单级圆柱齿轮减速器(附装配图).doc

铁路职业技术学院机械与电子学院

《机械设计基础》
课程设计说明书

题目：带传动及单级圆柱齿轮减速器的设计
学院： 机械与电子学院
专业： 机械制造与自动化
班级： 机制19-1班
学号： 15160530069
姓名： 李俊
指导教师： 周 海

机械与电子学院
2019年11月-12月

目录

一、课程设计任务要求····························3
二、电动机的选择································· 4
三、传动比的计算设计································· 5
四、各轴总传动比各级传动比·····························6
五、V带传动设计······································· 8
六、齿轮传动设计································· 11
七、轴的设计······································· 19
八、轴和键的校核······························ 30
九、键的设计····································· 32
十、减速器附件的设计·······························34
十一、润滑与密封····································· 36
十二、设计小结··········································37
十三、参考资料······································· 37

一、课程设计任务要求
1. 用CAD设计一张减速器装配图（A0或A1）并打印出来。
2. 轴、齿轮零件图各一张，共两张零件图。
3.一份课程设计说明书（电子版）并印出来
传动系统图如下：

传动简图
输送机传动装置中的一级直齿减速器。运动简图工作条件冲击载荷，单向传动，室内工作。三班制，使用5年，工作机速度误差±5%。
原始数据如下：
原始数值
数据来源 S3-10
输出轴功率P/kw
4.5
输出轴转速n/min
55

二、电动机的选择
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
 1、选择电动机的类型。
2、电动机输出功率Pd
3、 电动机的转速
4、 选定电动机的型号

按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式冷鼠笼型三相异步电动机。

电动机输出功率
η总=η1η2η2η3η4
=0.96*0.99*0.99*0.96*0.96=0.86
故电动机输出功率Pd
Pd=P/η总=4.5/0.86=5.23kw
电动机额定功率Ped
查表20-1，得Ped=5.5kw
由表2-1，得V带传动常用传动比范围i1 =2~4
单级圆柱齿轮i2=3~6，nw=55r/min
      nd =nw·i1·i2=330~1320r/min   
在该范围内电动机的转速有：750r/min、1000r/min，取电动机同步转速为1000r/min。
根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸相应越大，所以选用Y132M2-6.额定功率5.5kw，满载转速960r/min，额定转矩2.0N/m，最大转矩2.2N/m。

 电动机
 Y132M2-6

 输出功率
Pd=5.23kw 

 额定功率
 Ped=5.5kw

η总=0.86

三、传动比的计算设计
计算步骤
设计计算与内容
 1、计算总传动比
2、各级传动比分配

     i总=n/nw=960/55=17.45
n为电动机满载转速，nw为输出轴转速
取V带传动的传动比i1=2，开式齿轮传动的传动比i3=3
则减速器的传动比i2=i/（i1*i2） =2.90

四、各轴总传动比各级传动比
计算步骤
设计计算与内容
设计结果

1、各轴转速

2、各轴输入功率

3、各轴的转矩

电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，输出轴为3轴。
n0=960r/min
n1=n0/i1=480r/min
n2=n1/i2=166r/min
n3=55r/min
P0=5.23KW
P1=P0*n1=5.23*0.96=5.02KW
P2=P1*n2*n3=5.02*0.99*0.96=4.77KW
P3=4.5KW
T0=9550*P0/n0=52.02N·m
T1=99.88N·m
T2=274.42N·m
T3=781.36N·m

n0=960r/min
n1=480r/min
n2=166r/min
n3=55r/min
P0=5.23KW
P1=5.02KW
P2=4.77KW
P3=4.5KW
T0=52.02N·m
T1=99.88N·m
T2=274.42N·m
T3=781.36N·m
计算结果汇总如下表，以供参考
相关参数
轴          
电动轴0
1轴
2轴
w卷筒轴
功P(KW)
5.23
5.02
4.77
3.8
转速n(r/min)
960
480
166
55
转矩T（N.m）
52.02
99.88
274.42
781.36
传动比i
2
2.90
3
效率
0.96
0.96
0.96

