机械设计课程设计说明书1(单级蜗杆减速器).doc

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蜗杆减速器设计
姓名: 徐树生
学号: 3112003350
班级: 120906
学院: 机电工程学院

目 录
引言 ……………………………………………………………………………1
1 设计题目 ……………………………………………………………………1
1.1 带式运输机的工作原理 ……………………………………………………1
1.2 工作情况 ……………………………………………………………………2
1.3设计数据 ………………………………………………………2
2 总体传动方案的选择与分析 ……………………………………………2
2.1 传动方案的选择 ……………………………………………………………2
2.2 传动方案的分析 ……………………………………………………………3
3 电动机的选择 ……………………………………………………………4
3.1 电动机功率的确定 …………………………………………………………
3.2 确定电动机的转速 …………………………………………………………
4 传动装置运动及动力参数计算 ………………………………………6
4.1 各轴的转速计算 ……………………………………………………………
4.2 各轴的输入功率 ……………………………………………………………
4.3 各轴的输入转矩 ……………………………………………………………
5 蜗轮蜗杆的设计及其参数计算 ………………………………………7
5.1 传动参数 ……………………………………………………………………
6 轴的设计计算及校核 …………………………………………………8
6.1 蜗杆轴的设计 ………………………………………………………………8
6.1.1初算轴的最小直径 …………………………………………………………
6.1.2蜗杆轴的校核 ………………………………………………………………
6.2 蜗轮轴的设计 …………………………………………………………16
6.2.1初算轴的最小直径 …………………………………………………………17
6.2.2蜗轮轴的校核 ………………………………………………………………18
6.3轴承的选择及校核 ………………………………………………………19
6.3.1 蜗杆轴轴承的校核
6.3.2 蜗杆轴轴承的校核
7.键连接设计计算 ………………………………………………………24
7.1选择键联接的类型和尺寸 ……………………………………………………25
7.2校核键联接的强度 ……………………………………………………25
8 箱体的设计计算 ………………………………………………………25
8.1 箱体的构形式和材料 ………………………………………………………27
8.2 箱体主要结构尺寸和关系 …………………………………………………27
9. 螺栓等相关标准的选择 …………………………………………………27
9.1螺栓，螺母，螺钉的选择 …………………………………………………27
9.2销，垫圈垫片的选择 …………………………………………………27
10.设计小结 ………………………………………………………………27
11.参考文献 …………………………………………………28
设计任务书
1、1设计题目：蜗轮减速器

图1 带式输送机传动系统简图
1—电动机；2一联轴器；3—蜗杆减速器；4—卷筒；5—输送带

1.2、原始数据：

运输机工作拉力F(N)
运输带工作速度V(m/s)
滚筒直径D（mm）
2500
1.1
400
1.3选定设计方案
工作条件：
1)设计用于带式运输机的传动装置。
2） 连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，工作载荷有轻微冲击；运输带允许误差为5％。
3） 使用限期为10年，小批量生产，两班制工作（每班工作16h）。
已知：运输机工作拉力F(N)：2500N
运输带工作速度V(m/s)：1.1m/s
滚筒直径：400mm
选定传动方案为：蜗杆减速器
3。电动机的选择
3.1初选电动机类型和结构型式
根据动力源和工作条件，并参照第12章选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。
电动机的容量
确定减速器所需的功率
根据已知条件，工作机所需要的有效功率为
=kW
确定传动装置效率
查表第十章中表10-2得：
联轴器效率=0.99
蜗杆传动效率=0.73
一对滚动轴承效率=0.98
输送机滚筒效率=0.96
估算传动系统总效率为
=0.99^2×0.73×0.98^3×0.96=0.65
工作时，电动机所需的功率为
=kW
由表19-1可知，满足P≥P条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率P应取为5.5kW。
3.2电动机的转速
根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速为
r/min
查表2-2得：
蜗杆减速器的传动比=10～40，则总传动比的合理范围=10～40，故电动机的转速可选范围为：
（10～40）×127.4r/min=1228～4912 r/min
符合这一转速范围的同步转速有：1500r/min 3000r/min
由表19-1可知，对应于额定功率P为2.2kW的电动机型号分别为Y100L1-4型和Y90L-2型。现将Y100L1-4型和Y90L-2型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表2-1中。
表2-1 方案的比较
方案号
电动机型号
额定
功率
（kW）
同步转速
（r/min）
满载转速
（r/min）
总传动比
外伸轴径D
（mm）
轴外伸长度E
（mm）
Ⅰ
Y100L1-4
5.5
1500
1440
11.70
24
50
Ⅱ
Y90L-2
5.5
3000
2870
23.37
28
60
通过对上述两种方案比较可以看出：方案Ⅱ电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大，成本提高。一般来说，如无特殊要求，常选用同步转速为1500r/min，故选方案I较为合理。
4．传动装置的传动比及动力参数计算
4.1传动装置运动参数的计算
由式（3-5）可知，传动系统的总传动比

