两级圆柱齿轮减速器课程设计说明书大学论文.doc

机械设计课程设计设计说明书
设计题目：两级圆柱齿轮减速器

01交通工程专业（4）班
设 计 者：李关
指导老师：刘定安
日期：2003年11月26日
校名：农业大学

目 录
2题目及总体分析 第3页
一. 选择电动机 第4页
二. 确定传动装置的总传动比及分配 第5页
三. 减速器各齿轮的设计计算 第7页
四. 减速器内各轴、.键联接、滚动轴
承和联轴器的选择及计算 第13页
五. 轴承的寿命校核 第23页
六. 键的校核 第24页
七. 润滑与密封方式的选择 第25页
八. 润滑与密封方式的选择 第26页
九.参考文献 第26页

2题目及总体分析
1.题目:设计一用以带式输送机上的二级齿轮减速器.已知电动机负载起动,输送机两班工作,转向不变,工作平稳,使用年限十五年(每年工作300天)，已知输送卷筒直径D=413(mm), 输送带速V=1.1(m/s), 输送带有效拉力F=3000(N)
2.分析:根据题目可以确定,由于工作机工作平稳，所以高速传动级和低速传动级均用直齿(加工简单),高速输入轴与电机用齿型联轴器连接传动,低速轴于工作机轴也用齿型联轴器连接传动，其整体布置如下:
图示:1－电动机 2－联轴器 3－减速器 4－高速级齿轮传动 5－低速级齿轮传动 6－轴承盖 7－联轴器 8－工作机卷筒

一.选择电动机
设计步骤
计算过程
结果
1. 选择电动机类型
2. 选择电动机的容量
按工作的条件和要求，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式结构
电动机所需工作功率：
（－工作机所需功率，指输入工作机轴的功率
－由电动机至工作机的总效率）
(F－工作机的阻力
V－工作机的线速度
－工作机的效率）

联轴器采用齿试联轴器，轴承为滚动承，
齿轮为圆柱齿轮传动，取：

则：

3.确定电动机转速

＝
查《机械设计手册》，选择电动机的额定功率
卷筒轴工作转速为：

查《机械零件课程设计指导书》表3，推荐的传动副传动比的合理范围，取二级圆柱齿轮减速器传动比则总传动比合理范围为：电动机转速的可选范围为：
＝407～2035/min
符合这一范围的同步转速有1500/min,1000/min,750/min
方案

电动机型号
同步转速
满载转速
净重
1
Y112M-4
1500

1440
43
2
Y132M1-6
1000
960
75
3
Y160M1-8
750
720
120
综合考虑电动机的性能和经济性，选用第
2种方案，选择电动机型号为Y132M1-6

二.传动装置的总传动比及分配各级传动比
设计步骤
计算过程
结果
1. 装置的总传动比

2.确定传动装置各轴的运动和运动参数

要使减速器具有较小的外廓尺寸，则应使大齿轮的直径较小，而考虑润滑条件，使各级齿轮得到充分浸油润滑，避免某级大齿轮浸油过深而增加搅油损失，应使二哥大齿轮的直径相近，低速级大齿轮略大些，则需使高速级传动比低速级传动比，取高速级传动比=
,所以：

⑴各轴转速：
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
Ⅲ轴：
Ⅳ轴：

⑵各轴的功率：
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
Ⅲ轴:
Ⅳ轴：
⑶各轴的转矩：
电动机轴：
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
Ⅲ轴：
Ⅳ轴：
根据以上计算，运动及动力参数列表如下：
轴
数
据
项
目

电动机Ⅰ
高速轴Ⅱ
中间轴Ⅲ
低速轴Ⅳ
工作轴V

转速(r/min)
960
960
190.1
50.83
50.83
功率（kw）
3.86
3.82
3.68
3.55
3.46
转矩（N·m）
38.4
38.02
185.34
669.12
652.57
传动比
2
5.42
3.87
1
效率
0.99
0.97
0.97
0.98

三.减速器齿轮的设计和计算
设计步骤
计算过程
结果
⒈高速级齿轮的设计和计算：
⑴齿轮的精度选择
⑵齿轮的材料选择

⑶齿轮的设计计算

⒉低速级齿轮的设计和计算：
⑴齿轮的精度选择
⑵齿轮的材料选择

⑶齿轮的设计计算

运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度（GB10095－88）
由《机械设计》表10－1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为236HBS，二者材料硬度相差为44HBS。
选取高速级小齿轮齿数＝19，则高速级大齿轮齿数＝5.05×19＝95.95，取＝96。
①按齿面接触强度设计计算：
高速级小齿轮的分度圆直径：

