机械设计专业课程设计蜗轮蜗杆传动.doc

目 录

第一章 总论 - 2 -
一、机械设计课程设计内容 - 2 -
二、设计任务 - 2 -
三、设计规定 - 3 -
第二章 机械传动装置总体设计 - 3 -
一、电动机选取 - 4 -
二、传动比及其分派 - 4 -
三、校核转速 - 5 -
四、传动装置各参数计算 - 5 -
第三章 传动零件—蜗杆蜗轮传动设计计算 - 5 -
一、蜗轮蜗杆材料及类型选取 - 6 -
二、设计计算 - 6 -
第四章 轴构造设计及计算 - 10 -
一、安装蜗轮轴设计计算 - 10 -
二、蜗杆轴设计计算 - 15 -
第五章 滚动轴承计算 - 17 -
一、安装蜗轮轴轴承计算 - 18 -
二、蜗杆轴轴承校核 - 18 -
第六章 键选取计算 - 19 -
第七章 联轴器 - 20 -
第八章 润滑及密封阐明 - 20 -
第九章 拆装和调节阐明 - 20 -
第十章 减速箱体附件阐明 - 20 -
课程设计小结 - 21 -
参照文献 - 22 -

第一章 总论
一、机械设计课程设计内容
机械设计课程设计涉及如下内容：
1.传动方案分析与选取；
2.电动机选取与运动参数计算；
3.传动件设计；
4.轴设计；
5.轴承及其组合部件设计；
6.键和联轴器选取及其校核；
7.箱体，润滑机器和附件设计；
8.装配图设计及绘制；
9.零件图设计及绘制；
10.编写设计阐明书。
二、设计任务
1、设计题目
设计用于带速传播机传动装置。
2、工作原理及已知条件
工作原理:工作传动装置如下图所示：

1-电动机
2、4-联轴器
3-一级蜗轮蜗杆减速器
5-传动滚筒
6-输送带

3、设计数据：运送带工作拉力F=3200N
运送带工作速度v=0.85m/s
卷筒直径D=410mm
工作条件：运送机有效期5年、两班制工作、单向运转、工作平稳、运送带速度容许误差
±5%、减速器由普通规模厂中小批量生产。
4、传动装置方案：蜗轮蜗杆传动
三、设计规定
1、设计阐明书 1份【7000～9000字,按原则格式书写（电子版）】
2、减速器装配图草图 1张【A1图，手工绘图,坐标纸】
3、减速器装配图 1张【A1图，电脑绘图】
4、任一轴零件图 1张【A3图，手工绘图】
5、任一齿轮零件图 1张【A3图，手工绘图】

第二章 机械传动装置总体设计
机械传动装置总体设计重要任务是分析研究和拟定传动方案、电动机选取、传动比分派及计算、传动装置运动参数及动力参数计算，为后续传动设计和装配图绘制提供根据。
一、电动机选取
依照工作机负荷、特性和工作环境，选取电动机类型、构造形式和转速，计算电动机功率，最后拟定电动机型号。
1、选取电动机类型
按工作规定和条件选用Y系列普通用途全封闭自扇冷鼠笼式三相异步电动机。
2、选取电动机容量
（1）工作机各传动部件传动效率及总效率
其中弹性联轴器传动效率=0.99；
单线蜗杆与蜗轮传动效率=0.75；
运送机驱动轴一对滚动轴承效率 =0.99；
凸缘联轴器传动效率=0.99
因此减速机构总效率
=0.99×0.75×0.992×0.99=0.7203
（2）选取电动机功率
所选电动机额定功率应当等于或稍不不大于工作规定功率。容量不大于工作规定，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增长成本，并且由于效率和功率因数低而导致电能挥霍。
①带式运送机所需功率:
Pw=F·v／1000 w=3200×0.85／1000×1=2.72kW（其中w为工作机传动效率且w =1）；
②初步预计电动机额定功率P：
所需电机输出功率Pd= Pw / =2.72/0.72=3.78kW；
③查《机械设计课程设计》表2.1，选用Y112M-4电动机,重要参数如下：
额定功率P=4kw
满载转速nm=1440 r/min
电机轴伸出端直径：28mm
伸出端安装长度：60mm
二、传动比及其分派
1、查《机械设计》书中得各级齿轮传动例如下：；
理论总传动比：；
运送机驱动滚筒转速nw===39.62r/min；
依照初选电机转速nm=1440 r/min，计算总传动比i＇=nm/nw=1440/39.62=36.35。
由工作原理图可知该传动装置为蜗轮蜗杆单级传动，即总传动比就等于蜗轮蜗杆传动比。
2、查《机械设计》表11-1，取蜗杆头数z1=1,蜗轮齿数z2=36，则实际总传动比i==36。
三、校核转速
滚筒实际转速nw＇= nm/i =1440/36=40。
转速误差Δnw= ==0.97%<5%，符合规定。

