两级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书-毕业论文.doc

两级斜齿圆柱齿轮减速器
目录
第 1 章 机械设计课程设计任务书 1
1.1. 设计题目 1
1.2. 设计要求 1
1.3. 设计说明书的主要内容 2
1.4. 课程设计日程安排 2
第 2 章 传动装置的总体设计 3
2.1. 传动方案拟定 3
2.2. 电动机的选择 3
2.3. 计算总传动比及分配各级的传动比 3
2.4. 运动参数及动力参数计算 3
第 3 章 传动零件的设计计算 5
第 4 章 轴的设计计算 6
第 5 章 滚动轴承的选择及校核计算 7
第 6 章 键联接的选择及计算 8
第 7 章 连轴器的选择与计算 9
设计小结 10
参考文献 11

第 1 章 机械设计课程设计任务书
1.1. 设计题目
设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为±5%，结构紧凑。

图 1带式运输机
1.2. 设计数据
表 1设计数据
运输带工作拉力
F（N）
运输带工作速度
V(m/s)
卷筒直径
D(mm)
6250
0.45
300
1.3. 设计要求
1．设计要求达到齿轮传动的中心距要圆整（0，5结尾）且两级齿轮传动的中心距和小于320mm，安装在减速器上的大带轮不碰地面，减速器的中间轴上的大齿轮不与低速轴干涉，运输带速度允许误差为±5%。
2.减速器装配图A0(A1)一张。
3.零件图2～4张。
4.设计说明书一份约6000～8000字。
5.图纸与设计说明书电子与纸质各一份。
1.4. 设计说明书的主要内容
封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)
目录（包括页次）
设计任务书
传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)
电动机的选择计算
传动装置的运动及动力参数的选择和计算
传动零件的设计计算
轴的设计计算
滚动轴承的选择和计算
键联接选择和计算
联轴器的选择
设计小结(体会、优缺点、改进意见)
参考文献
1.5. 课程设计日程安排
表 2课程设计日程安排表
1)
准备阶段

1天
2)
传动装置总体设计阶段

1天
3)
传动装置设计计算阶段

3天
4)
减速器装配图设计阶段

5天
5)
零件工作图绘制阶段

2天
6)
设计计算说明书编写阶段

1天
7)
设计总结和答辩

1天

第二章 传动装置的总体设计
2.1传动方案拟定
如图1带式运输机简图所示，带式运输机由电动机驱动，电动机6带动V带1工作，通过V带再带动减速器2运转最后将运动通过联轴器3传送到卷筒轴5上，带动运输带4工作。带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动比较平稳，故在传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮减速器，其结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分的相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。
1.6. 电动机的选择
（1） 选择电动机的类型和结构形式
根据工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷笼型三相异步电动机。
（2）选择电动机容量
工作机所需功率：
Pd= =3.56kW 式中，带式输送机的效率
其中为电动机至滚筒主轴传动装置的总效率，包括V带传动、两对斜齿轮传动、两对滚动轴承及联轴器等效率，值计算如下：
=
经查机械设计手册表1-5知V带传动效率=0.96， 滚子轴承传动效率=0.98，一般齿轮传动效率=0.97，弹性联轴器效率=0.99，卷筒效率=0.96因此
=0.960.9840.9720.99=0.79

（3）选择电动机的转速
先计算工作机主轴转速，也就是滚筒的转速
==28.65r/min
根据机械设计手册表14-2确定传动比范围，取V带传动比i=2~4，二级圆柱齿轮传动比i2=8~40，总传动比i的范围为
i总=（2×8）~（4×40）=16~160
电动机的转速范围应为
nd= i总n =（16~160）×28.65r/min=458.366~4583.66r/min
符合这一范围的电动机的同步转速有750 r/min，1000 r/min，1500r/min，3000r/min四种，由标准查出两种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案，如表1—1所列。

方案
电动机型号
额定功率
Pm /kW
电动机转速/r·min-1
同步
满载
1
Y112M-4
4
1500
1440

1.7. 计算总传动比及分配各级的传动比
（1）总传动比
i总==r/min=50.26
（2）分配各级传动比
i总=i0 i
为使带传动的尺寸不致过大，满足V带传动比小于齿轮传动比，初取i0=2.8，则减速器传动比为i==17.95
（3）分配减速器的各级传动比：i1=0.15 i+2.1=4.79 所以i2=3.75