确定公式内的各个计算数值：式选取载荷系数＝1.4，由《机械设计》表10-7查得：由于两支承相对小齿轮作不对称布置，且大、小齿轮皆为软齿面，则选择齿宽系数为＝0.87，由于大、小的材料均为锻钢，则查《机械设计》表10－6，选择弹性影响系数＝189.8,u为大、小齿轮的齿数比，则u==5.05,查《机械设计》图10－21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限＝553.1Mpa,大齿轮的接触疲劳强度极限＝450Mpa(其中小齿轮为合金钢调质，大齿轮为炭钢调质)
计算应力循环次数：
＝60×960×1×（300×15×2×8）＝4.147×
＝60×190.1××（300×15×2×8）＝2.567×
查《机械设计》图10－19，得接触寿命系数＝0.9，＝0.95。
计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S＝1。

, , ,u , , 代入小齿轮分度圆直径公式，得小齿轮分度圆直径：
＝51.05mm
计算齿轮得圆周速度v

计算齿宽

计算齿宽与齿高之比
模数：
齿高：

计算载荷系数：
根据v=2.57m/s，7级精度，由《机械设计》图10－8查得动载系数＝1.1，小齿轮为直齿轮，假设<100N/mm,由《机械设计》表10－3查得＝1.3，由《机械设计》表10－2查得使用系数＝1。
由《机械设计》表10－4查得7级精度、小齿轮相对于支承非对称布置时：

得＝1.148，故载荷系数

按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径和模数：

②按齿根弯曲强度设计：

确定其中的各个系数：由《机械设计》图10－20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限＝446.9Mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限＝320Mpa，由《机械设计》图10－18查得弯曲疲劳寿命系数＝0.85，＝0.88。
计算弯曲疲劳许用应力（取弯曲疲劳安全系数S＝1.4）：

计算载荷系数K：

查取齿形系数：由《机械设计》表10－5查得：＝2.85，＝2.188
查取应力校正系数：由《机械设计》表10－5可查得：＝1.54，＝1.786
计算大、小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大
模数:
=1.977mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，虽然齿轮的模数越大越安全，但是体积笨重，浪费材料，考虑到减速器的经济性，可取由弯曲强度算得的模数1.977，并就近圆整为标准值m＝2。
按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：
大齿轮齿数：
分度圆直径：
中心距：
齿轮宽度：
考虑齿轮在制造和安装时的误差，为保证齿轮接触宽度，因此，取大齿轮宽度：小齿轮宽度：

由《机械设计》表10－1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为236HBS，二者材料硬度相差为44HBS。
选低速级小齿轮齿数＝37，大齿轮齿数＝3.74×37＝138.38，取＝138
① 按齿面接触疲劳强度设计：
＝1.3，＝185.34N·m
由《机械设计》表10－6查得弹性影响系数＝189.8
齿数比u=3.74
由《机械设计》图10－21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限＝553.1Mpa,大齿轮接触疲劳强度极限＝450Mpa（其中小齿轮为合金钢调质，大齿轮为炭钢调质）
应力循环次数：＝60×190.1×1×(300×15×2×8)＝8.213×
＝60×50.83××（300×15×2×8）＝5.871×
查《机械设计》图10－19得：
按疲劳寿命系数：＝0.95，＝0.98
计算接触疲劳许用应力：
取失效概率为1％，安全系数为S＝1
＝0.95×553.1＝525.445MPa
=0.98×450＝441MPa
将代入公式

计算齿轮1的圆周速度：
＝0.886m/s
计算齿宽＝1×89.06＝89.06mm
计算齿宽与齿高之比
模数：＝2.407mm
齿高：mm

计算载荷系数：
根据v=0.886m/s,7级精度，由《机械设计》图10－8查得动载荷系数，由于低速级为直齿轮，假设
:
,由《机械设计》表10－2查得使用系数

由《机械设计》表10－4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时：

由查《机械设计》图10－13，得：=
1.375,故载荷系数：

按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径：
mm
模数：mm
按齿根弯曲强度设计：
公式：
由《机械设计》图10－20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=446.9MPa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限，由《机械设计》图10－18查得弯曲疲劳寿命系数
计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数S＝1.4