五、传动设计
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、确定设计功率PC

2、选择普通V带型号

3、确定带轮基准直径dd1、dd2。

4 验证带速V

5、  确定带的基准长度Ld和实际中心距a0。

带长L0

6、      校核小带轮包角α1

7、      确定V带根数Z

8、求初拉力F0及带轮轴上的压力F0

由<<机械设计基础>>表10-7得KA=1.2
PC=KAP=1.2×5.5=6.6KW
根据PC=6.6KW,n0=960/min。由表10-8应选B型V带。
由课本图10-88知，小带轮基准直径的推荐值为112~140mm。
由《机械设计基础》表10-8取dd1=125mm，
dd2=dd1*n1/n2=125*960/480=250mm
按表10-8取标准直径dd2=250mm，则实际传动比i、带速V分别为：
i1=dd2/dd1=250/125=2
V=πdd1n1/60×1000=（125×π×960）/（60×1000）m/s=6.28m/s
V值在5~25m/s范围内，带速合格。
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
0.7（125+250）≤a0≤2(125+250)
262.5mm≤a0≤750mm
初取中心距a0=500mm
L0=2a0+(dd1+dd2) π/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+（125+250）π/2+（250-125）2/（4×500）
=2028.31mm
由表10-2选取基准长度Ld=2000mm
实际中心距a为
a≈a0+（La-L0）/2
=500+（2028.31-2000）/2mm=514mm
α1=180o-（dd1-dd2）/α×57.3o
=180o-57.3o×（4250-125）/514
=166o＞120o（符合要求）
查表10-4，由线性插值法
P0=1.64+(1.93-1.64)/(1200-950)*(960-950)
=1.65kw
查表10-5,10-6，有线性插值法
△P0=0.294kw
Ka=0.968
查表10-2，得KL=0.98
V带轮的根数Z
Z=Pc/[（P0+△P0）*Ka*Ka]
=6.6/[（1.65+0.294）*0.968*0.98]
=3.6（根）
圆整得Z=4
由表10-1查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，得单根V带的初拉力为

F0= 500×（2.5/K -1）(Pc/zv)+qv2
=500〔2.5/0.968-1）x6.6/（5x6.28）+0.17×6.282〕
=214.6N
可得作用在轴上的压力Q为
Q=2×F0Zsin（a1/2）
=2×214.6×4×sin（1660/2）
=1700N
KA=1.2
Pc=6.6kw

dd1=125mm
dd2=250mm

i=2
V=6.28m/s

a0=500

Ld=2000mm

a≈514mm

α1=166o

P0=1.65kw

△P0=0.294kw
Ka=0.968

Z=4

F0 =214.6N6Y

Q=1700N

 六、齿轮传动设计
根据数据：
传递功率P1=5.02KW电动机驱动，
小齿轮转速n1=480r/min，
大齿轮转速n2=166r/min，传递比i=2.90，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年，三班制工作。

设计步骤
计算方法和内容
设计结果
1、 选择齿轮材料

2、 确定材料许用接触应力

3、 按齿轮面接触疲劳强度设计

4、 几何尺寸计算

5、 校核齿根弯曲疲劳强度

6、 齿轮其他尺寸计算

7、 选择齿轮精度等级

 开式齿轮
 （1）选择齿轮材料和热处理

 （2）确定材料许用接触应力

 （3）按齿面接触疲劳强度进行设计

 （4）几何尺寸计算

 （5）校核齿根弯曲疲劳强度

3、         主要尺寸计算

 （6）齿轮其他尺寸计算

（7）齿轮精度等级

小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为250HBS；大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为220HBS。两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。

