齿轮泵设计课程设计

齿轮油泵设计

中文摘要

齿轮泵是用两个齿轮互啮转动来工作，对介质要求不高。一般

的压力在6MPa以下，流量较大。齿轮油泵在泵体中装有一对回转齿轮，一个主动，一个被动，依靠两齿轮的相互啮合，把泵内的整个工作腔分两个独立的部分。A为吸入腔，B为排出腔。齿轮油泵在运转时主动齿轮带动被动齿轮旋转，当齿轮从啮合到脱开时在吸入侧（A）就形成局部真空，液体被吸入。被吸入的液体充满齿轮的各个齿谷而带到排出侧（B），齿轮进入啮合时液体被挤出，形成高压液体并经泵排出口排出泵外。

齿轮油泵广泛应用于石油、化工、船舶、电力、粮油、食品、

医疗、建材、冶金及国防科研等行业。齿轮油泵适用于输送不含固体颗粒和纤维,无腐蚀性、温度不高于150℃、粘度为5～1500cst的润滑油或性质类似润滑油的其它液体。试用各类在常温下有凝固性及高寒地区室外安装和工艺过程中要求保温的场合。

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English abstract

Gear pump with two gears meshed rotating to work, no high requirement for medium General pressure below 6MPa, the larger flow. Gear pumps in the pump body with a pair of rotary gear, a drive, a passive, rely on the two gears mesh with each other, the whole work within the pump chamber in two separate parts. A is a suction chamber, for discharging cavity B. Gear pumps in operation when the passive gear driven rotary gear, when the gear was torn off from the mesh to the suction side ( A ) on the formation of partial vacuum, the liquid is sucked into the. The liquid was aspirated with gear each tooth Valley and take to the discharge side ( B ), into gear meshing liquid is formed by extrusion, high pressure liquid pump outlet and discharged out of the pump.

Gear pumps are widely used in petroleum, chemical, electric power, shipping, oil, food, medical, building materials, metallurgy and defense industry and scientific research. Gear pump is applicable to transport solid particles and fibers, no corrosion, no more than 150 degrees Celsius temperature, viscosity of 5～ 1500cSt lubricating oil or lubricating oil and other liquid similar in nature. The trial of all kinds under normal temperature

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solidification and outdoor installation alpine region and process requirements of insulation.

目 录

一、课程设计任务书………………………………………( 4 ) 二、齿轮的设计与校核……………………………………( 5 ) 三、卸荷槽的计算…………………………………………( 12 ) 四、泵体的校核……………………………………………( 13 ) 五、滑动轴承的计算………………………………………( 14 ) 六、联轴器的选择及校核计算……………………………( 17 ) 七、连接螺栓的选择与校核………………………………( 18 ) 八、连接螺栓的选择与校核………………………………( 20 ) 九、齿轮泵进出口大小确定………………………………( 21 ) 十、齿轮泵的密封…………………………………………( 22 ) 十一、法兰的选择…………………………………………( 23 ) 十二、键的选择……………………………………………( 24 ) 十三、键的选择……………………………………………( 25 ) 设计小结……………………………………………………( 27 ) 参考文献……………………………………………………( 29 )

