专业课程设计用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器.doc

专业课程设计用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目___________________________

__________系_____________专业

________________ 班

设 计 者 ________

指导教师_______________

2011 年 1

- 45 -

机械设计课程设计
计算说明书

目 录

设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………2
电动机的选择…………………………………………………3
计算传动装置的运动和动力参数……………………………4
传动件的设计计算……………………………………………4
轴的设计计算…………………………………………………10
键联接的选择及校核计算……………………………………20
滚动轴承的选择及计算………………………………………21
连轴器的选择…………………………………………………22
减速器附件的选择……………………………………………22
润滑与密封……………………………………………………22
参考资料目录…………………………………………………22
设计小结………………………………………………………22

机械设计课程设计任务书
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器

总体布置简图

1—电动机 2—联轴器 3—二级展开式圆柱齿轮减速器 4—联轴器
5—传送带
工作情况

一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘（已考虑）

设计原始数据
运输工作拉力
F（N）
3300
运输带工作速度
V（m/s）
1.2
卷筒直径
D（mm）
350
工作条件
一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘（已考虑）
使用期限
十年、大修期三年
生产批量
10台
生产条件
中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮
动力来源
电力、三箱交流、电压200/300伏
运输带速度允许误差
<±5%

设计任务

1． 减速器总装配图一张
2． 齿轮、轴零件图各一张
3． 设计说明书一份

设计进度

第一阶段：总体计算和传动件参数计算
第二阶段：轴与轴系零件的设计
第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。
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。

电动机的选择
计 算 及 说 明
结 果
1.、电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平衡、连续单向运转、室内工作有灰尘，所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。

2、电动机的选择
1） 工作机所需功率Pw
＝
2） 电动机的输出功率

齿轮传动效率=0.97；滚动轴承效率=0.98；
联轴器效率=0.99；卷筒效率=0.96.
所以 总效率=
所以

3、确定电动机的转速
卷筒轴工作转速：

二级圆柱齿轮减速器传动比 i=8~40.
故电动机转速的可选范围为

4、电动机型号的确定
综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和减速器的传动比
由机械设计手册查出电动机型号为Y132M2-6，额定功率，同步转速1000 r/min，满载转速960 r/min，基本符合题目所需的要求。

型号
额定功率
/kW
满载时

重量
/kg
转速

电流
/A
效率
(%)
功率因数
Y132M2-6
5.5
960
12.6
85.3
0.78
2.2
84

工作机所需功率：
=3.96kW

总效率：=0.82

电动机的输出功率：

卷筒转速：n=65.48 r/min

电动机可选转速范围：
r/min

电动机型号：Y132M2-6

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比和分配传动比
计 算 及 说 明
结 果
1. 计算总传动比
由电动机的满载转速r/min和工作机主动轴转速n=65.48r/min可确定传动装置应有的总传动比为：

2. 合理分配各级传动比
展开式传动，希望两级大齿轮直齿轮相近，以避免为了各级齿轮都能浸到油，而使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加。通常二级圆柱齿轮减速器中，低速级中心距大于高速级，因而为使两级大齿轮直径相近，应使高速级传动比大于低速级。查课程设计指导书图12，得 由得

总传动比：
=14.66

；

传动装置的运动和动力参数
计 算 及 说 明
结 果
1、 各轴转速：
1轴：r/min
2轴：r/min
3轴：r/min
2、 各轴输入功率：
1轴：kW
2轴：
3轴：
3、各轴输入转矩：
电动机输出转矩：

1轴：

2轴：

3轴：

r/min
r/min
r/min

kW

1轴：

2轴：
3轴：

传动件设计计算
高速级齿轮
计 算 及 说 明
结 果
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用8级精度；
3） 试选小齿轮齿数＝24，
大齿轮齿数 取的；
2． 按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10—9a）进行试算，即

（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数＝1.3
2）计算小齿轮传递的转矩：=N·mm
3）由于两个齿的齿面为软齿面（硬度350HBS）且两支承相对于小齿轮做不对称布置，则可取表中偏上限的数值，由表10－7选取齿宽系数。
4）由表10－6查得材料的弹性影响系数
5）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应在550~740之间，取；大齿轮的接触疲劳强度极限在490~680之间，则取；
6）由式10－13计算应力循环次数

7）由图10－19查得接触疲劳寿命系数＝0.92；＝0.96
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
＝0.92×600MPa＝552MPa
＝0.96×550MPa＝522.5MPa
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径
≥2.23
=2.32mm=49.841mm
2）计算圆周速度
===2.51m/s
3）计算齿宽b
b==1×49.841mm=49.841mm
4）计算齿宽与齿高之比
模数： =2.077mm
齿高：
所以：
5）计算载荷系数K
根据υ = 2.51 m/s，8级精度，由图10 - 8查得动载荷系数 =1.14
直齿轮，；
由表10 - 2 查得使用系数
由表10 - 4 用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，

