2023年二级直齿直连.doc

目录设计原始数据1第一章 传动装置总体设计方案11.1 传动方案11.2 该方案优缺陷1第二章 电动机选用32.1 计算过程32.1.1 选用电动机类型32.1.2 选用电动机容量32.1.3 确定电动机转速3第三章 传动比分派及计算53.1 计算各轴转速53.2 计算各轴输入功率、输出功率53.3 计算各轴输入、输出转矩63.4 计算成果6第四章 齿轮传动设计计算74.1高速级齿轮传动计算74.2低速级齿轮传动计算10第五章 轴构造设计及校核155.1 轴材料选用及最小直径估算155.2 高速轴构造设计与计算155.2.1 高速轴构造设计155.2.2轴强度校核计算175.2.3键联接选用与强度校核计算195.3 中间轴构造设计与计算205.3.1 中间轴构造设计205.3.2轴强度校核计算215.3.3 键联接选用与强度校核计算255.4 低速轴构造设计与计算255.4.1 低速轴构造设计255.4.2 轴强度校核计算275.4.3 键联接选用与强度校核计算295.5轴承选用及校核305.5.1轴承选用305.5.2轴承校核305.6 联轴器选用31第六章 箱体构造设计以及润滑密封326.1 箱体构造设计326.2 轴承密封326.3 减速器润滑方式33设计小结34参照文献35设计原始数据参数符号单位数值工作机直径Dmm220工作机转速Vm/s1.1工作机拉力FN2600工作年限y年8第一章 传动装置总体设计方案1.1 传动方案 传动方案已给定，外传动为电机直连减速器，减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。方案简图如1.1所示。图 1.1传动装置简图 展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，故规定轴有较大刚度。 1.2 该方案优缺陷 减速器某些两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛一种。齿轮相对于轴承不对称，规定轴具有较大刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端一边，以减小因弯曲变形所引起载荷沿齿宽分布不均现象。原动机某些为 Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机性能规定，适应工作条件、工作可靠，此外还构造简朴、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第二章 电动机选用 2.1 计算过程 2.1.1 选用电动机类型 按工作规定和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。 2.1.2 选用电动机容量 电动机所需功率为由电动机到工作机传动总效率为式中、分别为轴承、齿轮传动、联轴器和工作机传动效率。0.99（轴承），0.97（齿轮），0.99（弹性联轴器），1（工作机效率，已包括工作机轴承效率），则：=0.89 因此=3.20 根据机械设计手册可选额定功率为4 kW电动机。2.1.3 确定电动机转速 工作机轴转速为=95.49 取二级圆柱齿轮减速器传动比，则从电动机到工作机轴总传动比合理范围为。故电动机转速可选范围为95.49 =573 1910 r/min综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量减速器传动比，选电动机型号为Y112M-4，电机重要技术参数如表2.1所示。表2.1 电动机重要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速 r/min电动机重量kg传动装置传动比 满载转速满载电流总传动比Y112M-4414408.77 47.00 15.08 电动机型号为Y112M-4，重要外形尺寸见表 2.2。图2.1 电动机安装参数表2.2 电动机重要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLHDABKDEFG112400265190140122860824第三章 传动比分派及计算 按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比,取，得4.59 因此3.28 3.1 计算各轴转速轴 1440.00 轴 313.40 轴 95.49 工作机轴 95.49 3.2 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =3.16 KW轴 =3.04 KW轴 =2.92 KW工作机轴 =2.86 KW各轴输出功率轴 =3.13 KW轴 =3.01 KW轴 =2.89 KW工作机轴 =2.83 KW3.3 计算各轴输入、输出转矩电动机输出转矩为21.20 轴输入转矩20.99 轴输入转矩92.60 轴输入转矩291.83 工作机轴输入转矩286.02 各轴输出转矩分别为各轴输入转矩乘轴承效率0.99。3.4 计算成果 表 3.1 运动和动力参数计算成果轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速n传动比效率输入输出输入输出r/mini电动机轴3.20 21.20 1440.00 1.00 0.99 轴3.16 3.13 20.99 20.78 1440.00 4.59 0.96 轴3.04 3.01 92.60 91.67 313.40 3.28 0.96 轴2.92 2.89 291.83 288.91 95.49 1.00 0.98 工作机轴2.86 2.83 286.02 283.16 95.49 第四章 齿轮传动设计计算 4.1高速级齿轮传动计算 选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数92。