由传动系统方案（见图1-2）知：
1；1；
又，所以=27.4
传动系统各级传动比分别为
1； =27.4； 1
4.2传动系统的运动和动力参数计算
传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：
1轴（电动机轴）：
r/min
=4.23kw
=9550=9550×=28.05N·m
2轴（蜗杆轴）：
=1440r/min
4.23×0.99=4.19kW
N·m
3轴（蜗轮轴）：
r/min
4.19×0.99×0.73=3.00kW
N·m
4轴（单级蜗杆传动低速轴、即输送机滚筒轴）
52.55r/min
3.00×0.99×0.98=2.91kW
N·m
4.3：

轴 号
电动机
单级蜗杆减速器
工作机
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n
（r/min）
1440
1440
52.55
52.55
功率P
（kW）
4.23
4.19
3.00
2.91
转矩T
（N·m）
28.05
27.79
545.20
528.84
传动比
1
27.4
1
将上述计算结果列于表2-2中，以供查用。

设计计算及说明
结果
5：蜗杆的设计
选择蜗杆传动类型
根据GB/T 10085-1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI).
选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆用45钢;因希望效率要高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45-55HRC.蜗轮用铸锡磷青铜,金属模铸造.为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造.
按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度.由参考文献1中式(11-12)计算传动中心矩:

根据书中表11-1，取
蜗轮上的转矩
确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；由参考文献1中表11-5选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数；则：

确定弹性影响系数
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故。
确定接触系数
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值为0.35，从图参考文献1图11-18中可查得。
确定许用接触应力
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可以从文献1表11-7中查得蜗轮的基本许用应力。
应力循环次数

寿命系数

则 =·=0.7576×268= 203.04
计算 =1218.81MPa

因=2，故从文献1中表11-2中取模数m=5mm，蜗杆的分度圆直径d1=50mm。这时d1/a为0.4，从文献1中图11-18中可查得接触系数，因为，因此以上结果可用。
蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
（1） 中心距
a==(50+55x5)/2=162.5mm
蜗杆的主要参数与几何尺寸
轴向齿距
直径系数
分度圆直径 d1=50mm
齿顶圆直径
齿根圆直径

分度圆导程角
蜗杆轴向齿厚
蜗杆尺宽 =71.5
5.蜗轮的设计
蜗轮的主要参数与几何尺寸
蜗轮的齿数Z2=55
验算传动比
这时传动比误差为 ，是允许的。
蜗轮分度圆直径
蜗轮喉圆直径

蜗轮齿根圆直径

蜗轮咽喉母圆直径

蜗轮尺宽 B=45

校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数
ZV2=58.33，从参考文献1中图11-19中可以查得齿形系数YFa2=2.34。
螺旋角系数
许用弯曲应力

从文献1表11-8中查得由制的蜗轮的基本许用应力。
寿命系数

弯曲强度是满足的。
验算效率

已知；；与相对滑动速度VS有关。

从参考文献1表11-18中用插入值法查得，；代入式中求得，大于原估计值，因此不用重算。
热平衡计算

散热面积
A=

取传热系数 ，取，从而可以计算出箱体工作温度

因为，所以符合要求。
精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为c，标注为8c GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，详见图纸。
减速器轴的设计
6：蜗杆轴的设计
由于蜗杆的直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做蜗杆轴。
蜗杆的转矩。蜗轮的转矩545.20N·m
则作用于齿轮上的圆周力：

轴向力：
径向力：

6.1.1初步确定轴的最小直径
先按参考文献1式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查文献1表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献2表14-4，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000N·mm。半联轴器的孔径d1=25mm,故取d12=25mm,半联轴器长度L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。
轴上零件的装配方案
蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装。
轴向定位及轴各段直径和长度
1)为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右段需制出一轴肩，故取2-3段直径d23=28mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm，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1-2段的长度应比L1短一些，现取L12=42mm。
2)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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其基本尺寸，故，则。
3)由于蜗杆的齿根圆为38 mm，故取轴段mm。蜗杆的轴承内侧采用轴环定位，轴肩高度h＞0.07d ，故取h=5mm，则轴环处的直径，轴环宽度，取。
4)轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。
5)由于箱体由蜗轮决定，轴承采用脂润滑，蜗杆齿宽，滚动轴承宽度，则

轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按=25mm，由文献一表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为了保证齿轮半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为m6。
确定轴上圆角和倒角尺寸
参考文献一表15-2，取轴端倒角为，各处轴肩的圆角半径如下：
，，，
，，