四、传动装置各参数计算
1、各轴功率计算
蜗杆输入功率：P1=P=4×0.99=3.96kW
蜗轮输出功率：P2= P1= P=2.97kW
滚筒轴传递功率：P3= P2=2.97×0.99×0.99=2.91kW
2、各轴转速计算
由于蜗杆是通过联轴器与电机伸出轴连接在一起，故蜗杆转速等于电机转速即n1=nm=1440 r/min；
涡轮轴转速n2=n1/i=1440/36=40 r/min;
滚筒轴转速n3=n2=40 r/min。
3、各轴转矩计算
蜗杆传递转矩T1=9550×P1/n1=26.26 N·m
蜗轮轴传递转矩T2=9550×P2/n2=709.09 N·m
滚筒轴传递转矩T3=9550×P3/n3=694.76 N·m

第三章 传动零件—蜗杆蜗轮传动设计计算
传动装置中传动零件参数、尺寸和构造，对其她零部、件设计起决定性作用，因而，应一方面设计计算传动零件。当减速器有传动件时，应先设计减速器外传动零件。
一、蜗轮蜗杆材料及类型选取
1、选取蜗杆传动类型
依照GB/T10085-1988推荐，选用渐开线蜗杆(ZI)。
2、选取材料
考虑到蜗杆传动功率不大，速度中档，故蜗杆采用45刚；而又但愿效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面规定淬火，硬度为45～55HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,砂模锻造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜锻造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造。
二、设计计算
1、按齿面接触强度设计
依照闭式蜗杆蜗轮设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。由《机械设计》依照式子：m2d≥KT2
（1）拟定载荷系数
因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数=1，由《机械设计》表11-5选用使用系数=1，由于转速不是很高，冲击不大，可选用动载荷系数=1.1，则 K==1×1.05×1≈1.1
（2）拟定弹性影响系数
由于选用是锡磷青铜（ZCuSn10P1）蜗轮和45刚蜗杆相配，故
（3）拟定许用接触应力[]H
依照蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模锻造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，可从《机械设计》表11-7查得蜗轮基本许用应力 =268 MPa。
应力循环次数N=60=60×1×40×（16×5×365）=7.008×，寿命系数 =0.784 ，则==0.784268=210.1 MPa
（4）计算m2d
由于z2=36，T2=709.09 N·m=709.09×103 N·mm，故
m2d≥KT2=1.1×709.09×103×=3144.33 mm3
因z1=1，故从《机械设计》表11-2中查取模数m=6.3 mm,蜗杆分度圆直径d1=112mm。
2、蜗杆与蜗轮重要参数与几何尺寸
(1)中心距 a= ==169.4
(2)蜗杆：
轴向齿距Pa=πm=3.14×6.3=19.78 mm；
直径系数q==17.78；
齿顶圆直径=d1+2ha1=d1+2ha*m=112+2×1×6.3=124.6 mm；
齿根圆直径=d1-2hf1=d1-2(ha*m+c)=112-2（1×6.3+1.6）=47.88mm；
分度圆导程角=arctan=3.22°（右旋）；轴向齿厚sa=πm=9.89 mm。
(3)蜗轮：
蜗轮齿数：=36；
变位系数=0；
螺旋角：30.96°（右旋）
蜗轮分度圆直径：=226.8 mm；
蜗轮喉圆直径：=+=239.4 mm；
蜗轮齿根圆直径：=+=211 mm；
蜗轮咽喉母圆半径：=a-=169.4-×239.4=49.7 mm；
蜗轮轮缘宽度：B=(0.67~0.7)=(83.48~87.22)mm,取B=85 mm。
3、校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数==36.173
依照=0，=36.173，从《机械设计》图11-17中可查得齿形系数2.44
螺旋系数==0.977
许用弯曲应力 =
从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造蜗轮基本许用弯曲应力=56 MPa
寿命系数
==560.624=34.92 MPa
因此==≤56 MPa
即<,弯曲强度校核满足规定。
4、验算效率

