V带一级直齿圆柱减速器设计方案报告模板.doc

机械设计减速器设计说明书

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目 录
第一章 设计任务书 1
第二章 传动装置总体设计方案 1
第三章 选择电动机 2
第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 4
第五章 一般V带设计计算 5
第六章 减速器齿轮传动设计计算 9
第七章 轴设计 12
第八章 滚动轴承寿命校核 23
第九章 键联接设计计算 25
第十章 联轴器选择 26
第十一章 减速器密封和润滑 26
第十二章 减速器附件 27
第十三章 减速器箱体关键结构尺寸 29
第十四章 设计小结 31
参考文件 31

第一章 设计任务书

1.1设计题目
一级直齿圆柱减速器，拉力F=3200N，速度v=1.35m/s，直径D=235mm，天天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：3年，每十二个月工作天数：300天，配置有三相交流电源，电压380/220V。

1.2设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机选择
3.确定传动装置总传动比和分配传动比
4.计算传动装置运动和动力参数
5.一般V带设计计算
6.减速器内部传动设计计算
7.传动轴设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.润滑密封设计
12.箱体结构设计

第二章 传动装置总体设计方案

2.1传动方案
传动方案已给定，前置外传动为一般V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。

2.2该方案优缺点
因为V带有缓冲吸振能力，采取 V带传动能减小振动带来影响，而且该工作机属于小功率、载荷改变不大，能够采取V 带这种简单结构，而且价格廉价，标准化程度高，大幅降低了成本。
一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称部署，所以沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布减速器来讲，轴刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机

第三章 选择电动机

3.1电动机类型选择
按工作要求及工作条件选择三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。

3.2确定传动装置效率
查表得：
联轴器效率：η1=0.99
滚动轴承效率：η2=0.99
V带效率：ηv=0.96
闭式圆柱齿轮效率：η3=0.97
工作机效率：ηw=0.96

3.3计算电动机容量
工作机所需功率为

电动机所需额定功率:

工作转速：

经查表按推荐合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4，一级圆柱齿轮传动比范围为：3～5，所以理论传动比范围为：6～20。可选择电动机转速范围为nd=ia×nw=(6～20)×109.77=659--2195r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等原因，选定电机型号为：Y132S-4三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=1440r/min，同时转速为nt=1500r/min。

Pd=5.03
nw=109.77

方案
电机型号
额定功率(kW)
同时转速(r/min)
满载转速(r/min)

1
Y160M2-8
5.5
750
720
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
3
Y132S-4
5.5
1500
1440
4
Y132S1-2
5.5
3000
2900
电机关键尺寸参数
图3-1 电动机

中心高
外形尺寸
地脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
轴伸尺寸
键部位尺寸

H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132
475×315
216×140
12
38×80
10×33
3.4确定传动装置总传动比和分配传动比
（1）总传动比计算
由选定电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，能够计算出传动装置总传动比为：

（2）分配传动装置传动比
取一般V带传动比：iv=2.6
减速器传动比为

ia=13.118

iv=2.6
i1=5.08

第四章 计算传动装置运动学和动力学参数

4.1电动机输出参数

4.2高速轴参数

4.3低速轴参数

4.4工作机参数

各轴转速、功率和转矩列于下表

轴名称
转速n/(r/min)
功率P/kW
转矩T/(N•mm)

电机轴
1440
5.03
33358.68
高速轴
553.85
4.83
83283.38
低速轴
109.03
4.64
406420.25
工作机
109.03
4.32
378391.27
第五章 一般V带设计计算

（1）求计算功率Pc
查表13-9得KA=1.3，故

（2）选V带型号
依据Pc=6.539kW、n1=1440r/min，由图13-15选择A型。
（3）求大、小带轮基准直径d2、d1
由图13-15，因传动比不大，取d1=100mm。