查表12-6，两齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为
Hlim1=480+0.93（HBS1-135）
=480+0.93*(250-135)=586.95MPa
Hlim2=559.05MPa
查表12-7，SHlim=1.0
[σH1]=Hlim1/SHlim=586.95/1=586.95MPa
[σH2]=559.05MPa
因两齿轮均为钢质齿轮，可求出d1值。确定有关参数与系数：
   转矩T1=99880N·mm
查表12-3，,取K=1.4
查表12-4，取弹性系数ZE=189.8
齿宽系数ψd=1
[σH]以较小值[σH2]=559.05MPa代入
d1=
=60.66mm

齿数Z1=30
则Z2=Z1*u=30*3=90

   模数m=d1/Z1=60.66/30=2.02mm
查表5-1，圆整m=2mm
中心距a=m/2（Z1+Z2）=120mm
  齿宽b2=d1*ψd=60.66mm
取整b2=61mm
b1=b2+（5~10）mm
取b1=70mm
查表12-5，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为
Z1=30时 YF1=2.52 YS1=1.625
Z2=90时 YF2=2.20 YS2=1.78
查表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
σFlim1=190+0.2（HBS1-135）
=190+0.2*（250-135）=213MPa
σFlim2=207MPa
查表12-7，     SHlim=1.0
[σF1]=Flim1/SHlim=213/1=213MPa
[σF2]=207MPa
两齿轮的齿根弯曲疲劳应力为
σF1=2kT1/(bd1m）*YF1*YS1
=2*1.4*99880/（61*60.66*2）*2.52*1.625
=154.75MPa＜ [σF1]
σF2=147.98MPa＜[σF2]
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。
分度圆直径
d1=mZ1=2*30=60mm
d2=180mm
齿顶圆直径
da1=d1+2ha=60+2*2=64mm
da2=184mm
齿根圆直径
df1=d1+2hf=60-2*2.5=55mm
df2=175mm
中心距
a=120mm
齿宽
b2=61mm b1=70mm
V1==1.51m/s
查表12-2，选齿轮精度第II公差等级为9级

小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为230HBS。两齿轮齿面硬度差相等，符合开式齿轮齿面传动的设计要求。

Hlim1=Hlim2=480+0.93（HBS-135）
=480+0.93(230-135)=568.4MPa
      查表12-7，取SHlim=1.0
[σH1]=[σH2]=Hlim/SHlim=568.4MPa
 T2=274420N·mm
查表12-3，K=1.4
查表12-4，ZE=189.8
ψd=0.5
u=4
[σH]=568.4MPa
d1=
    =104.32mm
齿数Z1=20
Z2=Z1*u=80
模数m=d1/Z1=5.22mm
    查表5-1，取整m=6mm
中心距a=m（Z2+Z1）/2=300mm
齿宽b2=55mm b1=60mm
    查表12-5，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为
  Z1=20时 YF1=2.80 YS1=1.55
Z2=80时 YF2=2.22 YS2=1.77
查表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
σFlim1=σFlim2=190+0.2（HBS-135）
=190+0.2*（230-135）=209MPa
两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
[σF1]=[σF2]=209MPa
两齿轮的齿根弯曲疲劳应力为
σF1=2kT1/(bd1m）*YF1*YS1
=2*1.4*274420/（55*109.34*6）*2.8*1.55
=96.87MPa＜ [σF1]
σF2=87.70MPa＜ [σF2]
所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。
分度圆直径
d1=mZ1=6*20=120mm
d2=480mm
齿顶圆直径
da1=d1+2ha=132mm
da2=492mm
齿根圆直径
df1=d1+2hf=105mm
df2=465mm
中心距a=300mm
齿宽 b2=55mm b1=60mm
V1=0.90m/s，查表12-2，选齿轮精度第II公差等级为10级。

