机械设计课程设计——V带传动二级圆柱斜齿轮减速器.docx

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1、机械设计基础课程设计 V带传动二级圆柱斜齿轮减速器题目题号： V带传动二级圆柱斜齿轮减速器学 院： 机电工程学院专业班级： 机械103班学生姓名： 高石磊 霍亚东 牛彦文指导教师： 王银彪成 绩： 优秀2012 年 12 月 01 日一 课程设计书 2二 设计要求 2三 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 64. 计算传动装置的运动和动力参数 85. 设计V带和带轮 106. 齿轮的设计 137. 滚动轴承和传动轴的设计 208. 键联接设计 289. 箱体结构的设计 3010.润滑密封设计 31 11.联轴器设计 32四

2、设计小结 33 五 参考资料 35一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一: 鼓轮直径(mm)传送带速度（m/s）传送带主动轴所需扭矩（Nm）2801.55700二. 设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的

3、总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮1.传动装置总体设计方案: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： 图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。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,为轴承的效率，为齿轮的效率，为联轴器的效率，为鼓轮传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.

4、因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.电动机的选择电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较300广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。确定电动机的功率电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，

5、功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。1. 带式输送机所需的功率 由1中公式（2-3）得： 设计题目给定：输送带拉力F（N）=2000N 输送带速度V(m/s)=1.55 m/s 2. 计算电动机的输出功率根据文献1（机械零件设计指导关阳等编 辽宁科学技术出版）表22确定个部分效率如下：弹性联轴器：（1个）滚动轴承（每对）：（共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承）圆柱齿轮传动：（精度8级）传动滚筒效率：V带传动效率：得电动机至工作机间的总效率:卷筒的效率:电动机的输出功率：确定电动机的转速同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动

6、比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。三相异步电动机常用的同步转速有，常选用或的电动机。1. 计算滚筒的转速由公式计算滚筒转速：工作机的转速：设计题目给定：滚筒直径D=280mm输送带速度V(m/s)=1.55m/s确定电动机的转速 由参考文献2（机械设计）中表181可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为，由参考文献1 V带传动比范围为，所以总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围是：符合这一范围的同步转速有3000r/min由参考文献1中表h11查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)最大转矩/额定转矩同步转速满载转速

7、1Y100L-23300028802.32Y112M-24300028902.33Y132S1-25.5300029002.3表h11中，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及总传动比，即选定2号方案，电动机型号为Y112M-2其主要参数如下：表2-1电动机相关参数型号额定功率满载转速计算输出功率轴伸长中心高轴颈键槽宽Y112M-24kw2890 r/min3.76kw380mm100mm60mm8mm表2-2带式输送机相关参数皮带速度皮带拉力滚筒直径工作条件每天时间设计寿命转速功率1.55m/s2000N300mm平稳连续8小时9年105.7r/min1.8kw3.传动装置总传动比的确定及

8、各级传动比的分配由选定电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可得传动装置的总传动比对于多级传动计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷。 计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴的转速 可得：总传动比合理分配各级传动比由参考文献1中表23，取带传动比，则 两级减速器传动比由于减速箱是展开布置，所以，取高速级传动比，由得低速级传动比为，从而高速级传动比为表2-3传动比分配 总传动比电机满载转速电机-高速轴高速轴-中间轴中间轴-低速轴滚筒转速2890r/min=2=4.29=3.18105.7 r/min4.计算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，应

9、首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。0轴（电机轴）输入功率、转速、转矩轴（高速轴）输入功率、转速、转矩轴（中间轴）输入功率、转速、转矩轴（低速轴）输入功率、转速、转矩轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩各项指标误差均介于+0.5%-0.5%之间。各轴运动和动力参数见表4：表2-4各轴运动和动力参数轴名功率P (/kw)转矩T（N/ m）转速n (r/min)传动比i效率电机轴413.22289020.96轴3.8425.3814454.290.97轴3.69104.56336.833.180.97轴3.54319.30105.9210

10、.99滚筒轴3.47312.95105.92确定带传动的主要参数及尺寸1. 带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。2. 设计依据 传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。3. 注意问题 带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小

11、轴径。5.V带传动设计计算1、确定计算功率由2中表8-7查得工作情况系数由2中公式8-21：2、选择V带的带型根据及,由2中图8-11选用C型3、确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径由2中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径验算带速按2中公式8-13验算带的速度因为,故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据2中公式8-15a计算大带轮的基准直径由2中表8-8取4、确定V带的中心距和基准长度 根据2中公式8-20，,初定中心距由2中公式8-22计算所需的基准长度由2中表8-2选带的基准长度计算实际中心距由2中公式8-23计算5、验算小带轮上的包角根据2中公式8-25计算：6、计算带的