6.1.2蜗杆轴的校核

图5-1

图5-2
设蜗杆齿宽的法向中心线的有侧长为，左侧的长度为，则：

水平面的支承反力（图a）

垂直面的支承反力（图b）

绘水平面的弯矩图

绘垂直面的弯矩图

绘合成弯矩图

该轴所受扭矩为：27.79N·m=27790N·mm
按弯扭合成应力校核轴的强度
由图可知轴承上截面C为危险截面，根据文献1式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得。因此<，故安全。
由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴的其它截面的疲劳强度不必校核。
6.2蜗轮轴的设计
蜗轮上的转矩。则作用于齿轮上的
圆周力：
轴向力：
径向力：
6.2.1初步确定轴的最小直径
先按文献1式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查文献1表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献2表14-4，
选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N·m。半联轴器的孔径d1=40mm,故取d12=40mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
根据蜗轮结构尺寸，取=55mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右段需制出一轴肩，故取2-3段直径=45mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=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1-2段的长度应比L1短一些，现取L12=58mm。
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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210，其基本尺寸，故，而。

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取轴肩高度h=5mm，因此，取=50mm。蜗轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h＞0.07d，故取h=5mm，则轴环直径=55mm。轴环宽度，则取=10mm。轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。轴承宽度为21.75mm，取挡圈宽度为15mm，所以=60mm。=（1.2～1.8），则取=66mm；取=58mm。
所选轴承的外形如前面所选轴承图所示。

6.2.2蜗轮轴的校核
设蜗杆齿宽的法向中心线的有侧长为，左侧的长度为，则：

水平面的支承反力（图a）
垂直面的支承反力（图b）
=545201.25

绘水平面的弯矩图

绘垂直面的弯矩图
=321331.09
=-223869.83

绘合成弯矩图
=323703.70
=227262.22
该轴所受扭矩为

按弯扭合成应力校核轴的强度
由图可知轴承上截面C为危险截面，根据文献1式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得。因此<，故安全。
由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗轮轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。
图5-3

6.3滚动轴承的校核
6.3.1蜗杆轴滚动轴承校核
蜗杆上的轴承代号为：30206
蜗杆受力
蜗杆的转矩。
则作用于齿轮上的圆周力：
轴向力：
径向力：
2.求两轴承的径向受力

3.求两轴承的计算轴力
对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力

当量动载荷
由已知条件知道工作时间为8年，每年按365天计算，且每天二班制工作，则大概总的工作时间为：
当量动载荷P=，查表13-5得：X=0.4，Y=1.6；查表13-6得：；故P===1401.06N
由参考文献1式13-6a知基本额定动载荷

查表13-4得；对于滚子轴承ε=
故==24030.65N
校核轴承的寿命
查文献2表13-1得C=43.2KN ε=10/3 n=1440r/min

故，此轴承的寿命满足要求

6.3.2蜗轮轴上轴承的校核
蜗轮上的轴承代号为：30210
蜗轮受力
蜗轮上的转矩。则作用于齿轮上的
圆周力：
轴向力：
径向力：
2.求两轴承的径向受

3.求两轴承的计算轴力
对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力

求当量动载荷
由已知条件知道工作时间8年，每年按365天计算，且每天二班制工作，则大概总的工作时间为：
当量动载荷P=，查表13-5得：X=0.4，Y=1.6；查表13-6得：；
故P==1.2x(0.4x2208.71+1.6x690.22）=1987.84
由参考文献1式13-6a知基本额定动载荷

查表13-4得；对于滚子轴承ε=
故==34094.97N
校核轴承的寿命
查文献2表13-1得C=73.2KN ε=10/3 n=1440r/min

故，此轴承的寿命满足要求

7.键联接的选择与校核
7.1选择键联接的类型和尺寸
本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处，设置在蜗杆上的键标此处为键1此处轴的直径d1=25mm。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处，设置在蜗轮轴上的键标此处为键2此处轴的直径d2=40mm。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接，标记此处的键为键3此处轴的直径d3=55mm。一般8级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用圆头普通平键（A）型。而键3的蜗轮在轴的中间，所以也选择圆头普通平键（A）型。
根据以上的数据，从文献1表6-1中查得键1的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm。由联轴器的标准并参考键的长度系列，可以确定取此键的长度L=36mm（比伸入到联轴器的深度短一些）。查得键2的截面尺寸为：宽度b=12mm，高度h=8mm。同理取此键的长度L=50mm。查得键3的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取该键的键长L=56mm。
7.2校核键联接的强度
键1处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为[]=120～150MPa,取其平均值，[]=135MPa。
键的工作长度为l=L-b=36mm-8mm=28mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5×7mm=3.5mm。由文献1的式6-1可得

可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。
键2处键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为[]=120-150MPa,取其平均值，[]=135MPa。键的工作长度为l=L-b=50mm-12mm=38mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由文献1的式6-1可得

可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。
键3处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为[]=120-150MPa,取其平均值，[]=135MPa。
键的工作长度为l=L-b=56mm-16mm=40mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5×10mm=5mm。由文献1的式6-1可得