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一、课程设计任务书

题目：齿轮油泵设计

工作条件：使用年限15年(每年工作300天)，工作为二班工作制。

原始数据：理论排量：125ml/r；额定压力：6.3MPa；工作介质轴承油：220mm2/s

注意事项：

课程设计任务书：

1）测绘一套相近部件或产品，完成测绘图；

2）根据给定要求设计齿轮泵，完成一套齿轮泵装配图和全部非标零

件图；

3）完成全部零件三维实体造型，并进行数字装配； 4）完成齿轮泵标准件的计算选型 5）完成齿轮泵非标零件精度设计

6）编写设计计算说明书一份（约7000字）。

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一、主要技术参数 根据任务要求，此型齿轮油泵的主要技术参数确定为： 理论排量：125ml/r 额定压力：6.3MPa 额定转速:552r/min 容积效率:≥90% 二、设计计算的内容 1.齿轮参数的确定及几何要素的计算 2mm/s由于本设计所给的工作介质的粘度为220，由表一进行 插补可得此设计最大节圆线速度为2.6m/s。 节圆线速度V： Dn V 100060 式中D——节圆直径（mm） n——转速 表2.1 齿轮泵节圆极限速度和油的粘度关系 液体粘度 12 45 76 152 300 520 760 mm2/s um/s5 4 3.7 3 2.2 1.6 1.25 max线速度 流量与排量关系式为： Q0P0n Q0——流量 P0——理论排量（ml/r） 2.齿数Z的确定，应根据液压泵的设计要求从流量、压力脉动、 机械效率等各方面综合考虑。从泵的流量方面来看，在齿轮分度圆 不变的情况下，齿数越少，模数越大，泵的流量就越大。从泵的性 能看，齿数减少后，对改善困油及提高机械效率有利，但使泵的流 量及压力脉动增加。 目前齿轮泵的齿数Z一般为6-19。对于低压齿轮泵，由于应用 在机床方面较多，要求流量脉动小，因此低压齿轮泵齿数Z一般为 13-19。齿数14-17的低压齿轮泵，由于根切较小，一般不进行修正。 3.确定齿宽。齿轮泵的流量与齿宽成正比。增加齿宽可以相应 地增加流量。而齿轮与泵体及盖板间的摩擦损失及容积损失的总和 与齿宽并不成比例地增加，因此，齿宽较大时，液压泵的总效率较 二、齿轮的设计与校核 - 6 - / 31

高.一般来说，齿宽与齿顶圆尺寸之比的选取范围为0.2～0.8，即： B（0.2~0.8）Da B1000q06.66Zm2 Da——齿顶圆尺寸（mm） 4.确定齿轮模数。对于低压齿轮泵来说，确定模数主要不是从强度方面着眼，而是从泵的流量、压力脉动、噪声以及结构尺寸大小等方面。 通过对不同模数、不同齿数的齿轮油泵进行方案分析、比较结果，确定此型齿轮油泵的齿轮参数如下： （1）模数m3 （2）齿数Z14 （3）齿宽b42 因为齿轮的齿数为18，不会发生根切现象，所以在这里不考虑修正，以下关于齿轮参数的计算均按标准齿轮参数经行。 （4）理论中心距A0Dfmz31472mm （5）实际中心距ADfmz72mm （6）齿顶圆直径DemZ2314248mm （7）基圆直径Dj Djmzcosn314cos2028.8mm （8）基圆节距（9）齿侧间隙tjmcosn1.5cos204.42 cn cn0.01~0.08m0.01~0.0830.03~0.24 （10）啮合角20 （11）齿顶高h1.5m1.534.5 （12）齿根高h1.25m1.2533.75 （13）全齿高h2.25m2.2536.75 （14）齿根圆直径Di - 7 - / 31

齿轮各参数 《机械原理》 P180

（15）径向间隙 DeDic0mA72246.7541.25 22 e（16）齿顶压力角 RiZ18earccosarccoscosnarccoscos20 32.25ReZ2182 sf （17）分度圆弧齿厚 cnm50.4sf7.10 22cosn22cos20 （18）齿厚s m s4.71 2 （19）齿轮啮合的重叠系数 Ztanetan18tan31.77tan201.46 ππ （20）公法线跨齿数  KZ0.52.5 180 c0n（21）公法线长度（此处按侧隙 计算） Lm2.9521n0.50.015z  32.9521Z0.50.50.01514 180 24.432 (22)油泵输入功率 pqn-3 N10(kw) 60m 6.3106125106552 8.05（kw）600.9 公法线跨齿数 式中：N - 驱动功率 (kw) 《液压技术手册》范p -工作压力 (MPa) 存德P242 q - 理论排量 (mL/r) n - 转速 (r/min) DiDe2h4826.7513.5 - 8 - / 31

m- 机械效率，计算时可取0.9。 三、校核 此设计中齿轮材料选为40cr，调质后表面淬火 1.使用系数KA表示齿轮的工作环境（主要是振动情况）对其造成的影响，使用系数KA的确定： 表2.3 使用系数 原动机工作特性 均匀平稳 轻微振动 中等振动 均匀平稳 1.00 1.10 1.25 工作机工作特性 轻微振动 1.25 1.35 1.50 中等振动 强烈振动 1.50 1.60 1.75 1.75 1.85 2.0 1.50 1.75 2.0 2.25 强烈振动 液压装置一般属于轻微振动的机械系统所以按上表中可查得KA可取为1.35。 2.齿轮精度的确定 齿轮精度此处取7 表2.4 各种机器所用齿轮传动的精度等级范围 机器名称 汽轮机 金属切削机床 航空发动机 轻型汽车 精度等级 3 ~ 6 3 ~ 8 4 ~ 8 5 ~ 8 机器名称 拖拉机 通用减速器 锻压机床 起重机 精度等级 6 ~ 10 6 ~ 9 6 ~ 9 7 ~ 10 .动载系数KV表7 ~ 9 8 ~ 11 示载重汽车 农业机械 由于齿轮制造及装配误差造成的不定常传动引起的动载荷或冲击造成的影响。动载系数的实用值应按实践要求确定，考虑到以上确定的精度和轮齿速度，偏于安全考虑，此设计中4.齿向载荷分布系数KV取为1.1。 KH是由于齿轮作不对称配置而添加的系数，此设计齿轮对称配置，故KH取1.185。 5.一对相互啮合的齿轮当在啮合区有两对或以上齿同时工作- 9 - / 31

