带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计

机械设计课程设计计算说明书

设计课程题目 带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

的设计

（院）系 机械工程系 专业 机械制造与自动化 班级 机制S2009-4班 设计者 李进峰 指导老师 黄代英 机械系

2010年4月20日

摘 要

本次设计的课题是一级圆柱齿轮减速器在传动装置中的应用，通过合理的计算得出相应的机器部件，

同时也分析了部分零件的加工工艺和一些附件的设计与计算过程。本次设计注重的是几个常见的零件的加

工工艺分析和部件的计算，这样使得对设计减速器有更深层的认识，同时也强调了对减速器总体结构的认

识和一些转配的方法。在整个设计中计算占很大的比例，因为只有精确的数据才能够得出相应的部件，从

而是减速器获得良好的工作性能和技术要求。近十几年来，由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得

机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械产品的多样化整机配套的模块化，标准化，以及造型

设计艺术化，使产品更加精致，美观化。在21世纪成套机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。

CNC机床和工艺技术的发展，推动了机械工艺的飞速发展。在传动系统的设计中的电子控制、液压传动、

齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱体中优化传动组合的方向。在传动设计中的交叉，将成为新型传动

产品发展的重要趋势。

关键词： 工艺分析、计算、减速器

引言

机械设计基础课程设计是机械设计基础课程中的一个重要的实践性教学环节，是高等工科院校机械类和近

机类专业学生第一次叫较为全面的机械设计的应用实训环节。通过课程设计这一教学环节，力求从课程内

容上、从分析问题和解决问题的方法、从设计思想上培养学生的工程设计能力。

机械设计基础课程设计的目的 ：

（1） 培养学生综合应用机械设计基础课程及其他先选修课程的理论知识和生产实际知识去分析和

解决工程实际问题的能力，并使所学知识得到巩固、加深和融会贯通，协调应用。

（2） 使学生学习和掌握一般机械设计的基础设计方法，设计步骤。培养独立设计能力，为今后专

业课程设计及毕业设计打下基础。

（3） 使学生在设计中得到基本技能训练，如计算，绘图，使用相关资料（手册、图册、标准和规

范等）以及正确使用经验数据、公式等。

总之，机械设计基础课程设计是培养学生分析和解决机械设计一般问题能力的初步实践。

目录

一、 机械课程设计任务书-----------------------------

二、 设计计算说明书---------------------------------

（一） 电动机的选择-----------------------------------

（二） 计算传动设计-----------------------------------

（三） 各轴运动的总传动比并分配各级传动比-------------

（四） 带传动设计-------------------------------------

（五） 齿轮传动设计-----------------------------------

（六） 轴的设计---------------------------------------

（七） 轴的考核键的校核-----------------------------

（八） 联轴器的选择---------------------------------

（九） 减速器的结构设计-------------------------------

（十） 润滑与密封-------------------------------------

（十一） 参考资料----------------------------------

一、机械零件课程设计任务书

设计题目：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计

运动简图

工作条件 稍有振动，输送带单向工作，两班工作制，使用10年，输送带速度误差±5%

设计工作量 ： 设计说明书一份 减速器装配图1张 零件工作图1～3张 设计书说明书1份

原始数据

已知条件 数据 输送带拉力 900 输送带速度 2.5 滚筒直径 400

二、电动机的选择

计算步骤 设计计算与内容 设计结果 1、选择电动机的类按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异 型。 步电动机 滚筒的功率: Pw=F×V/1000 2、电动机输出功率 =900 ×2.5/1000 =2.25kw 电动机输出功率： Pd=Pw/η PW=2.25KW 又因为η=η1η2η3η4η5 =0.96×0.99×0.99×0.97×0.99×0.96 =0.8762 Pd=PW/η =2.25/0.8762=2.6KW 电动机的额定功率： P=(1.0-1.3)Pd=2.6-3.38KW 电动机的额定功率为3KW 滚筒转速：NW=60×1000V/πD =60×2.5×1000/(3.14×400) =119.426r/min 确定总传动比的范围电动机的转速n；按表推荐的各种传动比范围取V带传动比i1’=（2-4），单级圆柱齿轮传动比i2’=（3-5）,总的传动 比范围为： i=i1×i2 = (2～4) ×(3～5)=6～20 n=(6～20) ×119.426 r/min =716.58～2388.6r/min 在该范围内电动机的转速有：750r/min、1000r/min、1500r/min，取 电动机同步转速为1000r/min，因此选择电动机行型号为：Y132S-6 同步转速1000r/min 满载转速：960r/min， 额定功率3KW 额定转矩2.0。质量65kg 计算步骤 设计计算与内容 1、 计算总传动比 i=nm/nw=960/119.426=8.038 2、 各级传动比分为使V带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比i=3.2。 配 则齿轮传动比为：i2=i/i1=8.038/3.2=2.512