由表13-10，取d2=250mm。

（4）验算带速v

带速在5～30m/s范围内，适宜。
（5）求V带基准长度Ld和中心距a
初步选择中心距

由式（13-2）得带长

由表13-2，对A型带选择Ld=1550mm。再由式（13-15）计算实际中心距

（6）验算小带轮包角α1

适宜。
（7）求V带根数z
由式（13-14）得

今n1=1440r/min，d1=100，查表13-4得

由式（13-8）得传动比

查表13-6得

由α1=162.98°查表13-8得Kα=0.956，表13-2得KL=0.99，由此可得

取4根。
（8）求作用在带轮轴上压力FQ
查表13-1得q=0.105kg/m，故由式（13-16）得单根V带初拉力

作用在轴上压力

（9）带轮结构设计

带型
A
V带中心距
505mm

小带轮基准直径
100mm
包角
162.98°
大带轮基准直径
250mm
带长
1550mm
带根数
4
初拉力
181.05N
带速
7.54m/s
压轴力
1432.45N
4.带轮结构设计
（1）小带轮结构设计
小带轮轴孔直径d=38mm
因为小带轮dd1=100
所以小带轮结构选择为实心式。
所以小带轮尺寸以下：

L=2.0×d≥B（带轮为实心式，所以轮缘宽度应大于等于带轮宽度）

图5-1 带轮结构示意图

（2）大带轮结构设计
大带轮轴孔直径d=32mm
因为大带轮dd2=250mm
所以大带轮结构选择为孔板式。
所以大带轮尺寸以下：

图5-2 带轮结构示意图

第六章 减速器齿轮传动设计计算

（1）选择材料及确定许用应力
小齿轮选择45（调质）齿面硬度197～286HBS，对应疲惫强度取均值，σHlim1=585MPa，σFE1=445MPa（表11-1），大齿轮选择45（正火），齿面硬度156～217HBS，σHlim2=375MPa，σFE2=310由表11-5，取SH=1，SF=1.25，则

（2）按齿面接触强度设计
设齿轮按8级精度制造。区载荷系数K=1.5（表11-3），齿宽系数φd=1.2（表11-6），取ZE=189.8MPa^0.5（表11-4），u=i=5.08则

齿数取Z1=32，则Z2=i×Z1=5.08×32=163。故实际传动比

模数

齿宽

取b1=85mm b2=80mm
按表4-1取m=2mm，实际

则中心距

（2）验算轮齿弯曲强度
齿形系数

（3）齿轮圆周速度

可知选择8级精度是适宜。

参数或几何尺寸
符号
小齿轮
大齿轮

法面模数
mn
2
2
法面压力角
αn
20
20
法面齿顶高系数
ha*
1.0
1.0
法面顶隙系数
c*
0.25
0.25
螺旋角
β
左0°0'0"
右0°0'0"
齿数
z
32
163
齿顶高
ha
2
2
齿根高
hf
2.5
2.5
分度圆直径
d
64
326
齿顶圆直径
da
68
330
齿根圆直径
df
59
321
齿宽
B
85
80
中心距
a
195
195
图6-1 大齿轮结构图

第七章 轴设计

7.1高速轴设计计算
(1)已知转速、功率和转矩
转速n=553.85r/min；功率P=4.83kW；轴所传输转矩T=83283.38N•mm
(2)轴材料选择并确定许用弯曲应力
由表选择45钢调质，许用弯曲应力为[σ]=60MPa
(3)按扭转强度概略计算轴最小直径
因为高速轴受到弯矩较大而受到扭矩较小，故取A0=112。

因为最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%

查表可知标准轴孔直径为32mm故取dmin=32
(4)确定各轴段直径和长度。
图7-1 高速轴示意图

1)高速轴和大带轮配合，查表选择标准轴径d12=32mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=62mm。选择一般平键，A型键，b×h = 10×8mm(GB/T 1096-)，键长L=50mm。
2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择深沟球轴承。。参考工作要求并依据d23 = 38 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×B = 40×80×18mm，故d34 = d67 = 40 mm。
3)采取分体式齿轮，该段安装齿轮，l45略短于齿轮宽度，则l45=83mm。轴肩h34=2.5mm，则d45=45mm。轴肩h45=3.5，则d56=52mm。
4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，依据轴承端盖便于装拆，确保轴承端盖外端面和带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则