按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径其中：载荷系数，选1.6齿宽系数，取0.8齿轮副传动比，4.59 材料弹性影响系数，查得189.8许用接触应力，查得齿轮1接触疲劳强度极限600。查得齿轮2接触疲劳强度极限550。计算应力循环次数：（设2班制，一年工作292天，工作8年）1440.00 28292832.29 7.03 查得接触疲劳寿命系数0.95，0.97取失效概率为，安全系数1，得：570533.5则许用接触应力=551.75有43.23 圆周速度3.26 齿宽34.58 模数2.16 4.86 7.11 计算载荷系数：已知使用系数1；根据3.26 ，8级精度，查得动载系数1.05；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数1.41 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；查得齿间载荷分派系数1；故载荷系数1.49 按实际载荷系数校正所算分度圆直径 42.17 计算模数：2.11 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.42 查取齿形系数：查得2.80 ，2.20 查取应力校正系数： 1.55，1.782查得齿轮1弯曲疲劳极限500查得齿轮2弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1，得475368.6 计算齿轮1并加以比较0.0091 0.0106 齿轮2数值大则有：1.26 对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数不不不小于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，取模数1.50 ，已可满足弯曲强度。但为了同步满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算分度圆直径42.17 来计算应有齿数。则有：28.11 28取28，则128.65 129计算齿轮分度圆直径：42193.5几何尺寸计算计算中心距：=118计算齿轮1宽度：40齿轮2宽度35。4.2低速级齿轮传动计算选用直齿圆柱齿轮，齿轮3材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮4材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮3齿数20，齿轮4齿数66。按齿面接触强度： 齿轮3分度圆直径其中：载荷系数，选1.6齿宽系数，取0.8齿轮副传动比，3.28 材料弹性影响系数，查得189.8许用接触应力，查得齿轮3接触疲劳强度极限600。查得齿轮4接触疲劳强度极限550。计算应力循环次数：（设2班制，一年工作292天，工作8年）313.40 2829287.03 2.14 查得接触疲劳寿命系数0.97，0.99取失效概率为，安全系数1，得：582544.5则许用接触应力=563.25有71.57 圆周速度1.17 齿宽57.26 模数3.58 8.05 7.11 计算载荷系数：已知使用系数1；根据1.17 ，8级精度，查得动载系数1.05；用插值法查得8级精度、齿轮3相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；查得齿间载荷分派系数1；故载荷系数1.49 按实际载荷系数校正所算分度圆直径 69.91 计算模数：3.50 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.42 查取齿形系数：查得2.80 ，2.26 查取应力校正系数： 1.55，1.742查得齿轮3弯曲疲劳极限475查得齿轮4弯曲疲劳极限368.6取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1，得475368.6 计算齿轮3并加以比较0.0091 0.0107 齿轮3数值大则有：2.06 对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数不不不小于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，取模数2.50 ，已可满足弯曲强度。但为了同步满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算分度圆直径69.91 来计算应有齿数。则有：27.96 28取28，则91.89 92计算齿轮分度圆直径：70230几何尺寸计算计算中心距：=150计算齿轮3宽度：65齿轮4宽度60。表4.1 各齿轮重要参数名称代号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距 amm118150传动比 i 4.59 3.28 模数 mnmm1.52.5端面压力角a2020啮合角 a2020齿数 z 281292892分度圆直径dmm42.00 193.50 70.00 230.00 齿顶圆直径damm45.00 196.50 75.00 235.00 齿根圆直径dfmm38.25 189.75 63.75 223.75 齿宽 bmm40356560材料 40Cr（调质）45钢（调质）40Cr（调质）45钢（调质）齿面硬度 HBS280HBS240HBS280HBS240HBS第五章 轴构造设计及校核 5.1 轴材料选用及最小直径估算根据工作条件，初选轴材料为45钢，调质处理。