已知=3.22°，=，与相对滑移速度关于，
m/s
从《机械设计》表11-18中用插值法查得=0.0175，=1°代入上式得
≈(0.7239~0.732)不不大于原预计值0.7203，因而不用重算,且进一步验证了电机选取合理性。
5、精度级别公差和表面粗糙度拟定
考虑到所涉及蜗杆传动是动力传动，属于机械减速器。从GB/10089-1988中，蜗轮圆周速度=n2πd2/60=0.47 m/s<1.5 m/s，故查《课程设计》表3.66选用蜗轮、蜗杆为9级精度，侧隙种类为f,标注为9f GB/10089-1988。
蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与锻造贴心采用H7/r6配合。
查《课程设计》表3.80得蜗轮、蜗杆表面粗糙度如下：

齿面
顶圆
蜗杆
6.3，3.2
6.3，3.2
蜗轮
6.3，3.2
12.5， 6.3
查《课程设计》表3.69得：
蜗杆轴向齿距极限偏差fpx=±25μm；
蜗杆轴向齿距累积公差fpxl=48μm；
蜗杆齿形公差ff1=45μm；
查《课程设计》表3.70得：
蜗杆齿槽径向跳动公差fr=40μm；
查《课程设计》表3.70得：
蜗轮齿距极限偏差fpt=40μm；
蜗轮齿形公差ff2=36μm。
6、热平衡计算
(1)估算散热面积S
S=
(2)验算油工作温度
室温，普通取。
散热系数=8.15~17.45：取=17.5 W/(㎡·℃)；
啮合效率；轴承效率0.98~0.99，取轴承效率 2=0.99；搅油效率0.94~0.99，搅油效率3=0.98；
=1×2×3=0.88×0.99×0.98=0.85
56.77℃＜80℃油温未超过限度
7、重要设计结论

蜗杆
蜗轮
分度圆直径(mm)
d1=112
d2=226.8
齿顶圆直径(mm)
da1=124.6
da2=239.4
齿根圆直径(mm)
df1=96.2
df2=211
头数(齿数)
z1=1
z2=36
中心距(mm)
a=169.4
齿顶高(mm)
ha=6.3
齿根高(mm)
hf=7.9
全齿高(mm)
h=14.2
齿形角
α=20°
模数(mm)
m=6.3
齿宽(mm)
b1≥101.38
B2=85
蜗轮蜗杆均为9级精度、右旋，蜗杆直径系数q=17.78，蜗轮变位系数X2=0。

第四章 轴构造设计及计算
轴是非原则零件，它没有固定、一层不变构造形式。轴构造设计就是依照详细工作条件，拟定出轴合理构造和构造尺寸。
一、安装蜗轮轴设计计算
1、初步拟定轴最小直径
选用轴材料为45刚，调质解决。依照《机械设计》式15-3，取A。=110，于是得。
由于轴上要有键槽，故取=50mm,查《课程设计》表6.8，选联轴器型号为HL4弹性联轴器，孔直径D=50，轴孔长l=84mm。
2、求作用在蜗轮上力
已知蜗轮分度圆直径为=226.8mm，因此得
==，
，
。
3、蜗轮轴设计

蜗轮轴草图
① 拟定各段直径和长度
为满足半联轴器轴向定位规定，Ⅶ-Ⅷ安装联轴器，其左端要制成一轴肩，Ⅵ-Ⅶ段安装轴承端盖，采用毡油封，故Ⅶ-Ⅷ段直径为d1=50mm，l1应比轴孔长l=84mm略短某些，故取l1=82mm，Ⅵ-Ⅶ段直径为d2=58mm。
初选滚子轴承，因轴承同步承受径向和轴向力作用，故选圆锥滚子轴承，从《课程设计》表5.12中选轴承30312，其基本尺寸d×D×T=60mm×130mm×33.5mm，故d3=d7=60mm，而l7=33.5mm。
左端滚子轴承采用轴肩进行轴向定位，查表5.12得h=72-60=12mm，因而d6=72mm。轴承端盖总宽度为16mm，依照轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑脂规定，取端盖与半联轴器左端面距离为L=30mm，故l2=16+30=46mm。
取安装蜗轮处轴段IV-V直径d4=65mm，蜗轮右端与右端轴承之间采用套筒定位，，为使套筒端面可靠压紧蜗轮，则此段长度应略短于蜗轮宽度，故取l4=81mm，蜗轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07~0.1) d4，则取d5=75mm，宽度b≥1.4h，则l5=10mm。
取蜗轮距箱体为a=25mm，考虑箱体锻造误差，在拟定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，轴承宽度T=33.5mm，则l6=25+8-10=23mm，l3=T+s+a+(85-81)=70.5mm。