1.8. 运动参数及动力参数计算
（1） 各轴的转速
Ⅰ轴 n1 ==514.29r/min
Ⅱ轴 n2 ==107.4r/min
Ⅲ轴 n3 ==28.57r/min
卷筒轴 nw =n3 =28.57r/min
（2）各轴的输入功率
Ⅰ轴 P1 =Pd=3.42kW
Ⅱ轴 P2 =P1=3.25kW
Ⅲ轴 P3 =P2=3.09kW
卷筒轴 P4 =P3=3.00kW
I-III轴的输出功率分别为输入功率乘轴承功率0.98，则
=0.98 P1=3.35 kW
=0.98 P2=3.19 kW
=0.98 P3=3.03 kW
（3）各轴的输入转矩 i1 i0 i2
电动轴输出转矩 Td=9550=23.61 N·m
Ⅰ轴 T1= Td i0=64.79N·m
Ⅱ轴 T2= T1 i1 =295.01 N·m
Ⅲ轴 T3= T2 i2 =1051.64 N·m
卷筒轴输入功率 T4= T3=1020.3 N·m

I-III轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承功率0.98，则
=0.98 T1 =63.49 N·m
=0.98 T2= 289.11N·m
=0.98 T3=1030.61 N·m

第三章 传动零件的设计计算
3.1 V带传动设计
带式运输机传动装置各主轴主要参数计算结果已知电动机型号为Y112M-4，额定功率为P=4kW，转速n=1440r/min,传动比i=2.8，两班制工作。
解题步骤及结果见表2—1
表2—1 V带传动设计
计算项目
计算及说明
计算结果
1.确定设计功率PC
根据工作情况，查教材图7.6得工况系数KA=1.1
已知：P=3.56Kw， Pd=3.916kw
2. 选择V带型号
根据Pd=3.916kw和n=1440r/min，查教材7.11选A型三角带
A型
3. 计算传动比
=2.8
=2.8
4. 确定小带轮直径
经查教材表7.7取=100mm (要大于或等于最小直径，并符合直径系列）
=100mm
5. 验算V带速度v
v==7.54m/s
在规定的v<25m/s范围内，合理
v=7.54m/s
6. 确定大带轮直径
大带轮直径==280mm
经查教材表7.3，取=280mm
其传动比误差小于5%，故可用。
=280mm
7. 初选中心距
=（0.7~2）（d1+d2）
d1=100mm ，d2=280mm
266760mm
取=300mm
=300mm
8. 初选长度L0
L0
=1223.9mm

L01223.9mm
9. 选择V带所需基准长度Ld
经查教材表7.2的数据，取Ld=1250mm
Ld=1250mm
10. 实际中心距a
a=313.05mm

a=313.05mm
11. 验算小带轮包角
= =147.05
经计算，小带轮包角取值合理
=147.050
12. 计算单根V带基本额定功率
经查教材表7-3，取得A型V带的=1.3kW
P1=1.3kW
13. 额定功率的增量
经查教材表7-4,7-5得=，=1.14 故==0.14kW
=0.14kW
14. 计算V带根数Z
根据=147.050，Ld=1250mm，查教材表7-8,7-2分别得包角系数=0.91，长度系数
Z==3.2
取Z=4根
Z=4根

15. 计算单根V带的初拉力F0
F0=
=125.43N
经查教材表7.1每米长度质量m=0.10kg/m
F0=125.43N
16. 确定带对轴的压力Q
Q=2ZF0sin=913.83N
Q=913.83N

3.2 高速级齿轮传动设计

已知传递功率kW，小齿轮转速r/min，，由电动机驱动，两班制工作，使用寿命5年。计算结果及步骤如下：
计算项目
计算和说明
（1） 选择材料及
热处理

精度等级
齿数

初选螺旋角
查教材表8.2，小齿轮选用45钢，调质，HBW1=217~255，取HBW1=250，大齿轮选用45钢，调质，HBW2=217~255，取HBW2=220。
选8级精度（GB10095—88）。
选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取
初选螺旋角
(2)按齿面接触疲劳强度设计
①确定计算参数