Pd=2.6kw Nw=119.426r/min 同步转速为1000r/min 额定功率为3kw 设计结果 i1=3.2 i2=2.512 三、各轴运动参数和动力参数的计算

计算步骤 设计计算与内容 设计结果 1、d轴（电动机轴） 2、1轴（高速轴） 3、2轴（低速轴） 4、3轴（滚筒轴） Pd=2.6KW nd=960r/min Td=9550Pd/nd =9550×2.6/960=25.86N.m P1=P0×η1 =2.6×0.96=2.496KW n1=nd/i1=960/3.2=300r/min T1=9550P1/n1=9550×2.496/300=79.456N.m P2=P1×η2η3 =2.496×0.99×0.97=2.397KW n2=n1/i2=300/2.512=119.427r/min T2=9550P2/n2 =9550×2.397/119.427=191.68N.m P3=P2×η3×η4 =2.397×0.97×0.99=2.3018KW N3=n2=119.427r/minT3=9550P3/n3=9550×2.3/119.427=183.93N.m 参 数 d轴 功P(KW) 转速n(r/min) 转矩T（N.m） 传动比i 效率 轴 号 1轴 2.496 300 79.456 2.512 0.97 2轴 2.397 119.427 191.68 3轴 2.3018 119.427 183.93 1 0.96 2.6 960 25.86 3.2 0.96 Pd=2.6KW nd=960r/min P1=2.496KW n1=300r/min T1=79.456N.m P2=2.397KW n2=119.427r/min T2=191.68N.m P3=2.3018KW N3=119.427r/min T3=183.93N.m 四、V带传动设计 计算步骤 设计计算与内容 设计结果 1、确定设计功率PC 由<<机械设计基础>>表4-5得KA=1.3 KA=1.3 2、选择普通V带型号 PC=KAP=1.3×3=3.9KW Pc=3.9kw 3、确定带轮基准直径根据PC=3.9KW,nd=960r/min。由图4-9应选A型V带。 dd1、dd2。 由《机械设计基础》图4-4取dd1=100mm， dd1=100＞ddmin=75mm dd1=100mm dd2=nddd1/n1=960×100/300 dd2=315mm =320mm 按表4-4取标准直径dd2=315mm，则实际传动比i、从动轮的实际转 速分别为： i=dd2/dd1=315/100=3.15 i=3.15 n2=n1/i=960/3.15=304.7 n2=304.7 4、 验证带速V 从动轮的转速误差为（304.7-300）/300=0.015% 5、确定带的基准长度Ld在±5%以内，为允许值。 和实际中心距a。 V=πdd1n1/60×1000=（100×π×960）/（60×1000）m/s=5.024m/s 带速在5～25m/s范围内。 V=5.024m/s 由式(4.13)得 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） 0.7（100+315）≤a0≤2(100+315) 290.5≤a0≤830 取a0=700 a0=700 由式（4-14）得 L0=2a0+(dd1+dd2) π/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×700+（100+315）π/2+（315-100）2/（4×700） =1482.6mm 由表4-2选取基准长度Ld=1600mm 由式（4-15）得实际中心距a为 Ld=1600mm a≈a0+（Ld-L0）/2 =700+（1600-1482.6）/2 =758.7mm≈759mm 中心距a的变动范围为 a≈759mm 6、 校核小带轮包角α1 amin=a-0.015Ld =759.7-0.015×1600 =735.7mm 7、 确定V带根数Z amax=a+0.03Ld=758.7+0.03×1600=1238.7mm amin=735.7mm 由式（4-17）得 amax=1238.7mm α1=180o-（dd1-dd2）/α×57.3o =180o-57.3o×（315-100）/758.7 =163.76o＞120o 由式（4-18）得 α1=163.76o Z≥Pc/(P0+△P0)KaKL 根据dd1=100mm，n1=960r/min，查表4-6得，P0=0.95kw 取P0=0.95kw P0=0.95kw P0=0.95kw 由式（4-6）得功率增量△P0为 △P0=0.11kw 由表4-7查的Ka=0.97 △P0=0.11kw 查表4-2得Kl=0.99，则 Kα=0.97 Z≥Pc/(P0+△P0)KaKL Kl=0.99 =3.9/（0.95+0.11）×0.97×0.99 =3.83 8、 求初拉力F0及带轮轴 Z= 3.83根 上的压力F0 取整得根数 由表4.1查得A型普通V带的每米长质量q=0.10kg/m，根据式（4.19）Z=4 得单根V带的初拉力为 F0=500pc/ Zv×（2.5/Ka-1）+qv2 =154.6 由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为 F0=154.6N 9、 带轮的结构设计 FQ=2×F0Zsin（163.76o/2） =2×154.6×4×sin（163.76o/2） 10、设计结果 =1224.31N 按本章进行设计（设计过程略）。 FQ=1224.31N 选用4根A-1600GB V带，中心距a=759mm，带轮直径dd1=100， dd2=315mm，轴上压力FQ=1224.31N。 结果选择4根A-1600GB 1V带。

