式：
由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。根据设计要求现选软齿面组合：
根据[1]P102表8-1得：
小齿轮选择45钢调质,HBS =217～255；
大齿轮选择45钢常化,HBS =162～217；
此时两齿轮最小硬度差为217-162=55；比希望值略小些，可以初步试算。
2) 齿数的选择：
现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选
=23
=× =5.5223=126.96
取大齿轮齿数 =127，则齿数比（即实际传动比）为 =/=127/23=5.5217。与原要求仅差(5.1328-5.1304)/5.1304=0.05%，故可以满足要求。
3) 选择螺旋角β：
按经验 ，8°< <20°,现初选 =13°
4) 计算当量齿数，查齿形系数：
z= z/cosβ=23/ cos 13°=24.8631
z= z/cosβ=127/ cos 13°=137.30
由[1]P111表8-8线性差值求得：
5) 选择齿宽系数：
由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考[1]表8-5，选择为0.7～1.0，现选 =0.8
6）选择载荷系数：
参考[1]P106表8-3，由齿轮承受中等冲击载荷，选载荷系数K为1.2～1.6。
取K=1.3。
7）计算I号齿轮轴上的扭矩TI :
9550000×3.024/1440=20100 N·mm
8) 计算几何参数：
tan=tan/ cos=tg20°/ cos13°=0.374
=20.5158°=
sin= sincos== sin13°×cos20°=0.213
=12.2103°=
=1.68
=1/z1tg=1/3.141590.823tg13°=1.35
9) 按齿面接触疲劳强度设计：
区域系数： 2.4414
弹性影响系数: Z=189.8
由[1]P109表8-6取安全系数S =1.0
许用接触应力：
小齿轮分度圆直径：
计算法面模数m
m=cosd/z=cos13° 36.513/23=1.53 mm
10) 按齿根弯曲疲劳强度设计：
计算螺旋角系数Y ,因＝1.35>1，按＝1计算得：
Y＝1-＝1－1 ＝0.892
计算齿形系数与许用应力之比值：
Y/[]=2.7002/148.9744=0.018
Y/[]=2.1365/137.1795=0.016
由于Y /[]较大，用小齿轮的参数Y /[]代入公式，计算齿轮所需的法面模数：
==1.078
11) 决定模数
由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。所以对比两次求出的结果，按接触疲劳强度所需的模数较大，齿轮易于发生点蚀破坏，即应以mn≥1.53mm为准。根据标准模数表，暂定模数为：
m=2.0mm
12) 初算中心距：
2.0(23+127)/2cos13°=154.004mm
标准化后取 a=154mm
13) 修正螺旋角β
按标准中心距修正β：
14) 计算端面模数：
15) 计算传动的其他尺寸：
16) 计算齿面上的载荷：
17) 选择精度等级
齿轮的圆周转速：
3.558 m/s
对照[1]P107表8-4,因运输机为一般通用机械，故选齿轮精度等级为8级是合宜的。
18）齿轮图：
2.2低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算
1) 选择齿轮材料及热处理方式：
由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。根据设计要求现选软齿面组合：
根据[1]P102表8-1得：
小齿轮选择45钢调质,HBS =217～255；
大齿轮选择45钢常化,HBS =162～217；
此时两齿轮最小硬度差为217-162=55；比希望值略小些，可以初步试算。
2) 齿数的选择：
现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选
=25
==4.1025=102.5
取大齿轮齿数z =103，则齿数比（即实际传动比）为 =z/z1=103/25=4.12。与原要求仅差(4.12-4.10)/4.10=0.487%，故可以满足要求。
3) 选择螺旋角β：
按经验 ，8°< <20°,现初选
=12°
4) 计算当量齿数，查齿形系数：