计算载荷系数K：

查取齿形系数：
由《机械设计》表10－5查得：
查取应力校正系数：
由《机械设计》表10－5查得：
计算大小齿轮的并加以比较：

大齿轮的数值大。
设计计算：
选择齿轮模数m＝2.5
算得小齿轮齿数
大齿轮齿数
分度圆直径：
计算中心距：
计算齿轮宽度：
取

采用7级精度齿轮
小齿轮为40Cr，大齿轮为45钢

齿轮的模数m=2

小齿轮齿数：

分度圆直径：

中心距：a=163
mm
小

低速级齿轮模数：
m=2.5
小齿轮齿数：

大齿轮齿数：

分度圆直径：

中心距：

小齿轮宽度：

大齿轮宽度：

四.减速器内各轴、.键联接、滚动轴承和联轴器的选择及计算
设计步骤
计算过程
结果
⒈Ⅰ轴的设计与计算：

⑴作用在齿轮上的力

⑵确定Ⅰ轴的最小直径

⑶联轴器的选择

⑷Ⅰ轴的结构设计

⑸确定Ⅰ轴的各段的直径和长度及轴承的选择

⑹确定Ⅰ轴上的圆角与倒角尺寸
⑺求Ⅰ轴上的载荷

⒉Ⅱ轴的设计与计算

⑴作用在齿轮上的力：

⑵确定Ⅱ轴的最小直径

⑶Ⅱ轴上零件的装配方案

⑷确定Ⅱ轴的各段的直径和长度及轴承的选择

⑸Ⅱ轴上零件的周向定位

⑹确定Ⅱ轴上的圆角与倒角
⑺求Ⅱ轴上的载荷

⑻按弯扭合成应力校核轴的强度

⒊Ⅲ轴的设计与计算：
⑴作用在齿轮上的力：

⑵确定轴的最小直径：

⑶联轴器的选择：

⑷轴的结构设计：

⑸确定轴的各段直径和长度及轴承的选择：

⑹轴上零件的周向定位

⑺确定轴上圆角与倒角尺寸
⑻求Ⅲ轴上的载荷

⑼按弯扭合成应力校核Ⅲ轴的强度
Ⅰ轴上的功率：
Ⅰ轴的转速：
Ⅰ轴的转矩：
高速级小齿轮的分度圆直径为：
由于高速级小齿轮的标准直齿圆柱齿轮，由《机械设计》10－3公式有：

选择轴的材料为40Cr，调质处理，《机械设计》表15－3，选取
得：

为了了使齿轮、轴承等有配合要求的零件装拆方便，并减少配合表面的擦伤，在配合轴段前应采取较小的轴径，因此，轴的最小直径应是安装联轴器处的轴的直径。但为使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。
由于Ⅰ轴所连的联轴器与电动机输出轴相连，因此联轴器的孔径还应满足电动机输出轴的轴径，查《机械设计手册》，Y132M1-6型电动机的输出轴径为D＝38mm，因此选用TGLC6型鼓式齿形联轴器，半联轴器的孔径d=30mm，故取,轴孔长度L＝60mm。
由于齿轮的直径较小，因此做成齿轮轴，拟定轴上零件的装配方案：右端轴承，右轴承端盖，依次从右端向作左端安装。左边安装左端轴承及其端盖和联轴器。
为了满座联轴器的轴向定位要求，Ⅰ－Ⅱ段右端需要制出一个轴肩，故取Ⅱ－Ⅲ段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=47mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ－Ⅱ轴的长度应比L略短些，取
因轴承只受有径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品中选取深沟球轴承6209，其尺寸为d×D×B＝45mm×85mm×19mm，故＝左端轴承采用轴肩定位进行轴向定位。由《机械设计手册》上查得6209型深沟球轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取，已知高速级小齿轮的轮毂宽度为55mm,由于采用的使齿轮轴，因此。
取轴承盖的总宽度为28mm，根据轴承端盖的装拆方便及便于对轴承添加润滑脂的要求，取左端轴承端盖面与半联轴器右端面间的距离，故取。
取齿轮距箱体壁的距离，高速级小齿轮与低速级小齿轮之间的距离c=20mm，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s==8mm，已知滚动轴承宽度T＝19mm，低速级小齿轮的轮毂宽度为105.5mm，则：

参考《机械设计》表15－2，取轴段倒角为

首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：

从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是Ⅰ轴的危险截面：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