五、齿轮传动设计

设计一级圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P1=2.496KW电动机驱动，小齿轮转

速n1=300r/min，大齿轮转速n2=119.427r/min，传递比i=2.512，单向运转，载荷变化不

大，使用期限十年，两班工作。

设计步骤 计算方法和内容 设计结果 1、选择齿轮材料及精度小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬 等级。 度为200HBS。 2、按齿轮面接触疲劳因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（5.28）求出d1值。确定有关参 强度设计 数与系数： （1） 转矩T1 T1=9.55×106P/n =79456N.mm T1=130516.67N.mm （2） 载荷系数K 查表5.7取K=1.1 （3） 齿轮Z1和齿宽系数 小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=2.512×25=62.8。故 Z1=25 Z2=63 Z2=63 （4） 许用接触应力【ζH】由《机械设计基础》中表5.5查的 ζHl=530MPa ζH2=490Mpa ζH1=530MPa ζH2=490Mpa 由表5.8知?d=1.1 2?671?K?T1u?1 d1?3?????du??H? 2 d1=59.28 mm 6711.1?794562.512?1???3?? ?? 4901.12.512?? ?59.28mm

计算模数m=d1/ z1=2.37 由表5.1取标准模数m=2.5mm d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm d2=mz2=2.5×63=157.5mm 取b2=65mm b1=b2+5mm=70mm 3、 按齿根弯 a=0.5 m（z1+z2）=0.5×2.5×（25+63）=110mm 曲疲劳强度校核 由表5.9知YFs1=4.21 YFs2=4.00由表5.5知?bb1?310MPa ?bb2?295MPa 2kT1???YES1?68.51MPa bb123?dzm Y?bb2?ES2??bb1?65.09MPa b1=70mm a=110mm ?bb1?68.51MPa ?bb2?69.09MPa YES1?bb1<【?bb1】 ?bb2<【?bb2】 弯曲疲劳强度足够 六、轴的设计