12、根数z计算单根V带的额定功率由和,查2中表8-4a得根据 和B型带查2中表8-4b得查2中表8-5得，查2中表8-2得,于是由2中公式8-26：计算V带的根数z 取2根7、计算单根V带的初拉力的最小值根据2中公式8-27：其中q由2中表8-3得A型带应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值由1中公式8-28得：9、带轮结构设计 查2中表8-10得大、小带轮总宽度：V型带传动相关数据见表3-0V。表3-0 V型带传动相关数据计算功率（kw）传动比i带速V (m/s)带型根数单根初拉力（N）压轴力（N）4.425.23C2345.601371.53小带轮直径(mm)大带轮直径(mm)中心距

13、(mm)基准长度（mm）带轮宽度(mm) 小带轮包角2505009964000102165.626.齿轮的设计选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照2中表10-8，选择8级精度（GB10095-88）3. 材料 由2中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS 小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS4. 试选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 齿数比按齿面接触强度设计1. 确定公式内各计算数值试选载荷系数小齿轮转矩由文献2中表10-

14、6查得材料弹性影响系数齿宽系数：由文献2中表107知齿宽系数由文献2中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限：计算应力循环次数由文献2中图10-19取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许应力取失效概率为1% 安全系数S=1由文献2中式10-12计算 由式试算小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 计算齿宽b 计算齿宽与齿高比模数 齿高 计算载荷系数据 8级精度。由图10-8查动载荷系数直齿轮由文献2中表10-2查得使用系数由文献2中表10-4用插入法查得8级精度、小齿轮相对非对称布置时由 在文献2中查图10-13 得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献2中式10-10a得

15、 计算模数m 按齿根弯曲强度计算由文献【1】中式10-5弯曲强度设计公式1. 确定公式内各计算数值 由文献2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由文献2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 由2中式10-12 计算载荷系数K 查取齿形系数由2中表10-5查得 查取应力校正系数由2中表10-5查得 计算大小齿轮的大齿轮的数值大2. 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数

16、的乘积有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.71并根据GB1357-87就近圆整为标准值，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮的齿数大齿轮的齿数 取实际传动比：传动比误差： 允许高速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径 中心距 齿轮宽度 取 表3-1 高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮2021304.22550455555大齿轮10521020521450低速级齿轮设计选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 传动速度不高，选择8级精度（GB10095-88） 材料选择小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS

17、大齿轮 45 调质 硬度240HBS 选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 按齿面接触强度设计1.确定公式内各计算数值试选载荷系数 小齿轮传递的扭矩由2中表10-6查得材料弹性影响系数由2中表10-7选取齿宽系数由2中图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 由2中式10-13计算应力循环次数 由2中图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许应力取失效概率为1% 安全系数S=1由2中式10-122.计算 计算小齿轮分度圆直径，代入 计算圆周速度 计算宽度b 计算齿宽与齿高比模数m 齿高 计算载荷系数据 8级精度。由2中图10-8查动载荷系数；直齿轮。由2中表10

18、-2查得使用系数。由2中表10-4用插入法查得8级精度、小齿轮相对非对称布置时由 查2中图10-13得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由2中式10-10a得 计算模数m 按齿根弯曲强度计算由2中式10-5弯曲强度设计公式 1. 确定公式内各计算数值 由2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 由2中式10-12 计算载荷系数K 查取齿形系数由2中表10-5查得 查取应力校正系数由2中表10-5查得 计算大小齿轮的大齿轮的数值大2.设计计算 根据2中表101就近圆整为

19、标准值计算小齿轮齿数 计算大齿轮齿数 实际传动比：传动比误差： 允许低速级齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 中心距 齿轮宽度 表3-2低速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮202.51703.0348578.759090大齿轮102255248.75260857. 传动轴和滚动轴承的设计确定轴的材料及初步确定轴的最小直径1、确定轴的材料输入轴材料选定为40Cr，锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率 输入轴的转速 输入轴的转矩 圆周力：径向力：3、初步确定轴的最小径，选取轴的

20、材料为40Cr，调制处理，根据2中表153，取初步设计输入轴的结构根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度已知轴最小直径为，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值，为了与外连接件以轴肩定位，故取B段直径为。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。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、标准精度级的深沟球轴承6005（参考文献3），其尺寸为，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故：。由于轴承厚

21、度为12mm，根据4中图5.3挡油板总宽度为13.5mm故，根据箱座壁厚，取10 且齿轮的右端面与箱内壁的距离，则取，根据4中图5.3，而挡油板内测与箱体内壁取3.5mm，故。根据参考文献1表3-1知中间轴的两齿轮间的距离，估取，且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为，因，故。设计轴承端盖的总宽度为40mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为20mm，故。根据根据带轮宽度可确定初步设计输出轴的结构输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴

22、器的计算转矩查表14-1，考虑到转矩变化很小故取，则：初选联轴按照计算应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-85,选用型号为LT8的Y型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径,故取半联轴器长度。 轴的结构设计（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度根据已确定的，由于f段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取e段直径为。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。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、标准精度级的深沟球轴承6011（参考文献3），其尺寸为，根据需要在挡油板的一端制出