 Hlim1=586.95MPa
 Hlim2=559.05MPa

 [σH1]=586.95MPa
 [σH2]=559.05MPa

 u=3
 T1=99880N·mm
 K=1.4
ZE=189.8
 ψd=1
d1=60.66mm

Z1=30
 Z2=90

 m=2mm
 a=120mm

 b2=61mm
b1=70mm

 YF1=2.52 YS1=1.625
YF2=2.20 YS2=1.78

 σFlim1=213MPa
 σFlim2=207MPa

 [σF1]=213MPa
 [σF2]=207MPa

 σF1=154.75MPa

 σF2=147.98MPa

Hlim1=Hlim2=568.4MPa

[σH1]=[σH2]=568.4MPa
T2=274420N·mm
K=1.4
ZE=189.8
ψd=0.5
u=4
[σH]=568.4MPa
d1=104.32mm
Z1=20
Z2=80

m=6mm
a=300mm
b2=55mm b1=60mm

σFlim1=σFlim2=209MPa
七、轴的设计
主动抽1轴传动功率P2=4.77KW,
转速n2=166r/min，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。
设计步骤
计算方法和内容
设计结果
1、         选择轴的材料，确定许用应力。

2、         按钮转强度估算轴径。

3、         设计轴的结构并绘制结构草图

（1）、确定轴上零件的位置和固定方式

 （2）、确定各轴段的直径和直径

 （3）齿轮上的作用力大小

 （4）校核轴的强度

 4、
从动轴设计 

 （1）选取轴的材料和热处理，确定许用应力

 （2）估算最小直径

 （3）确定轴上零件的布置和固定

（4）确定各轴段的直径和直径 

（5）齿轮上的作用力 

 （6）校核轴的强度

（7）计算当量弯矩 

由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料五特殊要求，故选用45钢并经正火处理。查表16-1得强度极限σb=600MPa，在查表16-5得许用弯曲应力[σb]-1=55MPa。
根据表16-2得A=107～118.得：
d≥A× .
 =（107～118）×
 =23.54mm
考虑到轴的最小直径出要安装V带轮，会有键槽存在，故将估算直径加大3%～5%，。查书表12-4得d1=25mm。

   （1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，如16-1图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。
   （2）、确定轴的各段直径
①、由上述可知轴段1直径最小d1=25mm
查表得L1=50mm
②、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的V带轮，进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：d2=d1+（1-5）mm=26-30mm
取轴径d2=28mm
L2=70mm
③、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足：
   d3d2
取d3=30mm
L3=33mm（套筒15mm）
。④、轴段4一般要比轴段3的直径大1-5mm，所以有
d4=35.5mm
L4=68mm
⑤、轴环直径d5=30mm
L5=7mm
⑥、为了便于拆卸左轴承，d6=d4+2a，取d6=35.5mm
L6=8mm
（7）、轴段7与轴段3安装相同型号的轴承，所以该轴径为：
  d7=30mm
L7=16mm

分度圆直径d=60mm
转矩T=99880N·mm
圆周力Ft=2T/d
=99880*2/60=3329N
径向力Fr= Fttan200=1211N
轴向力Fa=0
水平支座反力
FRAX=FRBX=Ft/2=1665N
水平面弯矩
MCH=70FRAX=116550N·mm
垂直面支座反力
FRAZ=FRBZ=Fr/2=605.5N
垂直面弯矩
MCV=70FRAZ=42385N·mm
合成弯矩
Mc=
=124018N·mm
最大当量弯矩
查表 得a=0.6
Medmax=
=1941189N·mm
进行ab面校核
Mea=aT=59928N·mm
da==22.17mm
由于考虑键槽，
da=22.17*1.05=23.28mm
da＜d1（安全）
db==70.67mm
由于考虑键槽，
db=27.65*1.05=74.20
db＜d4（安全）