z= 1 /cos=25/ cos12°=26.709
z= /cos=103/ cos12°=110.043
由[1]P111表8-8线性差值求得：
5) 选择齿宽系数：
由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考[1]表8-5，选择为0.7～1.15，现选 =0.8
6）选择载荷系数：
参考[1]P106表8-3，由齿轮承受中等冲击载荷，选载荷系数K为1.2～1.6。
取K=1.3。
7）计算II号齿轮轴上的扭矩TII:
106300 N·m
8) 计算几何参数：
tan=tan/ cos=tan20°/ cos12°=0.372
=20.415°=
sin= sincos= sin12°cos20° =0.195
=11.27°=
=1.68
=1/z1tan=1/3.141590.825tan12°=1.35
9) 按齿面接触疲劳强度设计：
区域系数： Z==2.449
弹性影响系数: Z=189.8
K＝１ ＝450.000MPa S=1.0
许用接触应力：
小齿轮分度圆直径：
计算法面模数m :
m=cosd/z=cos12° 64.868/25=2.53mm
10) 按齿根弯曲疲劳强度设计：
计算螺旋角系数Y ,因＝1.35>1，按＝1计算得：
Y＝1-＝1－1 ＝0.9083
计算齿形系数与许用应力之比值：
Y/[]=2.585/144.846=0.0178
Y/[]=2.174/134.615=0.016
由于Y /[]较大，用大齿轮的参数Y /[]代入公式
计算齿轮所需的法面模数：
==1.777
11) 按接触强度决定模数值，取
m=2.5mm
12) 初算中心距：
a=m(z1+ z)/2cos=2.5(25+103)/2cos12°=163.599 mm
标准化后取 a=164mm
13) 修正螺旋角β：
按标准中心距修正β：
14) 计算端面模数：
15) 计算传动的其他尺寸：
16) 计算齿面上的载荷：
齿轮的主要参数
三、 轴的结构设计和计算
轴是组成机械的主要零件，它支撑其他回转件并传递转矩，同时它又通过轴承和机架连接。所有轴上零件都围绕轴心做回转运动，形成一个以轴为基准的组合体——轴系部件。
3.1轴的结构设计
3.1.1初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢调质处理。
按扭转强度法估算轴的直径,由[1]P207表12—2。
高速轴：取A =116
mm
中间轴：取 =112
=112=25.007mm
低速轴：取 =107
=37.714mm
3.1.2确定轴的结构与尺寸
轴的选取及计算
1． 因为Ⅰ轴通过联轴器与电动机的轴径28mm，查联轴器标准，选联轴器为弹性柱销联轴器。标准型号HL2，与联轴器相联的轴径选取为25mm。
2． 零件的轴向定位需用定位轴间。H>0.07d。为了加工装配方便而设置非定位轴肩，一般为2—3mm。
4. Ⅰ—Ⅱ与联轴器相联。
5. Ⅱ—Ⅲ为扳手位置和端盖。
6. Ⅲ—Ⅳ为轴承位置。
7. Ⅳ—Ⅴ为低速齿轮的空间，以不发生干涉为主。
8. Ⅴ—Ⅵ为齿轮轴。
9. Ⅵ—Ⅶ为齿轮端面和内壁的空隙和部分内壁距离。
10. Ⅶ—Ⅷ为轴承位置。
轴承的尺寸如图所示
II轴的设计
1． 根据前述所算的最小的轴径为25.88mm。选轴承型号为 GB/T297—93 7207C角接触球轴承。
2. 按轴肩规格。设置轴的结构，及定位关系。
Ⅰ—Ⅱ为轴承安装空间，轴承为GB/T—93 7207C型号
Ⅱ—Ⅲ为齿轮端面和内壁的空隙和部分内壁距离。
Ⅳ—Ⅴ为齿轮轴。
Ⅴ—Ⅵ为低速齿和高速齿端面距离。
Ⅵ—Ⅶ为低速齿安装处。
Ⅶ—Ⅷ为套筒定位和安放轴承。
轴承的具体尺寸如图所示
III输出轴的设计
1．根据算的轴径最小值 。选取d=55mm。
2．轴的结构及定位关系取法步骤同前。
Ⅰ—Ⅱ段为套筒定位和安放轴承。
Ⅱ—Ⅲ段为高速级齿轮和安装空间以不发生干涉为主。
Ⅲ—Ⅳ段为齿轮定位轴间。
Ⅳ—Ⅴ为高速齿轮的空间，以不发生干涉为主。
Ⅴ—Ⅵ为轴承位置。
Ⅵ—Ⅶ段为扳手空间位置和轴承端盖。
Ⅶ—Ⅷ与联轴器相联。
轴承的具体尺寸如图所示
3.3中间轴的校核：
1) 中间轴的各参数如下：
=106.34N·m =260.87r/min =2.904kW
2) 中间轴上的各力：
低速级小齿轮：Ft1=3319N Fr1=1235N Fa1=747N
高速级大齿：Ft2=851N Fr2=318N Fa2=198N
3）绘制轴的计算简图
（1）计算支反力
剪力图：