按照扭转强度法进行最小直径估算，即：。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度影响。当该轴段界面上有一种键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103126，则取A=110。轴14.30 轴23.46 轴34.39 考虑键槽对各轴影响，则各轴最小直径分别为：轴15.30 轴26.97 轴39.55 将各轴最小直径分别圆整为5倍数：d1=20 mm，d2=30 mm，d3=40 mm。5.2 高速轴构造设计与计算5.2.1 高速轴构造设计高速轴轴系零件如图所示图5.1 高速轴构造（1）各轴段直径确定d11：用于连接高速轴外传动零件，直径大小为轴1最小直径，d11=d1min=20mm。d12：密封处轴段，左端用于固定大带轮轴向定位，根据大带轮轴向定位规定，轴直径大小较d11增大6mm，d12=26mm。d13：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d12尺寸大1-5mm，选用d13=30mm，选用轴承型号为深沟球轴承6206。d14：考虑轴承安装规定，查6206轴承安装规定da=36，根据轴承安装选用d14=36。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴构造。d16：过渡轴段，规定与d14轴段相似，d16=d14=36mm。d17：滚动轴承轴段，规定与d13轴段相似，d17=d13=30mm。各轴段长度确定l11：根据大带轮或者联轴器尺寸规格确定，取l11=32mm。l12：由箱体构造、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=59mml13：由滚动轴承型号和外形尺寸确定，取l13=29mml14：根据箱体构造和小齿轮宽度确定，取l14=77.5mml15：由小齿轮宽度确定，取l15=40mml16：根据箱体构造和小齿轮宽度确定，取l16=5mml17：由滚动轴承型号和外形尺寸确定，取l17=31mm图5.2高速轴尺寸图表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d17mm2026303642.00 3630长度l11l12l13l14l15l16l17mm32592977.5405315.2.2轴强度校核计算 5.2.2.1轴计算简图 轴所受载荷是从轴上零件传来，计算时一般将轴上分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段中点。作用在轴上扭矩，一般从传动件轮毂宽度中点算起。一般把轴当做置于铰链支座上梁，支反力作用点与轴承类型和布置方式有关。图 5.3 轴载荷分析图5.2.2.2强度校核 已知=20.99 ，=20.78 ，齿轮分度圆直径d=70.00 mm，则齿轮圆周力：999.32 N齿轮轴向力：0.00 N (由于为直齿轮=0)齿轮径向力：363.72 N (由于为直齿轮=0)根据各轴段尺寸，求得跨距L1=81.00 mm；L2=120.50 mm；L3=48.00 mm；B点水平支反力284.67 ND点垂直反力714.65 NB点垂直支反力103.61 ND点垂直支反力260.11 N水平弯矩34302.97 NmmC点左侧垂直弯矩12485.26 NmmC点右侧垂直弯矩12485.26 Nmm总弯矩36504.46 Nmm总弯矩36504.46 Nmm扭矩T=20985.66 Nmm进行校核是，一般只校核轴上受力最大弯矩和扭矩截面（即C处左侧强度），取0.60 ，查高速轴60.00 MPa7408.80 =5.21 MPa由于60.00 MPa，故该轴满足强度规定。5.2.3键联接选用与强度校核计算轴1上键选用型号为键626 GB/T1096键工作长度为l=L-b=26-6=20mm，轮毂键槽接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度26.23 MPa150MPa，满足强度规定。5.3 中间轴构造设计与计算5.3.1 中间轴构造设计中间轴轴系零件如图所示图5.4 中间轴构造（1）各轴段直径确定d21：滚动轴承处轴段为轴2最小直径，根据轴2最小直径， d21=30mm，选用轴承型号为深沟球轴承6206。d22：低速级小齿轮轴段，端面用于固定套筒，因而取d22=36mm。d23：用于固定低速小齿轮轴向定位，取d23比d22大8mm，根据齿轮定位规定d23=44mm。d24：高速级大齿轮轴段，取d24=36mm。d25：滚动轴承处轴段，与d21处轴直径相似d25=30mm。各轴段长度确定l21：由滚动轴承以及装配关系确定，取l21=36mm。l22：由低速级小齿轮宽度确定，取l22=65mml23：轴环宽度，取l23=10mml24：由高速级大齿轮宽度确定，取l24=33mml25：由滚动轴承以及装配关系确定，取l25=40.5mm图5.5中间轴尺寸图表5.2中间轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25mm3036443630长度l21l22l23l24l25mm3665103340.55.3.2轴强度校核计算 5.3.2.1轴计算简图 1.轴上力作用点位置和支点跨距确定齿轮对轴力作用点按筹划原则，应在齿轮宽度中点，因而可决定中间轴上两齿轮力作用点位置。