油泵输入功率 《液压元件》严金坤 P34 3

时，载荷应分配在这两对或多对齿上。但载荷的分配并不平均，因 K此引进齿间载荷分配系数H以解决齿间载荷分配不均的问题。对 各种机器所用齿轮传动的精度等级范围 《机械精度设计与检测基础》P201 《机械设计》P210 直齿轮及修形齿轮，取KH=1 ZE6.弹性系数表见表3 12112121EE2MPa21 单位——，数值列表2.5 弹性模量 齿轮材料 弹性模量 配对齿轮材料 灰铸铁 球墨铸铁 162.0 161.4 156.6 143.7 181.4 180.5 173.9 12铸钢 188.9 188 锻钢 189.8 夹布塑料 7850 KV 《机械设计》P194 锻钢 铸钢 球墨铸铁 灰铸铁 此设计中齿轮材料选为40cr，调质后表面淬火，由上表可取。 ZE189.8(MPa) KH 《机械设计》 P195 弹性模量 《机械设计》 P201 图2.1弯曲疲劳寿命系数 弯曲疲劳强度寿命系数KFN 7.选取载荷系数K1.3 8.齿宽系数d的选择 - 10 - / 31

bdd1 1.齿面接触疲劳强度校核 对一般的齿轮传动，因绝对尺寸,齿面粗糙度，圆周速度及润滑等对实际所用齿轮的疲劳极限影响不大，通常不予以考虑，故只需考虑应力循环次数对疲劳极限的影响即可。 齿轮的许用应力 按下式计算 lim SS——疲劳强度安全系数。对解除疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声，振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取 SSH1。但对于弯曲疲劳强度来说，如果一旦发生断齿，就会引起严重事故，因此在进行齿根弯曲疲劳强度计算时取 SSF1.25~1.5。 KN——寿命系数。弯曲疲劳寿命系数KFN查图1。循环次数N的计算方法是：设n为齿轮的转速（单位是r/min）；j为齿轮每转一圈，同一齿面啮合次数；Lh为齿轮的工作寿命（单位为h），则齿轮的工作应力循环次数N按下式计算： N60 njLh (1)设齿轮泵功率为 Pw，流量为Q，工作压力为P，则 PwP106Q103/607.245(kw)(2)计算齿轮传递的转矩 9.55106PWT125343.75Nmmn d(3)b420.47d190 12(4)ZE189.8(MPa) (5)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim500MPa (6)计算循环应力次数 N60 njLh605521（2830015）2.38109 - 11 - / 31

齿轮校核 《机械设计》 P219

(8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为0.1，安全系数S=1 KHNlim H0.9500MPa450MPaS (9)计算接触疲劳强度 KKAKVKHKH1.76 2TFt2785.416667N d1 齿数比u1 KFtu1H2.5ZE764.20 MPa [H] bd1u 2.齿根弯曲强度校核 (1)由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE650MPa K0.85(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数FN (3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4则： 齿面接触疲劳强度 《机械设计》 KFNFE0.85650P201 F394.64MPaS1.4 KKAKVKHKH1.485(4)载荷系数 Y2.85Y1.54FaSa(5)查取齿形系数 应力校正系数 (6)计算齿根危险截面弯曲强度 KFtYSaYFa1.4852785.4166672.851.54F86.45MPa bm425 (7)由机设图10-19取接触疲劳寿命系数KHN0.9  <F 所以，所选齿轮参数符合要求。 u 《机械设计》 p202 - 12 - / 31

三、卸荷槽的计算 此处按“有侧隙时的对称双矩形卸荷槽”计算。 （1）两卸荷槽的间距a m2z52142aπcosnπcos22011.75 A90（2）卸荷槽最佳长度c的确定 cminm2z22mcos1cos6.35 2A（3）卸荷槽深度h h0.8m0.832.4 0.4Re1.3RYPsMPa22RyRe22 - 13 - / 31