由前面计算可知：传动功率P2=2.397KW,转速n2=119.427r/min，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。

设计步骤 计算方法和内容 设计结果 1、 选择轴的由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选 材料，确定许用45钢并经调质处理。查表7.1得强度极限ζB=640MPa，查表7.1得许用 用应力。 弯曲应力【ζ-b1】=60MPa。 查表7.2得C=107～118.又由式（7.2）得： 【ζ-b1】=60MPa 2、 按钮转强 P??度估算轴径。 d≥C× . 3?? n?? 2.397?? =（107～118）×3?? ?119.427?3、 设计轴的 结构并绘制=29.05～32.04 结构草图 考虑到轴的最小直径出要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大 3%～7%，取为29.92～34.28mm。查书233页附表弹性柱销联轴器Fr=1505.26N （1）、确定轴（GB5014-1985摘录）取d1=32mm 上零件的位查表9.2知工作系数K=1.8 置和固定方 轴的计算转矩为： 式 TC=K×9550× P/n =345.02N.m TC=345.02N.m 查书233页附表弹性柱销联轴器，（GB5014-85摘录）得HL3型联轴器，半 联轴器轮毂长L=82mm，键槽长L1=60mm。 L1=82mm L=60mm （1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，将齿轮布置在中间，对称 于两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向 定位。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半 联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。 （2）、确定各 （2）、确定轴的各段直径 轴段的直径 ①、由上述可知轴段1直径最小d1=32mm。 d1=32mm 轴的直 10～18 ＞18～＞30～＞50～＞80～ 径 d 30 50 80 100 轴上圆 角倒角 C1/R1 1.6 2.0 3.0 4.0 5.0 最小轴 肩高度 hmin 2 2.5 3 3.5 4.5 轴环宽b b≈1.4h 度 轴上圆 角半径 R 0.8 1.0 1.6 2 2.5 ②、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有 轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径 的标准，至少应满足： d1+2×3mm=32+6=38mm d2=38mm 取轴径d2=38，并根据《机械设计基础课程设计指导书》228页附表10.5 选用6208型轴承。 ③、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可， 至少应满足： d3=d2+1～5mm 取标准d3=40mm。 d3=40mm ④、轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有 d4=d3+1～5mm d4=42mm 取标准d4=42 ⑤、为了便于拆卸左轴承，根据书228页附表10.5可知，6028型轴承的 最小安装直径： d5=50mm da=47mm，所以取d5=50mm ⑥、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承，所以该轴径为： d6=d2=38mm d6=d2=38mm （3）、确定轴的各段长度 ①、已知毂宽为38mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿 毂宽为38mm 轮轮毂宽度2mm，取轴段3的长度为36mm。 （3）、确定各 ②、轴环的宽度约为该最小轴肩高度的1.4倍，即附表如上可得：所以轴轴段的长度 环的宽度为7mm。 ③、为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一 定的间距，可取该间距为14mm。 ④、为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端 面距箱体内壁的距离为8mm。又查书228的附表10.5知，6208型滚动轴承 的宽度为：B=18mm。 B=18mm 所以轴承支点的距离为： L=（18/2+2+14+38/2）×2 =88mm L=88mm ⑤、确定轴段2的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有： a、上有一套筒，与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套 筒的长度为20mm。套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，套筒右端有2mm的 倒角，且右端使其轴承定位，由上述可知6208型轴承的宽度为18mm。 b、减速器中两个齿轮的中心距a =156.25mm，并且设轴承座端面距外箱体 a =156.25mm 的距离为y，则： 查书地脚螺钉直径为： df=0.036a+12=0.036×156.25+12 df=20mm =17.625mm 圆整后得：df=20mm 箱盖的壁厚为： δ1=0.02a+1mm =0.025×156.25+1=4.906mm≥8mm δ1=8mm 取δ1=8mm 轴承端盖螺钉直径： d3=（0.4-0.5）df =（0.4～0.5）×20mm=（8～10）mm 取d3=8mm 查书轴旁连接螺栓直径为： d′1=0.75df =0.75×20=15mm d′1=15mm 由于较大的偶数则d1′=16mm，所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为M16 查手册表4.2,c1min=22，c2min=20 cmin=22，c2min=20 所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y为： y=δ1+C1min+C2min+（5～10） =8+22+20+5=55mm y=55mm C、外壁圆角半径一般为3～5mm，取圆角半径为4mm。 d、由b、步可知d3=8mm 螺钉连接外装式轴承的厚度为： e=1.2d3 =1.2×8mm=9.6mm e=10mm e、轴段2伸出箱体外的长度一般为15～20mm，为了方便计算取该轴段的 伸出长度为18mm。 ⑥、轴段1的长度确定，根据联轴器的长度来确定其长度，查书233页知 L′=82mm。 L′=82mm。 ⑦、在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上， 键槽的长度比相应的轮廓宽度约小5～10mm，键槽的规格查书轴段1的键 槽深度为5.5mm，宽度为14mm；轴段3的键槽深度为7mm，宽度为18mm。 轴全长为L=82+18+55+10+6+20+38=239mm 两轴承之间的跨距为203mm 七、轴承的选择与校核 设计步骤 设计计算与内容 设计结果 一、轴承的当量动由前面计算知d2=38mm，选用6208型号的轴承。 载荷 查书232页查表8.15知：载荷系数fp=1.2 fp=1.2 查书232页查表8.14知：温度系数fT=1 fT=1 因为此Fa=0 由P=fp×Fr =1.2×1505.26 P=1806.312N =1806.312N 二、 试选轴承型因为是球轴承ε=3 号 根据轴颈d=38mm，选择6208型，并查书228页附表ε=3 10.5得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=29.5KN 基本额定静载荷Cor=18.0KN Cr=29.5KN 由表8.16知：轴承预期寿命「Lh」的参数值为40000～Cor=18.0KN 60000h 在因为该轴承要工作5年且24小时连续工作，所 以有： Lh=5×52×5×24=31200h 三、由预期寿命求 60nLh??所需c并校核 Cmax= fpP/fT3? ? 610?? =13155.58N 选择6208轴承Cr=29.5KN 满足要求Cmax＜Cr，选择合适。 满足要求Cmax＜Cr，选择合适 八、键的设计