弯矩图：
垂直面：
剪力图：
弯矩图：
扭矩图：
合弯矩图：
校核轴的强度：
由上述可知，危险截面在C截面处。
按第三强度理论求出弯矩M 图，由公式M =
M ===155.275
轴为45号钢，查表可知 [ ] = 60 Mpa
由公式可得：
＜[ ]
所以中间轴满足强度要求。
四、 滚动轴承的选择及计算
轴承是支承轴的零件，其功用有两个：支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度；减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。
与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。它的缺点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。
4.1轴承的选择与结构设计:
由于转速较高，轴向力又比较小，故选用深沟球轴承。下面以高速级轴为例初选轴承型号为6207，具体结构图如下。
4.2高速轴轴承的校核：
，
Fa/Fr=198/318=0.623＞e
查表利用插值法得： e=0.204，则有
>e 则有X=0.56，利用插值法：Y=2.16
由公式P= (X+Y)可得
P=1.2×（0.56 318+2.16 198）=726.912
由公式 h〉12000h
所以满足要求。即高速级选用6207型号的轴承
4.3 中间轴轴承的校核:
中间轴选择6208:，
高速级大齿轮：
低速级小齿轮：
所以利用插值法得e=0.227
Fa/Fr=549/917=0.59>e
所以选用X=0.56，Y=1.93
由公式得：
P=(X+Y) =1.2(0.56 917+1.93 549)=1887.708N
由公式h＞12000h
所以满足要求。即中间轴选用6208型号的轴承
4.4低速轴轴承的校核：
初选低速级选用7209AC型号的轴承正装
，
求得： =1768N R=2506N
Fa=Fa-Fa=747-198=549N
S=0.68R=0.68×1768=1202.24N
S=0.68R=0.68-2506=1704.08N
Fa+S=549+1704.48=2253.08＞S 故1被压缩，2被放松。
求轴向载荷： A =Fa+S=2253.08N
A=S=1704.08
求当量动载荷P,P
A /R =2253.08/1768=1.27＞e X =0.41 Y =0.87
A /R =1704.08/2506=0.68=e X =1 Y =0
P =(X R +Y A )=1.2(0.41 1768+0.87 2253.08)=3222.1N
P =(X R +Y A ) =1.2(1 2506)=3007.2N
由公式＞12000h
所以满足要求。即低速级选用7209AC型号的轴承
五、键联接的选择及计算
键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的要求。此次设计所采用的均为平键联接。
5.1键选择原则：
键的两侧面是工作面，工作时候，靠键与键槽侧面的挤压来传递转矩；键的上表面与轮毂槽底面之间则留有间隙。平键联结不能承受轴向力，因而对轴上的零件不能起到轴向固定的作用。常用的平键有普通平键和导向平键两种。平键联结具有结构简单，装拆方便，对中良等优点，因而得到广泛的应用。普通平键用于静联结。A型号或B型号平键，轴上的键槽用键槽铣刀铣出，键在槽中固定良好，但当轴工作时，轴上键槽端部的应力集中较大。
5.2键的选择与结构设计
取本设计中间轴段的平键进行说明。
由于本设计装置，键所承受的应力不是很大，我们选择A型号圆头普通平键。根据中间轴段的轴径选择
键的具体结构如下图
（1）.键的校核
校核： 先根据设计出轴的直径从标准中查的键的剖面尺寸为：键宽b=14mm, 键高h=9mm,在上面的公式中k为键与轮毂键槽的接触高度等于0.5h, 为键的工作长度： =L-b
查表键联结的许用挤压应力，许用压力（Mpa）
=100～120，取中间值 =110。
由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=46mm
校核
六、联轴器的选择及计算
联轴器是机械传动常用的部件，它主要用来是联接轴与轴（有时也联接其它回转零件）。以传递运动与转矩。用联轴器连接的两根轴只有在机器停车后用拆卸的方法才能把两轴分离。
6.1联轴器的选择
根据工作要求，选用弹性套柱销联轴器，型号为LT4.
