机械设计课程设计-爬式加料机的传动装置.doc

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1、第一章 设计内容21.1 设计题目21.2 设计任务21.3 具体作业21.4 小车原始数据3第二章 传动方案的确定32.1总体设计3第三章 电动机的选择43.1电动机的选择：4第四章 传动比的分配和动力参数的计算64.1确定传动装置的总传动比和分配传动比6第五章 传动零件的设计计算85.1 V带的传动设计85.2高速级齿轮传动的设计计算95.3低速级齿轮传动的设计计算145.4传动轴承和传动轴的设计18215.5键的设计和计算255.6箱体结构的设计265.7 润滑密封设计285.8联轴器设计29第六章 设计小结与心得体会30参考文献31第一章 设计内容1.1 设计题目设计用于爬式加料机的传

2、动装置（如下图）1) 爬式加料机数据见表格。2) 工作条件单班制工作，间歇运转，工作中有轻微振动，工作环境有较大灰尘。3) 使用期限 工作期限为五年。4) 生产批量及加工条件 小批量生产。可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。1.2 设计任务1) 确定传动方案,完成总体方案论证报告；2) 选择电动机型号；3) 设计减速传动装置。1.3 具体作业1）机构简图一份；2）减速器装配图一张；3）零件工作图二张（输出轴及输出轴上的传动零件）；4）设计说明书一份。1.4 小车原始数据表1-1 原始数据数据编号装料量/N速度/（m/s）轨距/mm轮距/mm340000.4662500第二章 传动方案的确定2.1总

3、体设计1) 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2) 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3) 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：图2-1 方案设计总图第三章 电动机的选择3.1电动机的选择：要为某一生产机械选配一台电动机，首先要考虑电动机的功率需要多大，合理选择电动机的功率具有重大的经济意义。如果电动机的功率选大了，虽然能保证正常运行，但是不经济。因为这不仅使设备投资额增加、电动机未被充分利用，而且由于电动机经常不是在满载下运行，它的效率和功率因数也都不高，如果电动机的功率选小了，就不能保证电动机和

4、生产机械的正常运行不能充分发挥生产机械的效率，并使电动机由于过载而过早的损坏，所以所选电动机的功率是由于生产机械所需的功率确定。按工作要求选Y系列全封闭自扇冷或笼型三相异步电动机，电压380V。电动机主要按期容量和转速要求选取，电动机容量大，则体积大，重量重，价格高，转速高，磁极对数少，则体积小，重量轻，价格低，所选电动机的容量应不小于工作要求容量，既电动机额定功率略大于设备工作机所需电动机功率,此功率也是电动机的实际输出功率：kw电动机类型的选择：根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。1) 电动机功率的选择：工作机所需要的有效功率为： （中，为工作机传动效率）初步确定传动系统总体方

5、案如:传动装置如总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.960.970.960.759；为V带的效率,为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑，因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M4的三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。2) 电动机型号的确定：根据电动机的功率和同步转速，选用电动机型号为Y112M-4。由机械设计手册查得，电动

6、机机座中心高为100mm，外伸轴颈为28mm，外伸轴长为60mm。表3-1电动机相关数据电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）电动机重量（N）参考价格（元）传动装置的传动比Y112M-44同步转速满载转速470230总传动比V带传动比减速1500144016.152.37.02第四章 传动比的分配和动力参数的计算4.1确定传动装置的总传动比和分配传动比1) 总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 /n1440/82.7617.402) 分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.3，则减速器传动比为

7、17.40/2.37.57根据各原则，查图得高速级传动比为3.24，则2.333) 传动装置运动动力参数的计算各轴转速的计算1440/2.3626.09r/min626.09/3.24193.24r/min/193.24/2.33=82.93 r/min=82.93 r/min各轴输入功率计算3.250.963.12kW23.120.980.952.90kW22.970.980.952.70kW24=2.770.980.972.57kW则各轴的输出功率：0.98=3.06 kW0.98=2.84 kW0.98=2.65kW0.98=2.52 kW各轴输入转矩计算 = Nm电动机轴的输出转矩=9

8、550 =95503.25/1440=21.55 N =21.552.30.96=47.58 Nm=47.583.240.980.95=143.53 Nm=143.532.330.980.95=311.35Nm=311.350.950.97=286.91 Nm输出转矩：0.98=46.63 Nm0.98=140.66 Nm0.98=305.12Nm0.98=281.17 Nm表二 各轴的运动和动力参数轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.