小齿轮传递转矩

齿轮材料弹性系数
齿宽系数
齿数比u
节点区域系数
端面重合度
螺旋角系数
轴向重合度

重合度系数
初选载荷系数
接触应力循环次数

接触疲劳强度寿命系数
最小安全系数SHmin
接触疲劳极限Hlim

许用接触应力[]H

试计算小齿轮分度圆直径dt1

计算圆周速度v
使用系数KA
动载系数KV
齿间载荷分配系数
齿向载荷分配系数

修正小齿轮分度圆直径d1

②确定齿轮参数及主要尺寸
法面模数

中心距

确定螺旋角

分度圆直径、

确定齿宽、

（3）校核弯曲疲劳强度

斜齿轮当量齿数

齿形系数YFa1、YFa2
应力修正系数YSa1、YSa2
重合度系数
螺旋角系数
弯曲疲劳强度极限，

弯曲应力循环次数NF

弯曲疲劳强度寿命系数YN
弯曲疲劳强度安全系数SFmin

计算许用弯曲应力

查参考文献5中式8—18知设计公式：

由式得：N·mm
查教材表8.5得：
查教材表8.6，取
查教材图8.14：2.47

=1.65
教材图8.15得螺旋角系数

查教材图8.15取0.77
=1.4

/=12.83×

由教材图8.29：ZN1=1.08，ZN2=1.15

由教材表8.7：SHmin=1
由教材图8.28得接触接触疲劳极限
Hlim1=590MPaHlim2=560MPa

由:教材图8.28：
[]H1= 615.60MPa
[]H2=644.00MPa

所以应取较小由[]H1值代入计算

=41.91mm

m/s
查教材图8.7得：KA=1.00
查教材图8.7得：KV=1.11
由教材图8.11：=1.20
=1.11

修正mm

mm ,
取标准值mn=2.0mm
mm
圆整为ɑ=125mm

因为值与初选值相差较小，故无需修正
mm
mm
mm
圆整后取=47mm，=55mm

由，，，可得

查查教材图8.19，YFa1=2.68，YFa2=2.24
查查教材图8.20，YSa1=1.57，YSa2=1.78
查教材图8.2得：
查教材图8.26得：1
查教材图8.28得：=220MPa
=230MPa
由查教材图8.30得：YN1=1，YN2=1

由查教材表8.7 ，SFmin=1.25

MPa
MPa
=
MPa＜ 合格
MPa＜ 合格
满足齿根弯曲疲劳强度

3.3低速级齿轮传动设计
已知传递功率kW，小齿轮转速r/min，，由电动机驱动，两班制工作，使用寿命5年。计算结果及步骤如下：
计算项目
计算和说明
(1) 选择材料及热处理

精度等级
齿数

初选螺旋角
材料均选40Cr 表面调质+淬火，硬度均选50HRC。

选8级精度（GB10095—88）。
选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取
初选螺旋角
(2)按齿面接触疲劳强度设计
①确定计算参数

小齿轮传递转矩

齿宽系数

端面重合度
重合度系数
轴向重合度
螺旋角系数
初选载荷系数
当量齿数

齿形系数

修正系数

接触应力循环次数

接触疲劳强度寿命系数
最小安全系数SHmin
接触疲劳极限Hlim

许用接触应力[]H

计算圆周速度
使用系数
动载系数
齿间载荷分配系数
齿向载荷分配系数
确定载荷系数
小齿轮模数

大齿轮模数

修正小齿轮分度圆直径
②确定齿轮参数及主要尺寸
模数

修正模数

中心距

确定螺旋角

分度圆直径、

确定齿宽、

（3） 校核弯曲疲劳强度

K、T、b、d值同前
齿轮比

齿轮材料弹性系数
节点区域系数
螺旋角系数
重合度系数

接触应力循环次数

接触疲劳极限Hlim

寿命系数，
安全系数

许用接触应力[]H

由式得：
N·mm，
查教材表8.16取
=1.62
查教材图8.21取重合度系数

初取=1.2

查教材图8.19取：
查教材图8.20取：

/=
=1，=1

SHmin=1.25
Hlim3=330MPa
Hlim4=330MPa
：
[]H3=MP
[]H4=MPa
m/s
查教材表8.3取，使用系数KA=1
查教材图8.7取动载系数=1.1
查教材表8.4取=1.4
查教材图8.11取=1.08