由=10.67，=1.453查图10 - 13得；故载荷系数

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
mm
7）计算模数m
mm
3. 按齿根弯曲强度设计
由式(10—5)
m≥
（1）确定计算参数
1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；
2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.85，0.90；
3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
303.57MPa
244.29MPa
4） 计算载荷系数K。

5）查取齿型系数
由表10－5查得=2.65；=2.17
6）查取应力校正系数
由表10－5查得=1.58；=1.80
7）计算大、小齿轮的并加以比较
==0.01379
==0.01599
大齿轮的数值大，取0.01599。

1） 设计计算
m≥=1.60mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.60并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径

4.6527126
4. 几何尺寸计算
2） 计算大、小齿轮的分度圆直径
mm
mm
3） 计算中心距

4） 计算齿轮宽度

=60mm，=54mm

mm

模数m=2.0mm

低速级齿轮
计 算 及 说 明
结 果
1． 选精度等级、材料及齿数
1） 材料及热处理
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2） 精度等级选用8级精度；
3） 试选小齿轮齿数＝24，大齿轮齿数；
2． 按齿面接触强度设计
按式（10—9a）试算，即

（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数＝1.3
2）小齿轮传递的转矩：=N·mm
3）由表10－7选取齿宽系数。
4）由表10－6查得材料的弹性影响系数
5）由图10－21d按齿面硬度查得
小齿轮的接触疲劳强度极限＝600MPa；
大齿轮的解除疲劳强度极限＝550MPa；
6）由式10－13计算应力循环次数

7）由图10－19查得接触疲劳寿命系数＝0.96；＝0.98
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
＝0.96×600MPa＝576MPa
＝0.98×550MPa＝539MPa
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径d1t

≥2.23
=2.32=82.309mm
2）计算圆周速度
===0.89m/s
3）计算齿宽b
b==1×82.309mm=82.309mm
4）计算齿宽与齿高之比
模数： =3.43mm
齿高：
所以：
5）计算载荷系数K
根据υ = 0.89 m/s，8级精度，由图10 - 8查得动载荷系数 =1.07
直齿轮，；
由表10 - 2 查得使用系数
由表10 - 4 用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，
由=10.67，=1.464查图10 - 13得；故载荷系数

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
mm
7）计算模数m
mm
3. 按齿根弯曲强度设计
由式(10—5)
m≥
（1）确定计算参数
1）由图10-20c查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；
大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa；
2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.90，0.91；
3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
321.43MPa
200.2MPa

5） 计算载荷系数K。

5）查取齿型系数
由表10－5查得=2.65；=2.228
6）查取应力校正系数
由表10－5查得=1.58；=1.762
7）计算大、小齿轮的并加以比较
==0.01303
==0.01961
大齿轮的数值大。

5） 设计计算
m≥=2.77mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.77并就近圆整为标准值m=3.00mm，按接触强度算得的分度圆直径,329=87

4. 几何尺寸计算
6） 计算大、小齿轮的分度圆直径
mm
mm
7） 计算中心距

8） 计算齿轮宽度

=95mm，=87mm

mm
mm

a=174mm

B=87mm
=95mm =87mm

轴的设计
输出轴设计计算
计 算 及 说 明
结 果
1.输出轴上的功率、转速、转矩:
=4.32kW； 65.54r/min； 629630N·mm
2. 作用在轴上的力；
已知低速级大齿轮的分度圆直径：261mm
圆周力：
径向力：
3. 初步确定轴的最小直径：
按初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。
有表15-3取，
于是得=
由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，
即：mm
为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
根据 ，查表14-1，考虑到转矩变化很小，取。
所以N·mm
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，采用凸缘联轴器，型号GY7-J1型，许用转矩=1600N·m，
半联轴器的孔径=48mm，故取=48mm。半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm。联轴器和轴配合采用
4. 轴的结构设计：
（1）方案如下图：