5)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 mm。考虑箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ = 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，则

至此，已初步确定了轴各段直径和长度。

轴段
1
2
3
4
5
6

直径
32
38
40
45
52
40
长度
62
65
40
83
8
30
(5)轴受力分析
小齿轮所受圆周力（d1为小齿轮分度圆直径）

小齿轮所受径向力

第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=105mm，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=72.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=72.5mm
轴所受载荷是从轴上零件传来，计算时通常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，通常从传动件轮毂宽度中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上梁，支反力作用点和轴承类型和部署方法相关
带传动压轴力（属于径向力）Q=1432.45N
a.在水平面内
高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1432.45N
轴承A处水平支承力：

轴承B处水平支承力：

b.在垂直面内
轴承A处垂直支承力：

轴承B处垂直支承力：

轴承A总支承反力为：

轴承B总支承反力为：

c.绘制水平面弯矩图
截面A在水平面上弯矩：

截面B在水平面上弯矩：

截面C在水平面上弯矩：

截面D在水平面上弯矩：

d.在垂直平面上：
截面A在垂直面上弯矩：

截面B在垂直面上弯矩：

截面C在垂直面上弯矩：

截面D在垂直面上弯矩：

e.合成弯矩，有：
截面A处合成弯矩：

截面B处合成弯矩：

截面C处合成弯矩：

截面D处合成弯矩：

转矩和扭矩图

截面A处当量弯矩：

截面B处当量弯矩：

截面C处当量弯矩：

截面D处当量弯矩：

f.画弯矩图 弯矩图图所表示：
图7-2 高速轴受力及弯矩图

(6)校核轴强度
因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面
其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

剪切应力为

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为

查表得45钢调质处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。

7.2低速轴设计计算
(1)已知转速、功率和转矩
转速n=109.03r/min；功率P=4.64kW；轴所传输转矩T=406420.25N•mm
(2)轴材料选择并确定许用弯曲应力
由表选择45钢调质，许用弯曲应力为[σ]=60MPa
(3)按扭转强度概略计算轴最小直径
因为低速轴受到弯矩较小而受到扭矩较大，故取A0=112。

因为最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%

查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42
(4)确定各轴段长度和直径。
图7-3 低速轴示意图

1)输出轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径d1，为了使所选轴直径d1和联轴器孔径相适应，故需选择联轴器型号。联轴器计算转矩Tca = KA×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则:

根据联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB T4323-或设计手册，选择LX3型联轴器。半联轴器孔径为42mm，半联轴器和轴配合毂孔长度为112mm。选择一般平键，A型，b×h = 12×8mm(GB T 1096-)，键长L=90mm。
2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择深沟球轴承。参考工作要求并依据d23 = 50 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211，其尺寸为d×D×B = 55×100×21mm，故d34 = d67 = 55 mm。
3)取安装齿轮处轴段直径d45 = 58 mm；齿轮左端和左轴承之间采取挡油环定位。已知大齿轮轮毂宽度为B = 80 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 78 mm。齿轮右端采取轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R，由轴径d45 = 58 mm故取h = 4 mm，则轴环处直径d56 = 66 mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56 = 8 mm。
4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，依据轴承端盖便于装拆，确保轴承端盖外端面和联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则

5)取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 = 125 mm，考虑箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ = 10 mm，已知滚动轴承宽度B = 21 mm，则

至此，已初步确定了轴各段直径和长度。

轴段
1
2
3
4
5
6

直径
42
50
55
58
66
55
长度
110
62
45.5
78
8
35.5
(5)轴受力分析
大齿轮所受圆周力（d2为大齿轮分度圆直径）

大齿轮所受径向力

轴承压力中心到齿轮支点距离l1=74mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=74mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=127.5mm
轴承A和轴承B在水平面上支反力RAH和RBH