mm

查教材取=4mm

mm
圆整为ɑ=175mm

mm
mm
mm
圆整后取=37mm，=45mm

查教材表8.5得：
查教材图8.14：2.47
查教材图8.42取：
查教材图8.15取：0.78

/u=12.876×

由教材图8.28得接触接触疲劳极限
Hlim1=1150MPaHlim2=1150MPa
查教材图8.29得==1
查教材表8.7取=1.0

由:教材图8.28：
[]H1= 1150MPa
[]H2=1150MPa
=884.57MPa
所以满足齿面接触疲劳强度。

第四章 轴的设计计算
4.1轴的材料选择
项 目
计算及说明
结 果
轴的材料
根据工作条件，初选Ⅰ轴 、Ⅱ、Ⅲ轴为45钢，均调质处理。

4.2轴的结构设计
项 目
计算及说明
结 果

1、Ⅰ轴的结构设计（齿轮轴）
(1)初算轴径

（由教材表10.2查得C=110）
考虑到有一个键直径需加大5%，取整为d1=22mm。
(2)各段轴直径的确定
从左到右依次取为L1、L2、L3、L4、L4、L5。
L1段为该轴的最小直径段，并且与V带连接，取直径为25mm。
L2段与L5段相同，都为滚动轴承段，直径为30mm。
L3段为一光轴，确定直径为28mm。
L4段为齿轮轴段，由2d<da可取齿轮轴段的直径为47.03mm，与L5段形成轴肩。
L5段为该轴的滚动轴承段，查表取直径为30mm。
（3）各段轴的长度确定
L2、L5段都为滚动轴承段，取L2=46mm,L5=38mm。
L4段长度为53mm，齿轮宽度为55mm。
L1段与V带宽度相等，取45mm。
L3段长度确定由结构确定，取为28mm。

2、Ⅱ轴的结构设计（齿轮轴）
(1)初算轴径

（由教材表10.2查得C=110）考虑到有一个键直径需加大5%，则取整为d2=36mm。
(2)各轴段直径确定
如图所示，从左到右依次取为L1、L2、L3、L4、L5。
L1段直径最小，为安装滚动轴承段，d1=40mm。
L2:高速级大齿轮轴段，取d2=43mm。
L3;根据齿轮的轴向定位要求取为大段d3=50mm，形成一定的轴肩。
L4:低速级小齿轮段，取为d4=82.12mm，直径与高速级大齿轮轴段相等。
L5:与轴段L1相同，都为安装滚动轴承段，取d=40mm。
(3)各轴段长度的确定
L1：由滚动轴承，挡油盘及装配关系取为40mm。
L2：由高速级大齿轮轴段长度为45mm，与大齿轮齿宽相等。
L3：由定位关系，取长度为10mm。
L4：由低速级小齿轮轴段长度为43mmm。
L5: 由滚动轴承，挡油盘及装配关系取为40mm。

3、Ⅲ轴的结构设计
(1)初算轴径

（由教材表10.2查得C=110）
考虑键槽影响，取整为d3=55mm.

(2)各轴段直径的确定
L1：安装联轴器，为使轴与联轴器吻合。故同时选取联轴器型号，查表，取ka=1.5,。因为计算转矩小于联轴器公称转矩条件，查取机械表，选用LX4型公称转矩为2500N.m故适合，故d取直径为55mm。
L2：密封处轴段，根据联轴器定位要求及密封圈（采用毡圈密封）取直径为65mm。
L3、L7为该轴的滚动轴承段，查表取直径为70mm。
L4段为一光轴，直径取为75mm。
L5段按照结构要求，直径取为82mm
L6段为低速大齿轮轴段，取直径为72mm，与L7段形成轴肩。

（3）各段轴长度的确定
L3、L7段由滚动轴承，挡油盘及装配器关系确定，长度取为46mm。
L6段长度由低速级大齿轮的轮毂宽度确定，取为35mm。
L5段长度按照结构设计取为10mm。
L4段由装配关系，箱体结构等确定，长度为44mm。
L2段由滚动轴承，挡油盘及装配器关系确定,取为47mm。
L1段由联轴器的毂孔宽确定取为82mm。

d1=22mm
=25mm=30mm=28mm=47.03mm
d=30mm=45mm=46mm=28mm=53mm=28mm

d2=36mm

=40mm
=43mm=50mm=82.12mm
=40mm=40mm=45mm=10mm=43mm=40mm

d3=55mm

=55mm
=65mm
=70mm
d34=75mm
d35=82mm
d36=72mm
d37=70mm
=82mm
=47mm
=46mm
L34=44mm
=10mm
=46mm
4.3轴的校核
项 目
计算及说明
结 果
已知数据
1、轴的受力分析