轴上安装为深沟球轴承型号为6206，查数据可知她负荷作用中心到轴承外端面距离a=10mm，因而可以计算出支点跨距和轴上各力作用点互相位置尺寸。支点跨距L164.5mm。低速级小齿轮力作用点C到左支点A距离L158.5mm；两齿轮力作用点之间距离L260mm；高速级大齿轮力作用点D到右支点B距离L348mm。2.绘制轴力学模型图初步选定高速级小齿轮为直齿，高速级大齿轮为直齿；根据中间轴所受轴向力最小规定，低速级小齿轮为直齿，低速级大齿轮为直齿。根据规定传动速度方向，绘制轴力学模型图如下。图5.6 轴力学模型及转矩弯矩图5.3.2.2强度校核齿轮2：989.32 360.08 (由于为直齿轮=0)0.00 (由于为直齿轮=0)齿轮3：2619.12 953.28 (由于为直齿轮=0)0.00 (由于为直齿轮=0)1.垂直面支反力（XZ平面）参照图b。由绕支点B力矩和0，得：-85670.54 因而-514.54 方向向下。同理，由绕支点A力矩和0得：-13097.06 因而-78.66 方向向下。由轴上合力0，校核：0，计算无误。2.水平面支反力（XY平面）参看图d。由绕支点B力矩和0，得：330352.99 因而1984.10 方向向下。同理，由绕支点A力矩和0得：270453.68 因而1624.35 方向向下。由轴上合力0，校核：0，计算无误。3.A点总支反力2049.73 B点总支反力1985.66 1.垂直面内弯矩图参照图c。C处弯矩：-30100.46 -30100.46 D处弯矩-3775.73 -3775.73 2.水平面内弯矩图参看图e。C处弯矩：-116069.97 D处弯矩：-77968.63 3.合成弯矩图参看图f。C处：119909.45 119909.45 D处：78060.00 78060.00 4.转矩图参看图g。91669.36 5.当量弯矩图参看图h。由于是单向回转轴，因此扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数=0.6。55001.61 C处：=119909.45 131922.15 D处：78060.00 78060.00 进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩和转矩截面（即危险截面C）强度。28.28 MPa根据选定轴材料45钢，调质处理，查得60MPa。由于，因而强度足够到达规定。5.3.3 键联接选用与强度校核计算轴2上低速级小齿轮键选用型号为键1061 GB/T1096键工作长度为l=L-b=61-10=51mm，轮毂键槽接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度25.22 MPa150MPa，满足强度规定。高速级大齿轮键选用型号为键1029 GB/T1096键工作长度为l=L-b=29-10=19mm，轮毂键槽接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度67.69 MPa150MPa，满足强度规定。5.4 低速轴构造设计与计算5.4.1 低速轴构造设计低速轴轴系零件如图所示图5.7 低速轴构造图（1）各轴段直径确定d31：滚动轴承轴段，d31=d35=50mm，选用轴承型号为深沟球轴承6210。d32：齿轮处轴段，d32=57。d33：轴环，根据齿轮定位规定取d33比d32大6mm，则d33=63mm。d34：考虑轴承安装规定，查6210轴承安装规定da=57，根据轴承安装选用d34=57mm。d35：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d36尺寸大1-5mm，选用d35=50mm。d36：密封处轴段，右端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器轴向定位规定，轴直径大小较d37增大6mm，d36=46mm。d37：为轴3最小直径处，取d37=d3min=40mm。各轴段长度确定l31：由滚动轴承型号和外形尺寸确定，取l31=42.5mm。l32：由低速级大齿轮宽度确定，取l32=60mml33：轴环宽度，取l33=10mml34：根据箱体构造和大齿轮宽度确定，取l34=45mml35：由滚动轴承型号和外形尺寸确定，取l35=33mml36：由箱体构造、轴承端盖、装配关系等确定，取l36=55mml37：根据减速器详细规格确定，取l37=84mm图5.8低速轴尺寸图表5.3低速轴各段尺寸直径d31d32d33d34d35d36d37mm50576357504640长度l31l32l33l34l35l36l37mm42.56010453355845.4.2 轴强度校核计算 5.4.2.1 轴计算简图 轴所受载荷是从轴上零件传来，计算时一般将轴上分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段中点。作用在轴上扭矩，一般从传动件轮毂宽度中点算起。一般把轴当做置于铰链支座上梁，支反力作用点与轴承类型和布置方式有关。图 5.9 轴载荷分析图5.4.2.2强度校核已知=291.83 ，=288.91 ，齿轮分度圆直径d=230.00 mm，则齿轮圆周力：2537.64 N齿轮轴向力：0.00 N (由于为直齿轮=0)齿轮径向力：923.62 N (由于为直齿轮=0)根据各轴段尺寸，求得跨距L1= 105 mm；L2=110mm；L3=62.5mm；B点水平支反力919.43 ND点垂直反力1618.20 NB点垂直支反力334.65 ND点垂直支反力588.98 N水平弯矩101137.69 NmmC点右侧垂直弯矩36811.11 NmmC点左侧垂直弯矩36811.11 Nmm总弯矩107628.48 Nmm总弯矩107628.48 Nmm扭矩T=291828.21 Nmm进行校核是，一般只校核轴上受力最大弯矩和扭矩截面，取0.6，查得60MPa，t=6mm。