设计步骤 一、 联轴器的键 设计计算与内容 选择C型健 由轴径d1=32mm，在表查得健宽b=10mm，健高h=8mm，L=22～设计结果 选择C型键 1、 选择健的型号 2、写出健的型号 二、 齿轮键的选择 1、选健的型号 2、写出键的型号 110mm。 b=14mm L=70mm≤（1.6～1.8）d h=9mm l1=L-0.5b=70-0.5×10=65mm L=22～110mm 由式6.1得 ζjy1= 4T/dhl＜【ζjy】 选健为C22×110GB/T1096-2003 选择A型健 选择A型键 轴径d3=40mm，为了使加工方便，应尽量选取相同得健高和健b=12mm 宽。但强度不够。 h=8mm 故 健宽b=12mm，高h=8mm，L=50mm L=28～140mm l2=L-18=50-18=32mm ζjy2= 4T/dhl＜【ζjy】 选取键A28×140GB/T1096-1979 设计计算与内容 设计结果 九、联轴器的选择

设计步骤 一、计算联轴器由表16.1查得工作情况系数K=1.3 的转矩 由式16.1得 二、确定联轴器主动端 TC1=KT2 的型号 =1.3×191.68=249.18N·mm 从动端TC2=KTW =1.3×183.93 =239.113N·m＜Tm 由前面可知： d≥C =29.05～32.04mm 又因为d（1+0.05） =（29.05～32.04）（1+0.05） =30.5～33.64mm n2=119.427r/min＜〔n〕 由附表11.5可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴 器 HL3 GB5014-85。