I-II
II-III
III-IV
IV-V
V-VI
Ⅵ-Ⅶ
Ⅶ-Ⅷ
直径
d7=60
d6=72
d5=75
d4=65
d3= 60
d2=58
d1=50
长度
l7=33.5
l6=23
l5=10
l4=81
l3=70.5
l2=46
l1=82
②轴上零件周向定位
为了保证良好对中性，蜗轮与轴选用A型普通平键联接，键型号为b*h=18*11 GB1096-79,键槽用键槽铣刀加工，键长为60mm；同步为了保证蜗轮与轴配合有良好对中性，因此选取蜗轮与轮毂配合为；联轴器与轴采用A型普通平键联接，键型号为b*h=14*9 GB1096-79，键长为70mm；轴与轴承内圈配合轴径选用H7/m6配合。
为保证30312轴承内圈端面紧靠定位轴肩端面，依照轴承手册推荐，取轴肩圆角半径为1.5mm。其她轴肩圆角半径分别由详细轴径而定。依照原则轴左端倒角均为2*45°，右端倒角均为1.6*45°。
③求轴上载荷
依照构造图做出计算简图，简支梁L=l3+l4+l5+l6+l7-2×26.5=165mm。分别对B、D在水平面和垂直面求弯矩和，
==

可得到如下成果：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力(N)
FNH1=3050.7 FNH2=3202.3N
FNV1=1110.6 FNV2=1165.8
弯矩(N.mm)
MH=257785
MV1=93845.7 MV2=26032.5
扭矩(N.mm)
=274336 M2=259096
总弯矩(N.mm)
T3=694763
由计算可以作出如下弯矩图和扭矩图

④从轴构造图及弯扭图可知C为危险截面，故只需对C截面进行校核，查《机械设计》表15-1和15-4，
===18.17≤强度够
⑤精准校核轴疲劳强度
判断危险截面
截面Ⅶ、Ⅵ只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴疲劳强度，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕拟定，因此它们均无需校核。
从应力集中对轴疲劳强度影响来看，截面Ⅴ和Ⅳ处过盈处配合引起应力集中最严重；从受载状况来看，中心截面上应力最大。截面Ⅳ应力集中影响和截面Ⅴ相近，但截面Ⅳ不受扭矩作用，同步轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起应力集中均在两端），并且这里轴直径最大，故截中心面也不必校核。由第三章附录可知，键槽应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面Ⅴ左右即可。
截面Ⅴ左侧：
抗扭截面系数
弯矩M=M1×=142849.5 N.mm
扭矩=694763 N.m
弯曲应力==6.6 MPa
扭转切应力=16.1 MPa
轴材料为45钢，调质解决查《机械设计》表15-1得

截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数及按《机械设计》附表3-2查取，因，
查《机械设计》附表3-2得,
又由附图3-1可知轴材料敏性系数，
故有效应力集中系数

由附图3-2尺寸系数，
附图3-4
轴未经表面强化解决

又由附表3-1与表3-2碳钢特性系数
取； ，
计算安全系数

=5.59≥S＝1.5
故该轴在截面左侧强度是足够
同理算得截面右侧＝7.53≥S＝1.5也安全
二、蜗杆轴设计计算
蜗杆上功率P1=3.69kW，转速n1=1440r/min，转矩分T1=26260N.mm。
1、按扭矩初算轴最小直径
选用45钢调值，硬度为
查《机械设计》表15-3，取