9、243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.93第五章 传动零件的设计计算5.1 V带的传动设计1） 确定计算功率已知 ；。查的工作情况系数，则2） 选取窄V带带型根据、，查表选用Z型窄V带。3） 确定带轮基准直径查表选用主动轮基准直径：由教材查得，主动轮基准直径，从动轮基准直径；。实际传动比，与原分配传动比一致。带的速度，合适。4） 确定窄V带的基准长度和传动中心距：根据，初步确定中心距。根据教材，选用基准长度。实际中心距。5） 验算主动轮上包角 ，主动轮包角合适。6） 计算窄V带根数z由， ，得，则。取根。7） 计算预紧力查表

10、得，则：8） 计算作用在轴上的力现将V带主要数据归纳如下：表5-1 V带主要数据名称结果名称结果名称结果带型Z传动比3.17根数2带轮基准直径dd1=112mm基准长2500预紧力263.975dd2=355mm中心距874.72压轴力522.7315.2高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=iZ=3.2424=77.76 取Z=78. 齿轮精度按GB/T10

11、0951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2） 确定各参数的值:试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =60626.091（283008）=1.442510hN= =4.4510h #(3.25为齿数比,即3.25=)查课本10-19图得：K=0.93 K=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.93550=511.5 =0.96450=432 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7

12、得: =1T=95.510=95.5103.19/626.09=4.8610N.m3）设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=49.53mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.01计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数K=1.07,查课本由表10-4得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42查课本由表10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得

13、: K=1.2故载荷系数:KK K K K =11.071.21.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=49.53=51.73计算模数=4） 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩48.6kNm 确定齿数z因为是硬齿面，故取z24，zi z3.242477.76传动比误差 iuz/ z78/243.25i0.0325，允许计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos78/ cos1485.43 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数KKK K K K=11.071.21.3

14、51.73 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.592 Y2.211 应力校正系数Y1.596 Y1.774 重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/241/78）cos141.655arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数Y轴向重合度 1.825,Y10.78 计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.25工作寿命单班制，5年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt60271.4718300286.

15、25510大齿轮应力循环次数N2N1/u6.25510/3.241.930510查课本表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86 K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=51.73来计算应有的齿数.于是由:z=25.097 取z=25那么z=3.2425=81 几何尺寸计算计算中心距

16、a=109.25将中心距圆整为110按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=51.53d=166.97计算齿轮宽度B=圆整的 5.3低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=30速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=2.3330=69.9 圆整取z=70. 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.6查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45试选,查课本由图10-26查得=

17、0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71应力循环次数N=60njL=60193.241(283008)=4.4510 N=1.9110由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.94 K= 0.97 查课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=0.98550/1=517540.5查课本表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 T=95.510=95.5102.90/193.24=14.3310N.m =65.712. 计算圆周速度 0.6653. 计算齿宽b=d=16

18、5.71=65.714. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.252.142=5.4621 =65.71/5.4621=12.035. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故载荷系数K=11.041.21.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=65.71计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1）计算小齿轮传递的转矩1

19、43.3kNm（2）确定齿数z因为是硬齿面，故取z30，zi z2.333069.9传动比误差 iuz/ z69.9/302.33i0.0325，允许（3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角 初定螺旋角12（5）载荷系数KKK K K K=11.041.21.351.6848（6）当量齿数 zz/cos30/ cos1232.056 zz/cos70/ cos1274.797由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （7） 螺旋角系数Y轴向重合度 2.03Y10.797（8） 计算大小齿轮的 查课本图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿

20、命系数K=0.90 K=0.93 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=72.91来计算应有的齿数.z=27.77 取z=30z=2.3330=69.9 取z=70 初算主要尺寸计算中心距 a=102.234将中心距圆整为103 修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=61.34d=143.12 计算