Ⅱ轴的
由于大齿轮是从动齿轮，因此
作用在低速级小齿轮上的力为：

选择轴的材料为45钢，调质处理。查《机械设计》表15－3选取＝120，得：
低速级小齿轮、套筒、右端轴承、右端轴承盖依次从左端向右端安装。高速级大齿轮、套筒、右端轴承、右端轴承盖依次从右端向左端安装。

轴的最小直径是在安装轴承处的直径，为同时使所选的轴直径。故需要同时选取轴承型号。由于轴承只受到径向力的作用，因此选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品中选取深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B＝35mm×72mm×17mm，
故：。右端轴承采用套筒定位，轴承端盖的总宽度为30mm,安装高速级大齿轮处的直径，低速级小齿轮处的直径为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，则Ⅰ－Ⅱ轴段和Ⅳ－Ⅴ轴段的长度应略短于齿轮的宽度，已知高速级大齿轮宽度为47mm，低速级小齿轮宽度为105.5mm，因此，取：，低速级小齿轮的右端与高速级大齿轮的左端均采用轴肩定位，轴肩的高度h=（0.07～0.1），取h=4mm，因此，由于高速级小齿轮与低速级小齿轮之间的距离c=20mm，且高速级大齿轮的宽度，低速级小齿轮的宽度，因此轴环的长度为:
，根据Ⅰ轴的长度还可求得：
故可得Ⅰ－Ⅱ轴段套筒的长度为，Ⅴ－Ⅵ轴段的套筒的长度为
齿轮与轴的周向定位采用平键联接，按和，由《机械设计手册》查得平键截面b×h＝14×9。与高速级大齿轮联接的平键选用L＝32mm，与低速级小齿轮联接的平键选用L＝90mm
参考《机械设计》表15－2，取轴端倒角为

首先根据轴的结构图，作出轴的计算简图：

从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴Ⅱ的危险截面：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度，因为扭转切应力为脉动循环变应力，取α＝0.6，根据上表中的数据，则：
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表15－1查得：
，因此，故安全。
Ⅲ轴的：

低速级大齿轮是从动轮，因此：

选择轴的材料为45钢，调质处理，查《机械设计》表15－3，选取=120,所以：
Ⅲ轴的最小直径是在安装联轴器处的直径，为了是所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，所以应该同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩
，查《机械设计》表14－1，考虑倒转矩变化很小，故选取,则：
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计手册》选用TGLC11型鼓形齿式联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径d=50mm,故取，半联轴器和轴配合的毂孔长度L=84mm
拟定轴上零件的装配方案：
低速级大齿轮、套筒、右端轴承、右端轴承盖、半联轴器、半联轴器盖依次从右端向左端安装，左端只安装一个左端轴承和左端轴承盖。

为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅶ－Ⅷ段左端需制出一轴肩，故取Ⅵ－Ⅶ的直径，取，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D＝60mm，半联轴器配合的毂孔长度L=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅶ－Ⅷ段的长度应比L略短些，取，因轴承只承受径向力作用，因此选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6212，其尺寸为d×D×B＝60mm×110mm×22mm，故，取安装齿轮处的轴段Ⅱ－Ⅲ的直径，齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮宽度为97.5mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，则：Ⅱ－Ⅲ轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度,取h=8mm，则轴环处的直径，轴环宽度,取，轴承盖的总宽度为25mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取右端轴承盖外端面与半联轴器右端面间的距离为45mm，故，根据Ⅱ轴的长度可以求得，故可以得到Ⅰ－Ⅱ轴段套筒长度
齿轮与轴的周向定位采用平键联接，按，由《机械设计手册》查得平键截面b×h＝20mm×12mm，选用的平键长度为L＝80mm
参考《机械设计》表15－2，取轴段倒角为

根据轴的结构图作出Ⅲ轴的计算简图

从轴的结构图及弯矩及扭矩图中可以看出截面B是轴Ⅲ的危险截面：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，（即危险截面C）的强度，根据上表中的数据，由于扭转切应力为脉动循环变应力，因此，取α＝0.6，则：