四、泵体的校核 泵体材料选择球墨铸铁（QT600-02）。由机械手册查得其屈服应力s为~MPa。因为铸铁是脆性材料，因此其许用拉伸应力的值应该取为屈服极限应力即的值应为~MPa 泵体的强度计算可按厚薄壁圆筒粗略计算拉伸应力 计算公式为 式中Ry——泵体的外半径（mm） Re——齿顶圆半径（mm） ps——泵体的试验压力（MPa） 一般取试验压力为齿轮泵最大压力的两倍。 即 ps=2p=2x6.3=12.6MPa 因为 s 代数得Ry61.29mm 考虑加工设计等其他因素，所以泵体的外半径取为62mm。 - 14 - / 31

泵体材料 五、滑动轴承的计算 《液压技术手册》范存德P250 选择轴承的类型 选整体式液体静压轴承：因为此种类类型的轴承用于低速轻载，材力P25 且难以形成稳定油膜。 轴承材料选择及性能 计算轴承宽度 材[p] [pv] 最高轴颈硬 料牌号 [v] /MP/MPa. 工作度、 类（名称） /m/s a m/s 温度 BHS 别 ZCuAll0F铝 e3 青15 4 12 280 300 （10-3铝铜 青铜） 一般轴承的宽径比B/d范围在0.3-1.5，宽径比小，有利于提 高运转稳定性，提高端卸量以降低温度。但轴承宽度越小，轴承 承载能力也随之降低。综合考虑宽经比取0.5 B所以轴承宽度B()d0.50.0280.014m d 计轴颈圆周速度 ndV0.81m/s 60x1000（1）按从动齿轮所受径向力计算，两滑动轴承所受径向力之和 为 F0.85△pBDe0.856.3141007497N 式中：△p的单位为MPa，B和De的单位为mm。 每个轴承所受径向力为 F7497F1F23748.5N 22 （2）轴承PV值 Fn3748.5552PV2.58MPa/ms 19100B1910042 （3）齿轮轴颈线速度 dn100552V2.89m/s 601000601000 （4）轴承单位平均压力（比压） - 15 - / 31

查机械设计中表12-2，在保证pp,vv,pvpv的条件下， 选定轴承材料为ZCuAll0Fe3 （6）换算出润滑油的动力粘度 已知选用的润滑油的运动粘度v=220cSt 滑动轴承的计算 取润滑油密度900kg/m3 《机械设计》P299 润滑油的动力粘度v10-690022010-60.198Pas （7）计算相对间隙 由式 44 n95529（）（） 60600.0001 ，取为0.00125 3131109109 （8）计算直径间隙 d0.00125280.035mm （9）计算承载量系数 F23748.50.0012520.48 由式Cp 2B20.1980.810.042 (10)计算轴承偏心率 根据的值查《机械设计》中表12-6，经过查算求出偏心率 0.310 （11）计算最小油膜厚度 d 由式hmin(1)32.6m 2 （12）确定轴颈、轴承孔表面粗糙度十点高度 按照加工加工精度要求取轴颈表面粗糙度为0.8，轴承孔表面粗 糙度为1.6，查机《械械设计》书中表7-6得轴颈Rz13.2m，轴 承孔Rz26.3m。 （13）计算许用油膜厚度 （0.81.6）4.8m 取安全系数S=2,由式hS(Rz1Rz2)2 因hminh，故满足工作可靠性要求。 （14）计算轴承与轴颈的摩擦系数 F3748.52.6775MPa dB0.10.014(5) 选择轴瓦材料 p- 16 - / 31

因轴承的宽径比B/d=0.5,取随宽径比变化的系数 d1.5运动粘度 （）3.67，计算摩擦系数 《机械设计》 B25520.198 60f0.50.50.001253.670.00275 6p0.001256.310表4-1 P53 （15）查出润滑油流量系数 由宽径比B/d=0.5及偏心率0.310查《机械设计》书中图 q12-16，得润滑油流量系数0.11 Bd （16）计算润滑油温升 按润滑油密度900kg/m3，取比热容c1800J/(kgC)，表 面传热系数s80W/(m2C)，由式 f0.002756()p()6.310 0.00125t22.226 C80qs18009000.11 cvBd0.001252.89 （17）计算润滑油入口温度 t22.226 由式titm50C38.887C 22 因一般取tm3540C,故上述入口温度适合。 （18）选择配合 F7 根据直径间隙0.035mm，按GB/T1800.3-1998选配合,h6 00.041查得轴承孔尺寸公差为28mm，轴颈尺寸公差mm。 280.0130.020 （19）求最大、最小间隙 max0.054mm min0.020mm 因0.035mm，在max与min之间，估算配合合用 - 17 - / 31