（2）确定轴的各段直径和长度：
1）为了满足半联轴器的轴向定为要求，1-2轴段左端需制出一轴肩，故取
2-3段的直径=55mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在
轴端面上，故1-2断的长度应比L1略短一些，现取=82mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承.
参照工作要求并根据=55mm，初步选取6212，其尺寸为
，故==60mm；
右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6212型轴承的定位
轴肩高度h=5mm，因此，取=70mm。
3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径=70mm，齿轮左端与左轴承之间采
用轴套定位，已知齿轮轮毂宽度为87mm，为了使套筒端面可靠地压紧
齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=83mm。齿轮右端采用轴肩
定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=6，则轴环处的直径=82mm。轴
环宽度，取
4）轴承端盖的总宽度为32mm。根据轴承端盖的装拆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L=30mm，故
取
5）由低高速级齿轮与壁面的距离关系及齿轮间的距离关系，及轴承与内
壁面的距离关系，可确定=22+8+16+4=50mm；=79mm。
（3）轴上零件的周向定位：
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按=70mm由表6-1
查得平键界面，键槽长为70mm。选择齿轮与轴的配
合为.同样，半联轴器与轴的连接选用平键
（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸：
参考表15-2，取轴端倒角为，2、4处圆角R1.5，其余各处R2.0.
5. 求轴上的载荷：
根据轴的结构简图做出轴的计算简图，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和
扭矩图，如下：

从轴的结构图以及扭矩和扭矩图中可以看出轴的危险截面C。
6. 按弯矩合成应力搅合轴的强度：
只对C截面进行校核。取=0.6，轴的计算应力：

轴的材料45钢，调质处理，由表15-1查得[]=60MPa。因此<[],故
安全
7. 精确校核轴的疲劳强度：
（1）判断危险截面：
截面A，2,3，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转迁都较为宽裕确定的，所以截面A，2,3，B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面6,7处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面6的应力集中的影响和截面7的相近，但截面7不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面4,5显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的而应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面6左右两侧即可。
（2）截面6左侧
抗弯截面系数：W=0.1=0.1
抗扭截面系数：=0.2
截面6左侧的弯矩M为：M=279271195778N·m
截面6左侧的扭矩为：=629630N·mm
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转切应力：
轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得
，，。
过盈配合处的，由附表3-8用插值法求的，有
=2.72，2.18
轴采用磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为

轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

碳钢的特性系数：；
计算安全系数值：

故轴的选用安全。

（3）截面6右侧：
抗弯截面系数：W=0.1=0.1
抗扭截面系数：=0.2
截面6左侧的弯矩M为：M=279271195778N·m
截面6左侧的扭矩为：=629663N·mm
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转切应力：
轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得
，，。
截面上由于轴环而形成的理论应力集中系数及按设计手册查取。由
，，
经插值后可查得
=2.43，=1.93
轴的材料敏感系数：，
故有效应力集中系数为

由附图3-2的尺寸系数，由附图3-3的扭转尺寸系数
轴采用磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为

轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

碳钢的特性系数：；
计算安全系数值：

故该轴在截面6右侧的强度也是足够的。

输入轴的设计计算
计 算 及 说 明
结 果
1，高速轴上的功率，转矩和转速：
=4.78kW；=47570N·mm；=960r/min。
2作用在齿轮上的力：
已知高速级齿轮的分度圆直径：
圆周力：
径向力：
3.初步确定轴的最小直径：
按初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。
有表15-3取，
于是得=
由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，
即：mm
根据 ，查表14-1，有。
所以 N·mm
采用凸缘联轴器，型号GY7-J1型，公称转矩Tn=112000N·mm，
许用转速9500r/min。轴孔直径28mm，故取=28mm，
半联轴器长度L=47mm，毂孔长度=44mm，联轴器和轴配合采用
4. 轴的设计方案。
（1）设计方案：

（2）确定轴的各段直径和长度：
1）为了满足半联轴器的轴向定为要求，1-2轴断左端需制出一轴肩，故取
2-3断的直径=36mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在
轴端面上，故1-2断的长度应比L1略短一些，现取=42mm。
2）初步选择滚动轴承。应轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参
照工作要求并根据=36mm，初步选取6208，其尺寸为
，故==40mm；
右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6208型轴承的定位轴
肩高度h不小于3.5mm，因此，取==47mm。
3）由于齿轮分度圆直径太小，故将齿轮设置成为轴的一部分。
4）轴承端盖的总宽度为36mm。根据轴承端盖的装拆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L=30mm，故
取66mm。
5）由齿轮与壁面的距离关系及轴承与内壁面
的距离关系，可确定=20mm；=122mm。
（3）轴上零件的周向定位：
半联轴器采用平键连接。按=28mm由表6-1查得平键界面
，键槽长为36mm。
（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸：
参考表15-2，取轴端倒角为，2、5、6处圆角R1，其余各处R1.6.
5.求轴上的载荷：
根据轴的结构简图做出轴的计算简图，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和
扭矩图，如下：

从轴的结构图以及扭矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。
6.按弯矩合成应力搅合轴的强度：
只对C截面进行校核。取=0.6，轴的计算应力：

轴的材料45钢，正火处理，由表15-1查得[]=55MPa。因此<[]
故安全

中间轴的设计计算
计 算 及 说 明
结 果
1，中间轴上的功率，转矩和转速：
=4.54kW；=210270N·mm；=206.45r/min。
2作用在齿轮上的力：
高速级齿轮的分度圆直径：；
低速级齿轮的分度圆直径：
圆周力：