可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。
自此减速器中的所有的键均以校核完毕，所有的键均满足使用要求。
键的外型图和键槽的安装图：

K=1.21

N=9.21

=203.04

a=162.5

m=5

d1=50mm

q=10mm

da1=60mm

df1=38mm

b1=71.5
i=27.4
d2=275mm
da2=285mm
df2=263mm

rg2=20mm
B=45

ZV=58.83

t≈36.94℃

L1=100
L2=110

L3=110
L=220

Ma=99127.5

Fv1=1172.18

Fv2=271.02

Mv1=128939.8
Mv2=29812.2

M1=142700.13

M2=68019.28

27790N·mm

Mh=39120.53

Mv1=321331.09
Mv2=-223869.83

M1=323703.70

M2=227262.22

σca =27.66

p=1401.06

C=24030.6
Lh=106392

c=34094.97

Lh=1966773

σp=135

密封和润滑
由于本设计蜗杆减速器用的是钢蜗杆配青铜蜗轮，参考文献1表11-20，选择CKE320型号用油，对于蜗杆的给油方式，根据蜗杆的相对滑动速度以及载荷类型选择，本设计的蜗杆减速器蜗杆的相对滑动速度为，且采用的是闭式传动，传动载荷中等，根据文献1表11-21蜗杆传动的润滑油粘度推荐值及给油方式，选择油池润滑。关于蜗杆传动的润滑油量，由于采用的是闭式蜗杆传动，搅油损耗不是太大，且采用的是蜗杆下置式的传动，所以浸油深度应为蜗杆的一个齿高。蜗轮的润滑主要凭借蜗杆的带油作用来进行润滑。
对于轴承的润滑，蜗杆轴承采用浸油润滑。同时蜗轮轴承润滑采用刮油板刮蜗轮上的油通过箱体上的油槽润滑。另外在安装的时候，也应该对轴承的润滑进行良好处理，应该用润滑油脂进行充分的润滑。
对于轴承的密封设计采用了轴承端盖还在其中加入了密封圈。蜗杆轴承端一边用闷端盖，一边用密封圈。蜗轮轴轴承一边用闷端盖，一边用毡圈。整个箱体是密封的。
8.铸铁减速器箱主要结构尺寸
箱体的刚度设计
从参考文献2表4-1，表4-2可得下表：
表7
名称
符号
蜗轮蜗杆减速器尺寸
选用
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

地脚螺钉数目

4
轴承旁联结螺栓直径

盖与座联结螺栓直径

联结螺栓间距

175
轴承端盖螺钉直径

视孔盖螺钉直径

定位销直径

至外箱壁距离

26、22、18、16
至凸源边缘距离

20、16、14
轴承旁凸台半径

16
凸台高度

45
外箱壁至轴承座端面距离

42
蜗轮顶圆与内壁的距离

10
蜗轮轮毂端面与内壁距离

9
箱盖、箱座肋厚

轴承端盖外径

120
轴承旁联结螺栓距离

120
9.螺栓等相关标准的选择
本部分含螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下：
9.1螺栓，螺母，螺钉的选择

考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用
螺栓GB5782-86 M10*35 数量为2个
M16*100 数量为6个
螺母GB6170-86 M10 数量为2个
M10 数量为6个
螺钉GB5782-86 , M6*20 数量为2个
M8*25 数量为24个
M6*16 数量为12个
*（参考装配图）

M10*35
M16*100
M10
M12
M6*20
M8*25
M6*16

9.2销，垫圈垫片的选择

选用销GB117-86，B8*30， 数量为2个
选用垫圈GB93-87 数量为8个
选用止动垫片 1个
选用石棉橡胶垫片 2个
选用08F调整垫片 4个
*（参考装配图）
GB117-86
B8*30
GB93-87
止动垫片
石棉橡胶垫片
08F调整垫片

10.设计小结
一级蜗杆减速器的设计是一个较为复杂的过程，通过这次设计觉得自己受益匪浅。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。
通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力；同时对减速器的结构和设计步骤有了一个大概的了解，对之前所学的专业知识作了一个很好的总结，设计中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的学习工作中来弥补。设计过程中我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等），获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。
当一份比较象样的课程设计完成的时候，我的内心无法用文字来表达。几天以来日日夜夜的计算与绘图和在电脑前编辑排版说明书，让我感觉做一个大学生原来也可以这么辛苦。但是，所有的这一切，都是值得的，它让我感觉大学是如此的充实。

参考文献
[1]、《机械设计》（第八版）濮良贵，纪名刚主编， 高等教育出版社
[2]、《机械设计课程设计》金清肃主编，华中科技大学出版社
[3]、 吴宗泽主编 《机械设计课程设计手册》 –2版 ---北京：高等教育出版社，