六、联轴器的选择及校核计算 1.联轴器类型选择： 为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。 2.载荷计算： 设齿轮泵所需功率为Pw PwP106Q103/607.245(kw) Q——流量 P——工作压力 公称转矩： 9.55105P TI125.34Nm n 由机械设计表14-1查得取 1.3，故由式（14-1）计算转矩为： 图6.1 联轴器 ca162.95m 由机械设计综合课程设计P143表6-97得刚性凸缘联轴器 （GB/T5843—2003）轴孔直径为28的联轴器工程转矩为224N.m， 许用最大转速为9000r/min，,故选用轴孔直径为28mm的联轴器满 工图355 足要求。 公差，课设150 轴孔长L1/mD1/m 型号 D/mm d/mm d1/mm 度L/mm m m J型 44 62 55 105 28 48 - 18 - / 31

七、轴的强度计算 轴的强度计算一般可以分为三种： 1.按扭转强度或刚度计算；2.按弯矩合成刚度计算；3.精确强度 校核计算。根据任务要求我们选择第一种，此法用于计算传递扭矩，联轴器 《课程设计》P143 不受或受较小弯矩的轴。 材料选用40Cr ，[T]35~55MPa，A0112~97 P7.245 dA03A030.2359A0 n552 d-轴端直径，mm T-轴所传递的扭矩，N.m P T9.55106 n P-轴所传递的功率，Kw n-轴的工作转速,r/min T-许用扭转剪应力，Mpa 又0.2359A0为22.88~26.41，考虑有两个键槽，将直径增大 15%，则：dmax22.881.1526.312， 67.2456P9.55109.5510 T552nT34.404MPa[T] WT0.2d30.226.3123 考虑加工安全等其他因素，则取28。 轴在载荷作用下会发生弯曲和扭转变形，故要进行刚度校核。 轴的刚度分为扭转刚度和弯曲刚度两种，前者用扭转角衡量，后者 以挠度和偏转角来衡量。 轴的扭转刚度 轴的扭转刚度校核是计算轴的在工作时的扭转变形量，是用每 米轴长的扭转角度量的。轴的扭转变形要影响机器的性能和工作精 度。 T 轴的扭转角735040.150/m d 查《机械设计手册》表5-1-20可知满足要求。 2、轴的弯曲刚度 轴在受载的情况下会产生弯曲变形，过大的弯曲变形也会影啊 轴上零件的正常工作， 因此，本泵的轴也必须进行弯曲刚度校核， - 19 - / 31

p0.001~0.002rad 轴的径向受到力与齿轮沿齿轮圆周液压产生的径向力和由齿轮啮合产生 的径向力和相等。在实际设计计算时用 F0.85△pBDe近似计算作用 在从动齿轮上的径向力，即轴在径向 受到的力为 F0.85△pBDe 0.856.314100。 7497N 查《机械设计手册》可得 F0.028277y[10.52()2] 446100.02828 0.0769yp F0.02821（1） 446100.0282 0.000854radp 故可得轴满足要求。 轴的分析 yp(0.01~0.03)mn0.05~0.15 - 20 - / 31

八、连接螺栓的选择与校核 1.螺栓选用 材料：低碳钢 由于螺栓组是塑性的，故可根据第四强度理论求出预紧状态下的计算应力 2231.3 ca对于M10~M64普通螺栓连接在拧紧时虽是同时受拉伸和扭转的联合作用，单在计算时，只按拉伸强度计算，并将所受的拉力增大30%来考虑扭转的影响。 FPS6.31062R21066.31062502106 98960.16859NF——螺栓组拉力 P——压力 S——作用面积 SR2 R——齿顶圆半径 取螺栓组中螺钉数为4 由于壁厚b0=12，沉头螺钉下沉5mm ,腔体厚42mm则取螺纹规格d=M10,公称长度L=54,K=4，b=16性能等级为8.8级，表面氧化的内六角圆柱螺钉。 下面对它进行拉伸强度校核 F拉伸强度条件为[] 2（0.85d）4F——工作拉力，N; d——螺栓危险截面的直径，mm []——螺栓材料的许用拉应力，MPa； 4315MPa d24F2231.3409.5MPa ca由机械设计教材P87 表5-8可知：性能等级为8.8级的螺钉的抗拉强度极限[]800MPa 密封 《机械设计综合课程设计》 P139 - 21 - / 31