前已选定Ⅲ轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计》表15－1查得
，因此，故安全。

五.轴承的寿命校核
设计步骤
计算过程
结果
⒈Ⅰ轴轴承的寿命校核：

⒉Ⅱ轴轴承的寿命校核：

⒊Ⅲ轴轴承的寿命校核：

查手册的深沟球轴承6209的基本额定动载荷C=24500N，由于轴承只承受径向力作用，且转向平稳，查《机械设计》表13－6，取，则轴承的当量动载荷为：

由于,因此按轴承2进行校核，Ⅰ轴的转速960/min,对于球轴承，ε＝3，则

故满足寿命要求。

查手册的深沟球轴承6207的基本额定动载荷C=19800N，由于轴承只承受径向力作用，且转向平稳，查《机械设计》表13－6，取，则轴承的当量动载荷为：

由于,因此按轴承1进行校核，Ⅱ轴的转速190.1/min,对于球轴承，ε＝3，则：

该轴承应隔10年换一次。

查手册的深沟球轴承6212的基本额定动载荷C=36800N，由于轴承只承受径向力作用，且转向平稳，查《机械设计》表13－6，取，则轴承的当量动载荷为：

由于,因此按轴承1进行校核，Ⅲ轴的转速50.83/min,对于球轴承，ε＝3，则：

该轴承应隔8年换一次。

六.键的校核
设计步骤
计算步骤
结果
⒈Ⅰ轴上的键的校核：

⒉Ⅱ轴上的键的校核：

⒊Ⅲ轴上的键的校核：

由装联轴器的直径38mm,查的键的尺寸为：，L=45mm
键，轴的材料都是钢，由表6－2查的许用挤压应力
键的工作长度，键与联轴器的接触高度
由公式（6－1）可得

,Ⅱ轴上键的尺寸为：

键，轮毂，轴的材料都是钢，由表6－2查的许用挤压应力，键的工作长度为：
，键与联轴器的接触高度
由公式（6－1）可得

Ⅲ轴上的键的尺寸为：
键，轮毂，联轴器，轴的材料都是钢，由表6－2查的许用挤压应力
键的工作长度，键与他们的接触高度
由公式（6－1）可得

九. 润滑与密封方式的选择
设计步骤
计算步骤
结果
1．润滑方式的选择

2．密封方式的选择

3．润滑油的选择
因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。经过计算可得，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ轴的速度因子，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号

计算可得Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封

因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用N22型润滑油。

钠基润滑剂2号
十. 箱体的设计
名称
代号
计算公式
结果
机座壁厚

=0.03a+3
9
机盖壁厚

=0.02a+3
8
机座上部凸缘厚度

b=1.5
14
机盖凸缘厚度

=1.5
12
机座下部凸缘厚度

22
机座加强肋厚度
m
m=（0.8~1）
8
箱盖加强肋厚度
m
m=（0.8~0.85）
7
地脚螺钉直径
d
d=（1.5~2）
22
地脚螺栓数目
n
n=；L，B为底座的长度和宽度
4
底座与箱体连接螺栓直径
d
d=（0.5~0.6）d
12
九.参考文献
1．课本《机械设计 》第七版 西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著
2．课本《机械制图》第四版 大连理工大学工程画教研室 编
3．《机械传动设计手册》下册 煤炭工业出版社出版 主编：江耕华
胡来容 陈启松
4．《机械设计与课程设计》 北京理工大学出版社出版
《机械制图》第四版 大连理工大学工程画教研室
十一. 小结
通过这次的课程设计让我增加了对机械设计这门课程的理解和运用，更加增加我对它的兴趣，在设计过程中我熟悉了《机械设计手册》和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，有利于我们今后的工作的开展。
在设计的过程中，我们禀承仔细、认真、耐心、实事求是的态度去完成，提高了我们在各个方面的素质，在过程中遇到的齿轮，轴还有其他零件的尺寸大小如何设计问题，让我可以更加熟悉对这些零件的认识和运用，熟悉运用查找各种参考书，在设计装配图的时候可以让我知道怎样运用它们装成一个减速器。
在设计中我也遇到了不少的问题，概括起来主要有以下几点：
1. 在设计齿轮的时候，既要考虑齿轮的传动比，又要考虑到齿轮的大小和齿数分配，对于我们刚刚学习机械设计的人来说有一定的难度，也许在设计的过程中没有全面的考虑到，因此设计在一些方面还有漏洞。
2. 我们在设计轴的时候，由于要考虑到轴和齿轮，轴和联轴器以及齿轮和齿轮之间的配合，还有轴之间的长度关系，因此在设计轴的时候要全方位的考虑。
3. 这个设计的不足之处在于我们不可以充分考虑到成本和材料配合的问题，往往会出现不现实的问题，在这个问题上我们得不到足够的指导，是一大漏洞。

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