选用45钢，正火处理
查表16-1得强度极限σb=600MPa，在查表16-5得许用弯曲应力[σb]-1=55MPa。
根据表16-2得A=107～118.得：
d≥A× .
 =（107～118）×
=33.17mm
由于考虑键槽，直径增大5%，d=35.07mm
确定轴上零件的布置方案和定位方式，如16-1图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。
①　 右起第一段，开式齿轮左边由轴肩，右边用轴端挡圈固定
d7=40mm，L7=60mm
②　 右起第二段，d6=45mm
L6=70mm
③　 右起第三段，轴承安装段，d5=50mm，L5=37mm
④　 右起第四段，齿轮轴段，d4=56mm，L4=59mm
⑤　 右起第五段，d3=60mm，L3=7mm
⑥　 右起第六段，d2=50mm，L2=8mm
⑦　 右起第七段，L1=20mm，d1=50mm

分度圆直径d=180mm
转矩T=274420N·mm
圆周力Ft=2T/d
=274420*2/180=3049N
径向力Fr= Fttan200=1110N
轴向力Fa=0

水平支座反力
FRAX=FRBX=Ft/2=1525N
水平面弯矩
MCH=70FRAX=106750N·mm
垂直面支座反力
FRAZ=FRBZ=Fr/2=555N
垂直面弯矩
MCV=70FRAZ=38850N·mm
合成弯矩
Mc=
=113600N·mm
查表 得a=0.6
Meb=
=2288977N·mm
进行ab面校核
Mea=aT=164652N·mm
da==31.05mm
由于考虑键槽，
da=30.771.05=32.32mm
da＜d1（安全）
db==32.84mm
由于考虑键槽，
db=32.84*1.05=34.48mm
db＜d4（安全）

 d=23.54mm

 d1=25mm

 d1=25mm
L1=50mm

 d2=28mm
L2=70mm

 d3=30mm
L3=33mm

 d4=35.5mm
L4=68mm
d5=30mm
L5=7mm

 d6=35.5mm
L6=8mm

 d7=30mm
L7=16mm

 Mc= 124018N·mm

 Medmax=1941189N·mm

Mea= 59928N·mm

 db=74.20mm

 d=35.07mm 

d7=40mm，L7=60mm

d6=45mm
L6=70mm

 d5=50mm，L5=37mm
d4=56mm，L4=59mm

 d3=60mm，L3=7mm
 d2=50mm，L2=8mm 
L1=20mm，d1=50mm 

 Ft=3049N

Fr=1110N
  Fa=0

MCH= 106750N·mm

MCV= =38850N·mm

Mc= 113600N·mm

Meb= 2288977N·mm

 Mea=164652N·mm

八、轴和键的校核
设计步骤
设计计算与内容
设计结果
一、
输入轴轴承

1、选用输入轴轴承型号 

2、计算轴承寿命

3、由预期寿命求所需c并校核

二、
输出轴轴承
1、选用输出轴的型号

2、 轴承预期寿命

3、由预期寿命求所需c并校核
选用比较便宜的深沟球轴承60200型，已知轴承内径40mm，故选6206，因为无轴向力，故载荷P=Fr=1023N。
因为该轴承要工作5年且8小时连续工作，所以有
预期寿命L `10h=5*365*8=14600h

查表14-7知：载荷系数fp=1.2
查表14-8知：温度系数fT=1
根据选择6208型，并查书附表得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=1.95KN
C==9196N
C＜Cr（这对轴承符合使用）

选用比较便宜的深沟球轴承60200型，已知轴承内径50mm，故选6210，因为无轴向力，故载荷P=Fr=1080N。
因为该轴承要工作5年且8小时连续工作，所以有
预期寿命L `10h=5*365*8=14600h
查表14-7知：载荷系数fp=1.2
查表14-8知：温度系数fT=1
根据选择6210型，并查书附表得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=3.5KN
C==6500N
C＜Cr（这对轴承符合使用）