21、齿轮宽度圆整后取 图5-1 齿轮简图5.4传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.70KW =82.93r/min=311.35Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =143.21 而 F= F= F F= Ftan=4348.160.246734=1072.84N. 初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LT7

22、型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型。表5-2 轴承相关数据DB轴承代号 45851958.873.27209AC 45851960.570.27

23、209B 451002566.080.07309B 50 80 16 59.270.97010C 50 80 16 59.270.97010AC 50 90 20 62.477.77210C图5-2轴承简图2. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减

24、速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,高速齿轮轮毂长L=50,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 传动轴总体设计结构图:图5-3 从

25、动轴图5-4 中间轴图5-5 主动轴 从动轴的载荷分析图:图5-6 动轴的载荷分析6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全7.精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章

26、的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =311.35截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 因 经插入后得2.0 =1.31轴性系数为 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=125

27、00抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面左侧的弯矩M为 M=133560截面上的扭矩为 =295截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =K=K=所以 综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的5.5键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=55 d=65查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 36-16=2050-20=30键与轮毂键槽的接触高度 K=0.

28、5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 两者都合适取键标记为： 键2：1636 A GB/T1096-1979键3：2050 A GB/T1096-19795.6箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的

29、工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，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，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔

30、：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改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：表5-3 减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与

31、机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）5.7 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润

32、滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。5.8联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算.公称转矩：T=95509550333.5查课本,选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为

33、500Nm第六章 设计小结与心得体会经过紧张而忙碌的设计，完成了机械设计课程设计的任务。从电动机型号选择、齿轮的设计计算、轴承的计算和选择，到联轴器的选择、减速器箱体设计，每一步骤都经过了认真设计及反复演算，直至最终达到设计要求。在设计的过程中收获很大，主要有如下几点：第一、我们对多门学科的综合运用能力得到了提高，机械设计过程是一个综合了机械设计、机械原理、理论力学、机械工程材料、互换性、数学等多学科知识的运用过程，将我们在机械设计系列过程中所学的有关机构原理方案机械设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法结构及工艺设计等内容有机的结合，进行了综合设计实践训练，有利于增强我们的创新能力

34、和竞争意识。第二、我们的分析问题的能力得到了较大的提高。齿轮减速器的设计是一个从整体的传动过程分析，到齿轮设计及轴的设计，在设计轴的同时还要完成轴及减速器的设计的一个完整的设计过程。我们只有先从总体上把握整个设计的内容，并把这些内容分步骤进行，才能在设计中顾全总体需要，不至于相互之间尺寸不匹配。第三、我们对加工工艺的有了一定的了解，在设计过程中，不可避免的要考虑到加工工艺的难易程度及可行性。在箱体设计时，要考虑到铸造圆角，拔模斜度等问题，轴的设计也要考虑设计时退刀槽，越程槽等工艺结构以及倒圆、倒角，这些都要求要对加工工艺过程有一定的了解。第四、我们对机械设计的三维CAD软件如Solid Edg

35、e的运用水平有了进一步提高。三维模型的设计代表将来机械设计的发展方向，作为一个小型三维CAD软件，Solid Edge在机械设计的各个方面都得到了广泛的应用。总之，通过这次机械设计综合课程设计，我们对机械的设计整个过程有了一个全面的了解，同时也对一些现代设计方法有了一个大致的认识。这次课程设计为我们大四的毕业设计做了良好铺垫。参考文献1 徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，19912 周开勤主编.机械零件手册.第四版.北京：高等教育出版社，19943 齿轮手册编委会.齿轮手册.北京：机械工业出版社，19904 吴宗泽主编.机械结构设计.北京：机械工业出版社，19885 濮良贵，纪名刚主编.机械设计.第七版.北京：高等教育出版社，19966 减速器实用技术手册编委会编.减速器实用技术手册.北京：机械工业出版社，19927 余梦生，吴宗泽主编.机械零部件手册造型设计指南.北京：机械工业出版社，19968 章日晋等主编。机械零件的结构设计.北京：机械工业出版社，19879 机械工业部洛阳轴承研究所编.全国滚动轴承产品样本，199532