2、求蜗杆受力

3、轴构造设计

① 拟定各轴段直径和长度
由于蜗杆啮合段直径已在蜗杆设计时拟定，为避免轴直径变化过大，当前以蜗杆直径为准拟定该轴其她某些直径大小，而各段长度则是依照拟定涡轮轴办法来拟定。
由于电机伸出端直径为28mm，查表6.6选用YL5型凸缘联轴器，轴孔长度l=62mm,故取d1=28mm，l1=58mm。Ⅱ-Ⅲ安装端盖，d2起固定作用，定位轴肩高度可在(0.07~0.1) d1范畴即取d2=33mm，轴承端盖总宽度为16mm，依照端盖便于装拆及添加润滑脂，取其间间隙为30mm，则l2=30+16=46mm。Ⅲ-Ⅳ段安装轴承，从表5.12中选用轴承30307，其基本尺寸为d×D×T=35×80×22.75，故取d3=d7=35mm，l3=l7=22.75mm，可取d4=d6=d3+(0.07~0.1)d3=38mm；为使蜗杆蜗轮对的啮合，可取l4略短于蜗轮宽度，可取l4=l6=80mm。d5为蜗杆齿顶圆直径，d5=da1=124.6mm，l5为蜗杆轴向齿宽，l5=b≥101.38,取l5=105mm。

I-II
II-III
III-IV
IV-V
V-VI
Ⅵ-Ⅶ
Ⅶ-Ⅷ
直径
d1=28
d2=33
d3=35
d4=38
d5=124.6
d6=38
d7=35
长度
l1=58
l2=46
l3=22.75
l4=80
l5=105
l6=80
l7=22.75
②求轴上载荷并校核
依照构造简图，简支梁跨距l=l3+l4+l5+l6+l7-2×16.8=276.9mm，
FNH1=FNH2=3126.5 N MH=432864 N.mm
FNV1=FNV2=1138.2 N MV1=26133.5 N.mm MV2=92648.6 N.mm
=433652 N.mm =442668 N.mm
T=T1=26260 N.mm

可知，截面C为危险截面，故只需校核C截面，查《机械设计》表15-1和15-4，可得，
===16.19≤
强度够。

第五章 滚动轴承计算
在机械设计中，对于滚动轴承，重要是对的选取其类型、尺寸（型号）和合理进行轴与轴承组合设计。在选定滚动轴承类型、尺寸（型号），应综合考虑轴承固定，轴承组合定位，间隙调节，轴承座圈与其她零件配合，轴承装拆和润滑、密封等问题，对的设计轴承部件组合构造，以保证轴系正常工作。而在设计轴时已初选轴承为滚子轴承，现只需计算校核。
一、安装蜗轮轴轴承计算
在设计轴时初选圆锥滚子轴承30312，e=0.35，Y=1.7，
径向力：
FrA==3247 N FrB==3408 N
派生力：
FdB ==1002 N FdA ==955 N
外载轴向力：Fa=468.93 N
轴向力：FaA=FdB+Fa2=1424 N FaB=FdB=1002 N
当量载荷：由于=0.43>e =0.29<e，因此XA=0.4，YA=1.7，XB=1，YB=0
由于为普通载荷，则fp=1.2，故当量载荷为：
PA=fp(XAFrA+YAFaA)=4463.5 N
PB=fp(XBFrB+YBFaB)=4089.6 N
而Cr=170 kN，故轴承寿命
Lp===7756.02×104 h>29 h
因而选用该轴承没问题。
二、蜗杆轴轴承校核
设计轴时，两端均初选轴承30307，e=0.31，Y=1.9
径向力：
FrA==3327 N FrB==3327 N
派生力：
FdB==875.53 N FdA==875.53 N
轴向力：FaA=FdB+Fa1=7110.5 N FaB=FdB=875.53 N
当量载荷：由于==0.37>e，因此X=0.4，Y=1.9
由于为普通载荷，则fp=1.2，故当量载荷为：
PA=fp(XFrA+YFaA)=17808.9 N
而Cr=75.2 kN，故轴承寿命
Lp===1405.6×103 h>29 h
因而选用该轴承也没问题。