P=Fr=1023N 

L `10h=14600h

fp=1.2
fT=1

C= 9196N

 P=Fr=1080N

L `10h=14600h

fp=1.2
fT=1

C=6500N
九、键的设计
设计步骤
设计计算与内容
设计结果

1、V带轮的键

2、齿轮键

3、开式齿轮的键

此段轴径d1=25mm，B=50mm
查机械设计课程设计表14-1，选取A键   8×44GB/T1096-2003
L=44 b=8 h=7
l1=L-20=24mm
键的挤压应力
Σp==58.53MPa
键的许用挤压应力
[σp]=110MPa
Σp＜[σp]（键的强度足够）
由轴径d1=35.5mm，B=70 mm。查表14-1，选取A型，得A键10×65GB/T 1096-2003.在同表查得健宽b=10mm，健高h=8mm，L=65mm。
  l1=L-20=40-20=20mm
键的挤压用力
Σp==58.53MPa
=41.66MPa＜[σp]=110MPa
所以键的强度足够。
此段轴径d1=40mm，B=60mm
查表14-1，选取A型键，得
A键 12×54GB/T 1096-2003
L=54mm，b=12mm，h=8mm
l1=54-20=34mm
键的挤压应力
Σp==98.26MPa＜[σp]=110MPa
所以键的强度足够。

选择A型键
L=44mm
b=10mm
h=8mm

十、减速器附件的设计
设计步骤
设计计算与内容
设计结果
轴中心距
箱体壁厚
箱盖壁厚
机座凸缘厚度
机盖凸缘厚度
机盖底凸缘厚度
箱座，箱盖加强肋厚
地脚螺栓直径
地脚螺钉数目
轴承旁联结螺栓直径
盖与座连接螺栓直径
轴承端盖的螺钉直径d3和数目n
轴承盖外径
窥视孔盖螺钉直径d4
df、d1、d2至外壁距离
df、d2至凸缘距离
箱体外壁至轴承座端面距离
a=120mm
δ1=0.025a+1mm=4.0mm≥8mm
δ1=0.025a+1≥8mm
b=1.5 ×δ=12mm  
b1=1.5δ1=12mm
b2=2.5δ=2.5×8=20mm

m=m1=0.85δ=6.8mm
df=0.036a+12
  =16.32mm  取整偶数18mm
a≤250，n=4
d1=0.75df=13.5mm查表3-3取15mm
d2=（0.5～0.6）df
  =9mm  取d2=10mm
d3=M6~M8=8mm
            n=4
D2=65mm
d4=（0.3～0.4）df=8mm

C1=18mm
C2=24mm

L1=C1+C2+(5~10)=50mm
a=120mm
δ1=8mm
δ1=≥8mm
b1=b=12mm
b2=20mm

m=m1=6.8mm
df=18mm
n=4

d1=15mm

d2=10mm
d3=8mm
      n=4
D2=65mm
d4=8mm

C1=20mm
C2=18mm

 L1=50mm

十一、润滑与密封
设计步骤
设计计算与内容
设计结果
一、齿轮的润滑
（1）选择润滑方式
（2）确定油深
二、轴承润滑
三、密封

V= 1.51m/s，m＜20
采用侵油润滑
由查表3-3可知
齿轮侵油深度为10mm；
油总深度为30mm
V= 1.51m/s，查表3-4
采用油润滑
由于选用的电动机为低速常温常压电动机，则可以选用毡圈密封。
轴承端盖加设挡油环。

采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑

十二、设计小结
这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。此次减速器，经过两个月的努力,终于将机械设计课程设计作业完成了。
这次作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼.后来和同学交流后,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解。机械设计课程设计是机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。这次关于带式运输机上的一级圆柱直齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质起到了很大的帮助；使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。
尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、autocad软件有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。
设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

十三、参考文献
[1] 周玉海，潘冬敏.2014.机械设计基础与实训.西安交大出版社 [2]孙德志，张志华，邓子龙.2006.机械设计基础课程设计.科学出版社
[3] 杨可桢，程光蕴，李仲生.1979.机械设计基础.高等教育出版社
[4] 周玉海，潘冬敏.2014.机械设计基础.西安交大出版社
[5]《机械设计手册》、《机械设计》、《机械设计课程设计》、《工程材料及其成形基础》、《理论力学》等文献。
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