23、一轴肩，故。由于轴承长度为18mm，挡油板总宽为16mm故，根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为13.5mm，而挡油板内测与箱体内壁取3.5mm，另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取5mm，综上累加得出，。根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出设计轴承端盖的总宽度为37mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故。按弯曲合成应力校核轴的强度(1).根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图：(2) .计算危险截面C处的 现将计算出的截面相关数据列于下表。载

24、荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T3 .校核轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取，由2中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限结论：强度足够。轴的设计中速轴的设计1、中速轴的功率 中速轴的转速 中速轴的转矩 2、初步确定轴的最小径因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为6206的深沟球轴承，其尺寸为。根据前两个轴的尺寸，不难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。；轴承的选择轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。输入轴轴承1. 轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承

25、受的径向载荷；轴承转速；轴承的预期寿命2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值按照3 表22-1选择的6005轴承 验算6005轴承；因此轴承6005合格。输出轴轴承1.轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷 ；轴承承受的转速 轴承的预期寿命 2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值按照3 表22-1选择的6011轴承验算6011轴承；因此轴承6011合格。中间轴轴承1.轴承类型的选择由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷 ；轴承承受的转速 轴承的预期寿命 2.轴承型号的选择求轴承

26、应有的基本额定动载荷值按照3表22-1选择的6206轴承. 验算6206轴承；因此轴承6206合格。8. 键联接设计1、输入轴键连接由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择A型普通平键。其尺寸依据轴颈，由2中表6-1选择。键长根据皮带轮宽度B=60mm选取键的长度系列取键长L=50mm. 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 GB/T 1096-20032、输出轴键连接 输出轴与齿轮4的键连接选择键连接的类型与尺寸一般8级以上的精度的齿轮有定心精

27、度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据，由2中表6-1查得键的剖面尺寸为，高度。由轮毂宽度及键的长度系列取键长。 校核键连接的强度键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 GB/T 1096-2003 输出轴端与联轴器的键连接据输出轴传递的扭矩应小于联轴器公称转矩。查国家标准GB/T 5014-85。选用HL8型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为。半联轴器孔径。 选择键连接的类型及尺寸据输出轴轴端直径，联轴器Y型轴孔，轴孔长度选取A型普通平键 校核键连接的强度键和联轴器的

28、材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由2中式6-1得，强度足够。键 GB/T 1096-2003 3 、中间轴的键连接 中间轴与齿轮2的键连接选择键连接的类型与尺寸一般8级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据，由2中表6-1查得键的剖面尺寸为，高度。由轮毂宽度及键的长度系列取键长。 校核键连接的强度键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 GB/T 1096-2003（2）、中间轴与齿轮3

29、的键连接依据中间轴与齿轮2的键连接方法。可确定出中间轴与齿轮3的键连接中的键 键 GB/T 1096-20039. 箱体结构的设计类型根据箱体设计，选用凸缘式轴承端盖。各轴上的端盖：闷盖和透盖：参照4表4.8 闷盖示意图 透盖示意图表4-1三个轴的轴承盖DDDDd0螺钉孔数ne1m b 1d17762374774833825927752627482971301108090941027105510.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

30、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。11.联轴器设计联轴器类型的选择为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性，可频繁的起动和正反转，可以补偿两轴的相对位移联轴器的型号选择（）计算转矩由2中表14-1查得，故由2中式（14-1）得计算转矩为式中为工作情况系数，由工作情况系数表确定。（3）选择联轴器型号根据GB5014-85中查得LT8型弹

31、性套柱销联轴器的许用转矩为 ,许用最大转速为，轴径为之间，故合用。则联轴器的标记：联轴器四. 设计小结这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、CAD实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体。2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械

32、设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.5. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。 致 谢

33、首先，我要特别感谢我的指导老师王银彪老师，他对我机械设计课程设计给予了很多的指导，花费了很多的心血，使我最后圆满完成了机械设计课程设计。在王老师悉心教导的这段时间里，他严谨的治学态度，渊博的知识，正直的人格，给我留下了极为深刻的印象，为我今后的工作、生活树立了良好的榜样。其次，我要感谢我同组的同学，他们给予了我很大的支持，对我们的设计成功的完成给予了大力的支持，使我顺利的完成了设计。再次感谢关心我，爱护我，帮助我的老师，朋友。五. 参考资料:1.机械设计西北工业大学机械原理及机械零件教研室编着。高等教育出版社2.机械原理西北工业大学机械原理及机械零件教研室编着。高等教育出版社2002年8月版3.机械设计手册 机械工业出版社2004年9月第三版4.实用轴承手册 辽宁科学技术出版社2001年10月版5. 机械课程设计指导书 第二版