输出轴根据工作条件，选择弹性柱销联轴器，型号为HL3.
结构如下图：
联轴器的校核
校核公式： =
查机械设计手册得，查表11-1得=1.5
对于Ⅰ轴:
=1.5x20.26=30.39＜[T],==1440r/min＜[n]
故合格。
对于Ⅲ轴：
=1.5×418.69=627＜[T],==63.694r/min＜[n]
故合格。
联轴器的型号具体参数如下
因为，所以选用油润滑。
减速器的润滑
减速器的传动零件和轴承必须要有良好的润滑，以降低摩擦，减少磨损和发热，提高效率。
7.1齿轮润滑
润滑剂的选择
齿轮传动所用润滑油的粘度根据传动的工作条件、圆周速度或滑动速度、温度等按来选择。根据所需的粘度按选择润滑油的牌号
润滑方式（油池浸油润滑）
在减速器中，齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度V而定。当V≤12m/s时，多采用油池润滑，齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时就把油带到啮合区，同时也甩到箱壁上，借以散热。
齿轮浸油深度以1～2个齿高为宜。当速度高时，浸油深度约为0.7个齿高，但不得小于10mm。当速度低（0.5～0.8m/s）时，浸油深度可达1/6～1/3的齿轮半径，在多级齿轮传动中，当高速级大齿轮浸入油池一个齿高时，低速级大齿轮浸油可能超过了最大深度。此时，高速级大齿轮可采用溅油轮来润滑，利用溅油轮将油溅入齿轮啮合处进行润滑
7.2滚动轴承的润滑
润滑剂的选择：减速器中滚动轴承可采用润滑油或润滑脂进行润滑。若采用润滑油润滑，可直接用减速器油池内的润滑油进行润滑。若采用润滑脂润滑，润滑脂的牌号，根据工作条件进行选择。
润滑方式（润滑油润滑）飞溅润滑：减速器中当浸油齿轮的圆周速度V >2～3m/s时，即可采用飞溅润滑。飞溅的油，一部分直接溅入轴承，一部分先溅到箱壁上，然后再顺着箱盖的内壁流入箱座的油沟中，沿油沟经轴承盖上的缺口进入轴承。输油沟的结构及其尺寸见图。当V更高时，可不设置油沟，直接靠飞溅的润滑油轴承。若采用飞溅润滑，则需设计特殊的导油沟，使箱壁上的油通过导油沟进入轴承，起到润滑的作用。
因此选a=5mm ,b=6mm.
八、箱体及设计的结构设计和选择
8.1减速器箱体的结构设计
9减速度器的附件
为了保证减速器正常工作和具备完善的性能，如检查传动件的啮合情况、注油、排油、通气和便于安装、吊运等。减速器箱体上常设置某些必要的装置和零件，这些装置和零件及箱体上相应的局部结构统称为附件。
9.1窥视孔和视孔盖
窥视孔用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等，并可由该孔向箱内注入润滑油，平时由视孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，盖板底部垫有纸质封油垫片。
9.2通气器
减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内、外气压平衡，以免润滑油沿箱体接合面、轴伸处及其它缝隙渗漏出来。结构图如下。
9.3轴承盖
轴承盖用于固定轴承外圈及调整轴承间隙，承受轴向力。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。凸缘式端盖调整轴承间隙比较方便，封闭性能好，用螺钉固定在箱体上，用得较多。嵌入式端盖结构简单，不需用螺钉，依靠凸起部分嵌入轴承座相应的槽中，但调整轴承间隙比较麻烦，需打开箱盖。根据轴是否穿过端盖，轴承盖又分为透盖和闷盖两种。透盖中央有孔，轴的外伸端穿过此孔伸出箱体，穿过处需有密封装置。闷盖中央无孔，用在轴的非外伸端。
通过对轴及轴承盖的设计得出数据，设计轴承盖：
9.4定位销