十、减速器箱体设计

设计步骤 轴中心距 箱体壁厚 箱盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机盖底凸缘厚度 地脚螺栓直径 设计计算与内容 a=155mm δ1=0.02a+1mm=4.906mm≥8mm δ1=0.02a+1≥8mm b=1.5 ×δ=12mm b1=1.5δ1=12mm b2=2.5δ=2.5×8=20mm df=0.036a+12 =17.625mm 取整偶数20mm 设计结果 a=155mm δ1=8mm δ1=4.906≥8mm b=12mm b2=20mm df=17.58mm TC1=249.18N·mm TC2=239.113 N·m 标记为：HL3GB5014-85。

地脚螺钉数目 a≤250，n=4 轴承旁联结螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 d1=0.75df=15mm查表取16mm 联结螺栓d2的间距 d2=（0.5～0.6）df 轴承端盖的螺钉直径 =10～12mm 取d2=12mm d3 l=150～200mm 窥视孔盖螺钉直径d4 由表得：d3=（0.4～0.5）df 定位销直径 =8～10mm df、d1、d2至外壁距离 d4=（0.3～0.4）df=6～8mm df、d2至凸缘距离 凸台高度 d=（0.3～0.4）d2=8.4～9.6mm 外箱壁至轴承座端面 与内箱壁距离 C1=20mm 机盖机座力厚 C2=18mm h=0.36D2 轴承端盖外径 =0.36×130=46.8mm 轴承旁连接螺栓距离 l1=C1+C2+(5～10) =43～48mm 取l1=47mm △1＞1.2δ △1=9.6mm △2＞δ △2=9.6mm m1≈0.85δ1 m≈0.85δ =6.8mm ≈7mm =6.8mm≈7mm D2=D+(5～5.5)d3 =90+（5～5.5）×8 =130～134mm S=D2

十一、减速器的润滑、密封

设计步骤 设计计算与内容 n=4 d1=0.75df=15mm d2=12mm l=150～200mm d3=8～10mm d4=6～8mm C1=20mm C2=18mm h=46.8mm l1=47mm △1=9.6mm △2=9.6mm m1=7mm m=7mm D2=132mm S=D2 设计结果 V=5.024m/s 油总深度为30mm。 采用毡圈密封。 一、 齿轮的润滑 V =5.00m/s （1） 选择润滑方式 V≈12m/s,采用侵油润滑 （2） 确定油深 由查参考书2图10.52可知 二、 轴承润滑 齿轮侵油深度为10mm； 三、 密封 油总深度为30mm 采用脂润滑 轴承两端加设挡油环； 轴承端盖采用毡圈密封

小 结

本次课程设计的任务是一级圆柱齿轮减速器，课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每个事物都有第一次吧，而每一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停地工作进行攻关；最后出结果的瞬间是喜悦的、是轻松、是舒了口气！

课程设计过程中出现的问题几乎都是所学知识不牢固，许多计算方法、公式都不熟悉，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且还学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。对一级圆柱齿轮减速器的独立设计计算及作图，让我融会贯通了机械专业放入各项知识，更为系统的认识了机械设计的全过程，增强了我们对机械行业的深入了解，同时也让我及时了解到自己的不足，在今后的学习中会更努力地研究。这一次的课程设计很有创新，同时也是一次对自己能力、体力和意志力的考验。 通过长时间的训练，在老师和同学的指导下我认真的查阅各种资料结合自己平时所积累的知识尽全力认真踏实地完成了整个减速器的设计。从理论结构上而言，它能够正常工作并可投入批量生产。然而在设计过程中，当然也会有很多不足之处。整个减速器设计基本上是成功的，布局比较合理，工作也可靠。箱体采用剖分式，便于箱内零件的更换于检修，且铸造简单、加工方便。