轴承A和轴承B在垂直面上支反力RAV和RBV

轴承A总支承反力为：

轴承B总支承反力为：

a.计算弯矩
在水平面上，轴截面A处所受弯矩：

在水平面上，轴截面B处所受弯矩：

在水平面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：

在水平面上，轴截面D处所受弯矩：

在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：

在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：

在垂直面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：

在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：

截面A处合成弯矩弯矩：

截面B处合成弯矩：

合成弯矩，齿轮2所在截面C处合成弯矩为

截面D处合成弯矩：

转矩为：

截面A处当量弯矩：

截面B处当量弯矩：

截面C处当量弯矩：

截面D处当量弯矩：

图7-4 低速轴受力及弯矩图

(6)校核轴强度
因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面
其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

剪切应力为

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为

查表得45钢调质处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。

第八章 滚动轴承寿命校核

8.1高速轴上轴承校核
依据前面计算，选择6208深沟球轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm
因为不存在轴向载荷
轴承基础额定动载荷Cr=29.5kN，额定静载荷C0r=18kN，轴承采取正装。
要求寿命为Lh=14400h。
由前面计算已知轴水平和垂直面支反力，则能够计算得到合成支反力：

查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1.5

取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

由此可知该轴承工作寿命足够。

Cr=29.5kN
Lh=14400h
Fr1=1417.99N
Fr2=3218.65N

Pr1=1417.99N
Pr2=3218.65N

寿命足够

8.2低速轴上轴承校核
依据前面计算，选择6211深沟球轴承，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm
因为不存在轴向载荷
轴承基础额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=29.2kN，轴承采取正装。
要求寿命为Lh=14400h。
由前面计算已知轴水平和垂直面支反力，则能够计算得到合成支反力：

查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1.5

取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

由此可知该轴承工作寿命足够。

Cr=43.2kN
Lh=14400h
Fr1=1327.07N
Fr2=1327.07N

Pr1=1327.07N
Pr2=1327.07N

寿命足够

第九章 键联接设计计算

9.1高速轴和大带轮键连接校核
选择A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-）,键长50mm。
键工作长度 l=L-b=40mm
大带轮材料为铸铁，可求得键连接许用挤压应力[σ]p=60MPa。
键连接工作面挤压应力

b×h=10mm×8mm

9.2高速轴和小齿轮键连接校核
选择A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-）,键长70mm。
键工作长度 l=L-b=56mm
小齿轮材料为45，可求得键连接许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面挤压应力

b×h=14mm×9mm

9.3低速轴和大齿轮键连接校核
选择A型键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-）键长63mm。
键工作长度 l=L-b=47mm
大齿轮材料为45，可求得键连接许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面挤压应力

b×h=16mm×10mm

9.4低速轴和联轴器键连接校核
选择A型键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-）,键长90mm。
键工作长度 l=L-b=78mm
联轴器材料为45，可求得键连接许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面挤压应力

b×h=12mm×8mm

第十章 联轴器选择

10.1低速轴上联轴器
（1）计算载荷
由表查得载荷系数K=1.3
计算转矩Tc=K×T=528.35N•m
选择联轴器型号
（2）选择联轴器型号
轴伸出端安装联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-），公称转矩Tn=1250N•m，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。
Tc=528.35N•m/min

第十一章 减速器密封和润滑

11.1减速器密封
为预防箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在组成箱体各零件间，如箱盖和箱座间、及外伸轴输出、输入轴和轴承盖间，需设置不一样形式密封装置。对于无相对运动结合面，常见密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴密封，则需依据其不一样运动速度和密封要求考虑不一样密封件和结构。本设计中因为密封界面相对速度较小，故采取接触式密封。输入轴和轴承盖间V <3m/s，输出轴和轴承盖间也为V <3m/s，故均采取半粗羊毛毡封油圈。

11.2齿轮润滑
闭式齿轮传动，依据齿轮圆周速度大小选择润滑方法。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池浸油润滑。采取浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度最少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离大于30-50mm。依据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达成33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。

11.3轴承润滑
滚动轴承润滑剂能够是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方法能够依据齿轮圆周速度判定。因为V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。采取脂润滑轴承时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承和箱体内部隔开，且轴承和箱体内壁需保持一定距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选择通用锂基润滑脂（GB/T 7324-1987），它适适用于宽温度范围内多种机械设备润滑，选择牌号为ZL-1润滑脂。