为了保证箱体轴承座孔的镗削和装配精度，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候的位置精度，箱盖与箱座需用两个圆锥销定位。定位削孔是在减速器箱盖与箱座用螺栓联接紧固后，镗削轴承座孔之前加工的。
9.5油面指示装置
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，其结构形式
9.6放油孔和螺塞
放油孔应设置在箱座内底面最低处，能将污油放尽。在油孔附近应做成凹坑，以便为了更换减速器箱体内的污油聚集而排尽。平时，排油孔用油塞堵住，并用封油圈以加强密封。螺塞直径可按减速器箱座壁厚2或2.5倍选取。
9.7起盖螺钉
减速器在安装时，为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开。为了便于开启箱盖，设置起盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起箱盖。
9.8起吊装置
起吊装置有吊环螺钉、吊耳、吊钩等，供搬运减速器之用。吊环螺钉（或吊耳）设在箱盖上，通常用于吊运箱盖，也用于吊运轻型减速器；吊钩铸在箱座两端的凸缘下面，用于吊运整台减速器。
设计小结
三周的课程设计已经结束了，虽然课程设计把我弄的身心俱惫，但却在此过程中学会综合全面的看待问题，学会如何与同学更好的合作，并且享受着成功时的快乐与失败时的苦闷。我为能够从事机械类专业的学习而感到自豪。
随着时代的发展，机械设计越来越表现出其特有的作用，通过此次机械设计，使我对机械零件设计步骤和设计思想，得到了充分掌握，真正地把所学到的知识初步地运用到了实践之中，收益很大，同时，也发现了许多知识掌握不足。
在这段时间里我们通过彼此之间的相互合作，交流学习，掌握了许多新知识，尤其对机械原理和机械设计有了系统的掌握。但由于时间有限，学习心得不够深刻，还不能对所学的知识达到熟练的运用，这就需要在今后不断的学习和提高。
初次接触课程设计，有一种全新的感觉，和以前接触的是完全不同的境界。一切都从零开始，翻阅资料，购书学习，然后试着设计、计算、校核、绘图，并且不断的修改，反复试验。每一部分、每一个步骤都让我们感到受益非浅。有时因一个小小的错误，看起来并不影响美观的图纸，但经过反复思考，才发现这样一个不起眼的小错误就会造成意想不到的后果，这让我知道了千里之堤，毁于蚁穴的道理；有时还会出现别的不合理的地方。每当遇到这些情况，我们都耐心的思考、调试，直到最后成功。完成后我们都有一种打胜仗的感觉。
虽然，我们如期完成了课程设计，但应当承认，我们设计的全面性还不够，考虑问题的周密性也不强，所设计的最后结果还没有达到最优效果。这其中有多方面原因，这包括对所学的知识不够熟练，也包括我们对实践中的机械零件的不够了解。
课程设计让我们有机会把理论和实践相结合，学会了用理论去指导实践，同时也只有通过实践检验才知道理论正确与否。同时在这次毕业设计中我们深刻体会到机械设计发展的速度之快，在社会各领域的地位也越来越高。因此在这方面我们应不断学习，不断更新知识，不断充实自己，这样才能适应信息时代的发展。
实践是检验真理的唯一标准。通过实践才能发先自身的不足，并加以改进，才能使自身得以更好的发展。最后感谢指导教师的细心指导。
参考文献
【1】 濮良贵，陈庚梅主编.机械设计教程，第二版.西安：西北工业大学出版社，2003年2月
【2】唐增宝，常建娥主编.机械设计课程设计，第3版.武汉：华中科技大学出版社，2006年4月
【3】龚溎义主编. 机械设计课程设计指导书，第二版.北京：高等教育出版社2007年12月
【4】刘鸿文主编.简明材料力学.北京：高等教育出版社，2005年7月
【5】大连理工大学工程画教研室编.胡宜鸣，孟淑华主编.机械制图，第五版.北京：高等教育出版社，2003年8月
【6】毛平淮主编.互换性与测量技术基础.北京：机械工业出版社，2006年7月
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