2、计算弯矩

3、校核轴的强度

已知数据：以低速轴为例进行校核，T=945.83N·m。
1、轴的受力分析
(1)、计算支撑反力
齿轮圆周力：7017.8N
齿轮轴向力：
齿轮径向力：
根据作图求得跨距为：
L1=121.3mm，L2=101.7mm，L3=33.7mm

图6 轴的受力分析
在水平面上：

=

由式可知的方向与假设方向相同。
在垂直平面上：
=7017.8/2=3508.9N
轴承1的总支承反力
=3602.2N
轴承2的总支承反力
=3948.6N
2、计算弯矩
在水平面上
剖面左侧
=814.4x101.7=82824.48N.mm
剖面右侧
=1810.8x33.7=61023.96N.mm
在垂直平面上
=3508.9x101.7=356855.13N.mm
合成弯矩
剖面左侧
=366340.7N.mm
剖面右侧
=362035.23N.mm
3、校核轴的强度
剖面的左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故剖面的左侧为危险面。由附表10.1得:
抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力
=
=12.16MPa

扭剪应力
=

=7.34MPa
对于调质处理的45钢，由表10.1查得:
=650MPa, =300MPa, =155MPa

键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得:
。
绝对尺寸系数，由附图10.1查得: 。
轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得:
所以求得安全系数 :

=

=
查表10.5得许用安全系数,显然，故剖面安全。

7017.8N

L1=121.3mm
L2=101.7mm
L3=33.7mm

R1h=814.4N

R2h=1810.8N

R1v=R2v=3508.9N

R1=3602.2N
R2=3948.6N

Mah=82824.48N.mm
Mah’=61023.96N.mm
Mav=356855.13N.mm

Ma=366340.7N.mm

Ma’=362035.23N.mm

=14.68 MPa
=7.34MPa

S=5.89

合格。

第五章 滚动轴承的选择及校核计算
5.1滚动轴承的选择
轴承均采用角接触型滚动轴承，具体选择如下表所示：
表4 滚动轴承选择
位置
轴径
类型
型号
Ⅰ轴
30mm
角接触球型滚动轴承
7206C
Ⅱ轴
40mm
角接触球型滚动轴承
7208C
Ⅲ轴
70mm
角接触球型滚动轴承
7214C

1.1. 滚动轴承校核
项 目
计算及说明
结 果
已知数据

1、计算轴承轴向力

2、计算当量载荷

3、校核轴承寿命

已知数据：以低速轴轴承为例，由机械设计手册查7214C轴承的Cr=70.2kN, C0r =60.0 kN。
1、计算轴承轴向力

图7 轴承布置及受力图
1. 低速轴传动轴承的设计
初步选择滚动轴承. 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴
(1)求输出轴上的功率P，转速，转矩
P=2.84KW, =28.64r/min
=945.83N．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为=269.55
而7017.8N

① 低速轴选取的轴承：型号为6014型角接触球轴承
Cr=70.2kN, C0r =60.0,F=622.9N
②轴承的内部轴向力分别为：

及的方向如图所示。由圆周力可判断与同向，则
（+）=1440.8+622.9=2603.7N
显然，+ > ，因此轴有右移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承D将使轴保持平衡，故两轴承的轴向力分别为：

比较两轴承的受力,因，需对两个轴承进行校核。
③计算当量动载荷
轴承1：，查表11.12得：e=0.43
，查表得： X=0.44, Y=1.30

轴承2：，查表11.12得：e=0.40
，查表得： X=0.44, Y=1.40
径向当量动载荷
(3)、校核轴承寿命
轴承在100，查11.9表得；查表11.10得=1.5轴承1的寿命

轴承2的寿命

已知减速器使用5年，两班工作制，则预期寿命

显然,故轴承寿命很充裕。

C0r =70.2kN

C0r =60.0 kN

P1=4969.8N
P2=4059.2N

Lh1=485955.6h
Lh2=891850.3h
Lh’=20000h
Lh1>Lh’
Lh2>Lh’
合格

第六章 键联接的选择及计算
1.2. 键连接的选择
本设计中采用了普通A型平键和普通B型平键连接，材料均为45钢，具体选择如下表所示：
表5 各轴键连接选择表
位置
轴径
型号
数量
Ⅰ轴
21mm
A型键6x6x50
1
Ⅱ轴
40mm
A型键12x8x50
2
Ⅲ轴
55mm
A型键16x10x80
1
74mm
A型键20x12x56
1