径向力：

3.初步确定轴的最大直径：
按初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。
有表15-3取，
于是得=
由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，
即：mm
中间轴为非外伸轴，计算直径作为最大直径，所以取d=38mm
齿轮与轴采用配合
4. 轴的结构设计
（1）设计方案：

（2）确定轴的各段直径和长度：
由轴的最大直径确定==38mm，由齿轮宽度及相应轴段比齿轮宽度
短4mm，可确定；。齿轮之间采用轴肩位，轴肩高度h>0.07d，取h=5，则轴环处的直径48mm.轴承段取d=35的轴承，轴承代号为6207，尺寸，故
==35mm,。由轴承和内壁面之间的距离和齿轮与内壁面之间的距离关系，可得出；。
（3）轴上零件的周向定位：
齿轮处采用平键连接。按==38mm，由表6-1查得2-3处平键尺寸
为，L=80mm。4-5处平键尺，
L=40mm。
（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸：
参考表15-2，取轴端倒角为，其余各处取R1.2.

从轴的结构图以及扭矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。
5.按弯矩合成应力搅合轴的强度：
只对C截面进行校核。取=0.6，轴的计算应力：

轴的材料40Cr，调质处理，由表15-1查得[]=70MPa。因此<[]
故安全

键 的 校 核
低速轴键
计 算 及 说 明
结 果
平键校核公式：
联轴器处：
尺寸：
轴段直径：d=48mm
扭矩T=629.63N·m
轴槽深t=5.5mm
所以：l=L-b=70-14=56mm
k=h-t=9-5.5=3.5mm

由表6-2查得
钢在静载荷作用下的许用挤压应力，取145MPa
所以，，可以满足使用要求
齿轮处：
尺寸：
轴段直径：d=70mm
扭矩T=629.63N·m
轴槽深t=7.5mm
所以：l=L-b=70-20=50mm
k=h-t=12-7.5=4.5mm

由表6-2查得
钢在静载荷作用下的许用挤压应力
所以，，可以满足使用要求

合格

合格

高速轴键
计 算 及 说 明
结 果
联轴器处：
尺寸：
轴段直径：d=28mm
扭矩T=47.57N·m
轴槽深t=4mm
所以：l=L-b=36-8=24mm
k=h-t=7-4=3mm

由表6-2查得
钢在静载荷作用下的许用挤压应力
所以，，可以满足使用要求

合格
中间轴键
计 算 及 说 明
结 果
高速级齿轮处：
尺寸：
轴段直径：d=38mm
扭矩T=201.27N·m
轴槽深t=5mm
所以：l=L-b=40-10=30mm
k=h-t=8-5=3mm

由表6-2查得
钢在静载荷作用下的许用挤压应力
所以，，可以满足使用要求
低速级齿轮处：
尺寸：
轴段直径：d=38mm
扭矩T=201.27N·m
轴槽深t=5mm
所以：l=L-b=80-10=70mm
k=h-t=8-5=3mm

由表6-2查得
钢在静载荷作用下的许用挤压应力
所以，，可以满足使用要求

轴 承 的 校 核
低速轴轴承
计 算 及 说 明
结 果
径向力：
轴承型号：6212
轴承基本额定载荷：C=47.8kN
基本额定寿命：，球轴承：3.
所以
预期计算寿命：<
满足要求

高速轴轴承
计 算 及 说 明
结 果
径向力：
轴承型号：6207
轴承基本额定载荷：C=25.5kN
基本额定寿命：，球轴承：3.
所以
预期计算寿命：<
满足要求

中间轴轴承
计 算 及 说 明
结 果
径向力：

轴承型号：6208
轴承基本额定载荷：C=29500kN
基本额定寿命：，球轴承：3.
所以
预期计算寿命：<
满足要求

减速器附件的选择

通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器：选用游标尺M12
起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M20×1.5

减速器的润滑
一、 润滑方式及油量
采用浸油润滑，取油面浸没高速级大齿轮为一个齿高，所以油面距内箱底高约50.5mm。

二、 润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用70号机械润滑油。

参考资料目录
[1]《机械设计课程设计指导书》，高等教育出版社，龚溎义，罗圣国，李平林，张立乃，黄少颜 编，1990年4月 第2版；
[2]《机械设计（第八版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚 主编，2006年5月第8版；
[3]《机械设计手册（新编软件版）2008》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；
[6]《机械制图（第5版）》，高等教育出版社，何铭新 钱可强 编，2004年1月第5版；
[7]《互换性与技术测量基础》，华中科技大学出版社，李军 主编，2011年6月第2版。

设计小结

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。