18138.32 因此11.33 MPa60MPa，故该轴满足强度规定。5.4.3 键联接选用与强度校核计算大齿轮键选用型号为键1654 GB/T1096键工作长度为l=L-b=54-16=38mm，轮毂键槽接触高度为k=h/2=5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度53.89 MPa150MPa，满足强度规定。输出轴端键选用型号为键1278 GB/T1096键工作长度为l=L-b=78-12=66mm，轮毂键槽接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度53.63 MPa150MPa，满足强度规定。5.5轴承选用及校核5.5.1轴承选用轴选轴承为：6206； 轴选轴承为：6206； 轴选轴承为：6210。 所选轴承重要参数见表5.4。表 5.4 所选轴承重要参数轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm 基本额定 /kN dDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r6206306216365619.511.56206306216365619.511.5621050902057833523.25.5.2轴承校核查滚动轴承样本可知，轴承6210基本额定动载荷Cr=35kN，基本额定静载荷Cr0=23.2kN。1.求两轴承受到径向载荷Fr1和Fr2将轴系零件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中B点总支反力=997.88 ND点总支反力=1712.90 N。2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3.求轴承担量动载荷P根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1，X2 =1P1=fP（X1Fr1）=1197.46 NP2=fP（X2Fr2）=2055.48 N4.验算轴承寿命因P137376h 轴承具有足够寿命。5.6 联轴器选用 低速轴伸出端直径40 ，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选用联轴器：积极端：J型轴孔、A型键槽、40、84从动端：J型轴孔、A型键槽、40、84 J4084选用联轴器为：TL7 GB/T4323 J4084联轴器所传递转矩T=286.02 ，查得工况系数KA=1.3，联轴器承受转矩为371.83 查得该联轴器公称转矩为500，因而符合规定。第六章 箱体构造设计以及润滑密封6.1 箱体构造设计箱体是减速器中所有零件基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件对旳相对位置并承受作用在减速器上载荷重要零件。箱体一般还兼作润滑油油箱。机体构造尺寸，重要根据地脚螺栓尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮中心距a来确定。设计减速器详细构造尺寸如下表：表6.1 箱体构造设计名称符号单位尺寸机座、机盖壁厚mm8机座、机盖凸缘厚度mm12底座凸缘厚度mm20地脚螺钉直径mm20轴承旁凸台半径mm20轴承座端面到内壁距离mm60齿轮端面到内壁距离mm10轴承旁联接螺栓直径mm16机盖机座联接螺栓直径mm10轴承端盖螺钉直径mm106.2 轴承密封密封件选用上选毡封油圈，重要是考虑构造比较简朴，由于减速器构造简朴，毡封油圈条件已经满足减速设计规定。并且毡封油圈工作性能可靠。选用毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈46 JB/TQ46066.3 减速器润滑方式减速器齿轮润滑方式选用为浸油润滑，浸油润滑重要合用于圆周速度v12m/s齿轮传动。传动件浸入有种深度要恰当，既要防止搅油损失太大，又要保证充足润滑。油池要有一定深度和贮油量。设计小结 这次有关带式运送机上二级展开式圆柱斜齿轮减速器课程设计，是咱们真正理论联络实际、深入理解设计概念和设计过程实践考验，对于提高咱们机械设计综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多理解和认识，为咱们后来工作打下了坚实基本。 在设计过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其她课程理论知识和应用生产实际知识处理工程实际问题能力。 由于时间紧迫，因此这次设计存在许多缺陷，例如说箱体构造庞大，重量也很大。齿轮计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次实践，能使我在后来设计中防止诸多不必要工作，有能力设计出构造更紧凑，传动更稳定精确设备。参照文献 1 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计. 8版. 北京：高等教导出版社，.5 2 机械设计手册编委会. 机械设计手册（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京机械工业出版社， 3 郑文纬、吴克坚主编. 机械原理. 7版. 北京：高等教导出版社，1997.7