满足条件，螺钉可用。 九、齿轮泵进出口大小确定 齿轮泵的进出口流速计算公式： Qqn V10102m/s 60S60S式中：Q——泵的流量（L/min）; q——泵的排量（ml/r）; n——泵的转速（r/min）; S——进油口油的面积（cm2） 因为齿轮泵的进油口流速一般推荐为2——4m/s,出油口流速一般推荐为3——6m/s. 这里选进油口流速为3m/s,出油口流速为5m/s 利用上一个公式算得进油口面积S进0.383cm2, 出油口面积S出0.23cm2 由SR2得进油口半径R进3.49mm,R出2.71mm - 22 - / 31

螺栓校核 机设P81 腔体厚即齿轮宽度 《课设》P94

齿轮泵进出口大小确定 《液压技术手册》范 存德P242 十、齿轮泵的密封 轴承盖上均装垫片，透盖上装J型无骨架橡胶油封。因轴径 d=12mm，由GB/T 9877.1-1988,GB/T 9877.2-1988 查得J型无骨架 橡胶油封的相关尺寸参数如下： 内径D128mm，外径D042mm。 高度H=12mm。 - 23 - / 31

十一、法兰的选择 因为法兰外径D=124, 所以由中国JB标准JB/T79.1-94，可选用数量为4的M12单头螺栓 - 24 - / 31

《课程设计》 P139

十二、键的选择 键的截面尺寸b和h按轴的直径d由标准来选定，键的长度L一般可按轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度；一般轮毂的长度可取L/(1.5~2)d，这里d为轴的直径。由机械设计P106 表6-1可选得b,8，h=7，L=40。 - 25 - / 31

十三、挡圈的选择 轴的直径d=12，所以由挡圈国标 GB/T 894. 1—1986 可查得以下参数： 挡圈：d025.9mm，b3.6，d12 沟槽：d226.600.21，m1.3，n2.1 键 《机械设计》 P105 《机械设计综合课程设计》P103表6-51 - 26 - / 31

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设计小结

三周的机械课程设计结束了，说是三周，实则两周，第一周因测绘，因而无暇搞设计，两周的时间紧迫，因为感觉手里的资料太少了，没有，于是不得不晚上和周末抽时间来继续搞设计，时间抓的紧也很充实。

作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做这样的课程设计是十分有意义。在已度过的两年半大学生活里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去面对现实中的各种机械设计？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当属查阅了很多次设计书和指导书。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计书是十分必要的，同时也是必不可少的。我们做的是课程设计，而不是艺术家的设计。艺术家可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。记得我曾经设计了一个很“艺术化”的减速器箱盖吊钩，然后找老师询问，结果马上被老师否定了，因为这样的设计，理论上可用，实际上加工困难，增加产品成本。所以我们工程师搞设计不要认为自己是艺术家，除非是外形包装设计。

作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，虽然本次课程设计没有要求用 auto CAD制图，但我却在整个设计过程中都用到了它。用cad制图方便简洁，易修改，速度快，我的设计，大部分尺寸都是在cad上设计出来的，然后按这尺寸画在图纸上。这样，有了尺寸就能很好的控制图纸的布局。

另外，课堂上也有部分知识不太清楚，于是我又不得不边学边用，时刻巩固所学知识，这也是我作本次课程设计的第二大收获。整个设计我基本上还满意，由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。希望答辩时，老师多提些问题，由此我可用更好地了解到自己的不足，以便课后加以弥补。

经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。

除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经过老师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然。

刚刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。

经过这次课程设计感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训

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练能够非常熟练的使用Word和CAD。并

所以这次课程设计，我觉得自己真的收获非常的大。打完这行字，真的心一下子放了下来，看到自己完成的成果，真的觉得虽然很累，但觉得很欣慰，这次课程设计应该是达到了预期的效果。

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参考文献

[1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版）．北京：高等教育出版社，2006． [2] 龚溎义、罗圣国．机械设计课程设计指导书（第二版）．北京：高等教育出版社，1990．

[3] 吴宗泽、罗圣国．机械设计课程设计手册（第二版）．北京：高等教育出版社，1999．

[4] 陈铁鸣．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003．

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