1.3. 键连接的校核
项 目
计算及说明
结 果
1、Ⅰ轴上键的校核

2、Ⅱ轴上键的校核

3、Ⅲ轴上键的校核
1、Ⅰ轴上键的校核
带轮处的键连接压力为：

键、轴、联轴器的材料都是钢，查教材表6.1知，显然，,故强度足够。
2、Ⅱ轴上键的校核
齿轮处的键连接压力为：

，,故强度足够。

3、Ⅲ轴上键的校核
(1)、联轴器处的键连接压力为：

，显然，,故强度足够。
(2)、齿轮处的键连接压力为：

，,故强度足够。

合格

合格

合格

合格

第 2 章 联轴器的选择与校核
2.1. 低速轴上联轴器的选择与校核
轴段直径为55mm,可选为LX4型弹性柱销联轴器。选择J型轴孔，A型键，联轴器主动端的代号为LX4联轴器JA55112GB/T5014-2003。
其公称转速为2500N·m，许用转速为3870r/min，轴孔长度为84mm，故符合要求，可以使用。

第 3 章 减速器箱体设计
减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮啮合精度，大端盖分机体采用配合。为了保证机体有足够的刚度，在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为30~50mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度。 机体结构应有良好的工艺性，外型简单，拔模方便。
其减速器箱体的主要结构设计尺寸如下：
表6 减速器箱体的结构设计尺寸（结果未注单位：mm）

设计小结
之前我对《机械设计基础》这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题， 必须要靠自己学习。
我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。
通过这次的课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了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，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。

通过这次课程设计，我受益匪浅。不仅回顾了以往学过的知识，而且独立地运用它们完成了这次的设计任务，当然在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。而这份艰难不仅仅体现在设计内容与过程中为了精益求精所付出的艰辛，更重要的是在时间紧迫，任务重，我不得不抓住每一分钟去做。令我欣慰的是我从中找到了大学中久违的踏实，为完成自己的任务的那种勤奋。大学闲散惯了额我们现在仿佛有了真正意义上的生活。本次课程设计，不仅丰富了我们的理论知识，更加强了我们的设计思想通过这次齿轮减速器课程设计，我明白：作为一个制图设计者，必须非常的细心，随便一个装配图，里面的每一条线都必须认真修改！先要把设计的理论数据有步骤的完成。 在设计的过程中也遇到了很多麻烦，例如尺寸总是校核不正确结果只得一改再改尺寸，有关设计所涉及到得结构部分不是很了解，必须通过查阅大量资料来一步步解决各项难题。

在整个设计中装配图的绘制是最复杂的，绘制之前需要对其结构进行计算，并且每一个细节都需要注意，例如轴承端盖与轴之间需使用毡圈油封，且与轴之间应有较小的间隙；每一个螺栓、螺钉都需要经过计算，不可随意选择，特别是起盖螺钉，螺栓的连接需注意细实线的画法；轴承如选用脂润滑需要挡油环，在装配图上需把油杯表示出来，并且润滑脂、润滑油的选择都需要经过查阅手册确定。并且在绘图之前应先对所选的键、联轴器、轴承等进行校核，否则修改比较复杂。

除此之外，本次课程设计与之前所学课程紧密的连接着，例如材料力学中所学的弯扭矩、公差与测量中的公差标注等，当然最紧密的还是机械设计与机械原理，在应用的过程中使我们对之前所学课程进行了复习，同时使我们能更加熟练地掌握CAD绘图技术，同时也进一步熟练了excel、word的用法，对我们以后有很大的帮助。通过这次课程设计也使我们对设计有了深刻的认识，也了解到了设计的规范化。

总之，这次课程设计不同于以往的学习，锻炼了自己动手、动脑的能力，不仅复习了学过的知识，而且将它们学以致用，熟悉了减速器的结构、功能及设计过程，并知道了机械设计的一般步骤，为以后设计做了知识储备。
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参考文献
[1] 骆素君，朱诗顺.机械课程设计简明手册. [M].1版：化学工业出版社，2006.
[2] 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册[M].3版.北京:高等教育出版社，2010.
[3] 王黎钦，陈铁鸣.机械设计[M].3版.