参考文献

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6、吴瑞琴主编.全国滚动轴承产品样本 洛阳：机械工业部洛阳轴承研究所 1995 7、牛锡传，王闻生编著.轴的设计 北京：国防工业出版社 1993 8、邱宣怀主编.机械设计 北京：高等教育出版社 1997 9、陈秀宁主编.机械设计基础 杭州：浙江大学出版社 1993

10、范顺成，马洛平，马洛刚主编.机械设计基础 北京：机械工业出版社 1998 11、汤慧谨主编.机械设计基础 北京：机械工业出版社 1997

12、张绍匍，徐锦康，魏传儒主编.机械零件学习指南与课程设计 北京：机械工业出版社 1996 13、季杏法主编.小型三相异步电动机技术手册 北京：机械工业出版社 1987 14、庞起淮主编.小功率电动机应用技术手册 北京：机械工业出版社 1990 15、《实用机械设计手册》编写组.实用机械设计手册 北京：机械工业出版社 1994 16《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版； 17、《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

18、杨明忠 朱家诚主编 ，机械设计 武汉理工大学出版社 2004年6月第2次印刷.

19、吴宗泽，罗圣国主编，机械设计课程设计手册 北京高等教育出版社 2006年11月第3次印刷.

20、/龚桂义，罗圣国主编，机械设计课程设计指导书 北京高等教育出版社 2006年11月第24次印刷.

21、杨可桢，程光蕴主编 机械设计基础（第四版）高等教育出版社 1999 22、华东理工大学 王 昆

重庆大学 何小柏 主编 同济大学 汪信远

机械设计、机械设计基础课程设计 高等教育出版社 1996

23、赵胜祥，徐滕岗，唐觉明 主编

画法几何及机械制图 上海远东出版社 2002

致谢

通过这次课程设计使我明白了作为一名工程技术人员所必须具备的严谨的态度和坚持不懈的精神。在设计过程中，哪怕一个小细节我们都必须认真对待认真查阅，完成任何一项设计都要有根有据、符合标准，不能随心所欲，胡编乱造，既要有创新又要有依据。对于我们来说刚刚起步确实很难，但是只要通过自己的努力，从一个个细节抓起，其实是可以做好的。通过老师的指导，循序渐进，当我把一张白纸变成我所要设计的减速箱时候，心里不禁有种喜悦，给了自己很大的鼓舞，原来我也可以做到的，使我信心倍增。

此次课程设计除了培养了我们的独立工作能力外、发挥了我们的创造性，更加强了我们的团队合作精神。碰到问题是肯定的，但是我们没有退缩，大家一起讨论，一起学习，共同努力完成任务的精神空前的在大家团体中体现。

我觉得此次课程设计受益匪浅，使我懂得了完成一项机械设计的基本规程及其所涵盖的内容，学会了如何思考、解决问题，怎样将课本上学到的知识融会贯通、应用到生产实践中去。通过杨老师的引导和大家的讨论互助，我学到了很多东西。这是对我们这些即将成为工程技术人员的学生的第一次系统、正规的训练，意义非凡。因此我非常珍惜这次难得的机会，无论是画草图还是正式的图纸，说明书还是零件图，凡事都讲求严谨，从每一个细节抓起，争取把它做得更好。在这次设计的过程中我很感谢我的老师对本文的多次指导并给了我许多宝贵的意见和建议再此深深感谢老师给予我的教诲、关怀、帮助和指导。我也要感谢各位同学和朋友对我的支持与鼓励，你们让我感到了我并不是一个人在困难中前进，谢谢你们的鼓励。也感谢我的父母对我的支持和鼓励，在这次设计的过程中我认识到了很多自己不足的地方也在这次的设计中我收获了很多知识让我在以后的设计中能更加的把它做好。

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