第六章 键选取计算
对于键连接，一方面选取键类型，决定键和键槽剖面尺寸，然后校核键连接强度。在设计轴时已初选轴承为滚子轴承，现只需计算校核。
1、输入轴与电动机轴采用平键连接
依照轴径d1=28mm，l1=58，可选用A型平键，由《机械设计》表6-1得：b×h×L=8×7×44，即：键7×44GB/T1096-。
键、轴和联轴器材料都是钢，由表6-2查许用应力[σp]=100~120MPa，取其平均值110MPa。键工作长度：l=L-b=44-8=32mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=3.5mm，则
σp==15.63 MPa<[σp]
因此此键强度符合设计规定
2、输出轴与联轴器连接采用平键连接
依照轴径d1=50mm，l1=82，可选用A型平键，得：b×h×L=14×9×70即：键9×70GB/T1096-。
键、轴和联轴器材料都是钢，键工作长度：l=L-b=70-14=56mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=4.5，则：
σp==96.25 MPa<[σp]
因此此键强度符合设计规定。
3、输出轴与蜗轮连接用平键连接
依照轴径d4=65，l4=81，可选用A型平键，得：b×h×L=18×11×60，即：键11×60GB/T1096-，键、轴和联轴器材料都是钢，键工作长度：l=L-b=60-18=42mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=5.5，则：
σp==94.45 MPa<[σp]
因此此键强度符合设计规定。

第七章 联轴器
惯用联轴器已经原则化或规范化，在机械设计中，重要是依照使用条件及所传递扭矩大小来选取其类型和尺寸。
在轴设计当中，已经选取了联轴器，输出轴选用HL4型弹性联轴器，d=50mm，l=80mm；输入轴上联轴器选用YL5型凸缘联轴器，d=28mm，l=62mm。

第八章 润滑及密封阐明
由于是下置式蜗杆减速器，且其传动圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，由于轴承转速v<1500r /min，因此选取润滑脂填入量为轴承空隙体积1/2。
在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不容许漏油。剖分面容许涂以密封胶或水玻璃，不容许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。

第九章 拆装和调节阐明
在安装调节滚动轴承时，必要保证一定轴向游隙，由于游隙大小将影响轴承正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必要保证需要侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度拟定，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度规定期，可以对齿面进行刮研、跑合或调节传动件啮合位置。也可调节蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。

第十章 减速箱体附件阐明
箱体是减速器重要构成部件，用以支持和固定轴系零件，保证转动件润滑，实现与外界密封。
机座和箱体等零件工作能力重要指标是刚度，箱体某些构造尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状不规则和应力分布复杂性，未能进行强度和刚度分析计算，但是可以依照经验公式大概计算出尺寸，加上一种安全系数也可以保证箱体刚度和强度。箱体大小是依照内部传动件尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后拟定。

课程设计小结

随着大四脚步声响起，课程设计也将接近尾声，在戴教师精心指引下通过几周努力奋战，终于完毕。做课程设计前，觉得所学理论知识很单调乏味，感觉都懂了又好像都不懂，通过这次课程设计，才意识到那些理论知识是真没有完全搞懂。
课程设计是《机械设计》及有关课程知识综合应用实践训练，是咱们迈向社会，从事职业工作前一种必不可少过程。这次课程设计，我深深地感受到千里之行始于足下，今天认真做好课程设计，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下了坚实基本。
这三周真很累，但我收获了诸多，也让我发现了自己局限性之处。
这三周课程设计进一步巩固、加深和拓宽所学知识；通过设计实践，树立了对的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握了机械设计普通规律，也培养了分析和解决问题能力；通过设计计算、绘图以及对运用技术原则、规范、设计手册等有关设计资料查阅，对自己进行了一种全面机械设计基本技能训练。
在这个过程中，是在教师解说下让我对整个设计过程以及绘图过程有了较好理解，对我背面整体设计和绘图进行有了很大协助，在此真诚感谢戴教师！

参照文献

[1]《机械设计》（第八版）濮良贵、陈国定、吴立言主编，高等教诲出版社
[2]《机械设计课程设计》（修订版）周元康、林昌华、张海兵主编，重庆大学出版社
[3]《机械原理》（第七版）孙恒、陈作模、葛文杰主编，高等教诲出版社
[4] 《工程制图》 霍光青、刘洁主编,中华人民共和国林业出版社
[5] 《材料力学》 刘鸿文主编，高等教诲出版社
[6] 《互换性与技术测量基本》 胡凤兰主编，高等教诲出版社