第十二章 减速器附件

12.1油面指示器
显示箱内油面高度，油标应该放置在便于观察减速器油面及油面稳定之处。游标安装位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
图12-1 油标示意图

12.2通气器
因为减速器运转时，机体内温度升高气压增大，为便于排气，在机盖顶部窥视孔改上安装通气器，方便达成体内为压力平衡。

12.3六角螺塞
为了便于清洗箱体内部和排除箱体内油污，在箱座油池最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。
图12-2 六角螺塞示意图

12.4窥视孔盖
在减速器箱盖顶部开有窥视孔，能够看到传动零件齿合区，并有足够空间能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔和凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。
图12-3 窥视孔盖示意图

A1=120，A2=105，B1=90，B2=75
h=4mm
d4=7mm
R=5mm
B=60mm

12.5定位销
对由箱盖和箱座经过联接而组成剖分式箱体，为确保其各部分在加工及装配时能够保持正确位置，尤其是为确保箱体轴承座孔加工精度及安装精度。

12.6启盖螺钉
因为装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用水玻璃或密封胶，所以在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。

第十三章 减速器箱体关键结构尺寸

箱体是减速器中全部零件基座，是支承和固定轴系部件、确保传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷关键零件。箱体通常还兼作润滑油油箱。机体结构尺寸，关键依据地脚螺栓尺寸，再经过地板固定，而地脚螺尺寸又要依据两齿轮中心距a来确定。设计减速器具体结构尺寸以下表：

箱座壁厚
δ
0.025a+1≥8
8mm

箱盖壁厚
δ1
0.02a+1≥8
8mm
箱盖凸缘厚度
b1
1.5δ1
12mm
箱座凸缘厚度
b
1.5δ
12mm
箱座底凸缘厚度
b2
2.5δ
20mm
地脚螺栓直径
df
0.04a+8
M20
地脚螺栓数目
n

4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df
M16
盖和座连接螺栓直径
d2
(0.5∽0.6)df
M12
轴承端盖螺钉直径
d3
(0.4∽0.5)df
M8
视孔盖螺钉直径
d4
(0.3∽0.4)df
M6
定位销直径
d
(0.7∽0.8)d2
10mm
df、d1、d2至外箱壁距离
C1
查表
26mm、22mm、18mm
df、d1、d2至凸缘边缘距离
C2
查表
24mm、20mm、16mm
轴承旁凸台半径
R1
C2
20mm
凸台高度
h
依据低速级轴承座外径确定，方便于扳手操作为准
35mm
外箱壁至轴承座端面距离
l1
C1+C2+(5∽10)
47mm
大齿轮顶圆和内箱壁距离
△1
>1.2δ
12mm
齿轮端面和内箱壁距离
△2
>δ
12.5mm
箱盖、箱座肋厚
m1、m
m1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ
8mm、8mm
轴承端盖外径
D2
D+(5∽5.5)d3；D--轴承外径
120mm、、140mm
第十四章 设计小结

这次相关一级直齿圆柱减速器课程设计，是我们真正理论联络实际、深入了解设计概念和设计过程实践考验，对于提升我们机械设计综合素质大有用处。经过设计实践，使我对机械设计有了更多了解和认识，为我们以后工作打下了坚实基础。
在设计过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其它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。
因为时间紧迫，所以这次设计存在很多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮计算不够正确等等缺点，我相信，经过这次实践，能使我在以后设计中避免很多无须要工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定正确设备。

参考文件

[1]机械设计基础（第六版）.杨可桢.高等教育出版社
[2]机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号ISBN978-7-04-019303-9 高等教育出版社 5月第3次印刷。
[3]机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-0027278-0 高等教育出版社 12月第32次印刷。
[4]机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7 西安电子科技大学出版社 9月第2次印刷。
[5]机械制图/大连理工大学工程制图教研室编.——6版 编号ISBN 978-7-04-021807-7 高等教育出版社 .7（重印）。