两级齿轮减速器设计

题 目: 两级直齿圆柱齿轮减速器

学 院： 工学院

姓 名：

学 号：

专业班级：

指导教师：

二零一二年六月

前言

一、课程设计目的:

1.综合运用《机械设计》 课程以及其它先修课程的理论和生产实际知识，进行机械设计基本训练，培养理论联系实际的正确设计思想。

2.学习并掌握通用机械零件、 机械传动装置或简单机械的一般设计过程和方法，培养学生进行独立设计和解决实际设计问题的能力。

3.对学生在工程计算、 工程制图和运用设计资料（包括手册、标准和规范等）以及进行经验估算、 试算和处理数据等机械设计的基本技能方面进行一次全面训练，以提高他们的实际工作能力。

二、课程设计内容：

以所选题目作为设计对象，包括以下内容：

1.传动方案的拟定和分析。

2.电动机的选择与传动装置运动和动力参数计算。 3.传动零件的设计。 4.轴的设计。 5.轴承组合设计。

6.键联接、联轴器的选择及校核计算。 7.箱体、润滑及减速器附件设计。 8.装配图和零件图的设计。

9.设计计算说明书的编写。

三、课程设计的主要工作量：

1.减速器装配图一张（1号图纸）

2.零件工作图两张（传动零件、轴各一张）)

3.设计计算说明书一份（１６开纸）

目录

1 设计任务书 .............................................................................................................................. - 1 - 2 传动方案的确定 ...................................................................................................................... - 1 - 3 选择电动机 .............................................................................................................................. - 1 -

3.1选择电动机的功率 ........................................................................................................ - 2 - 3.2 电动机参数的确定 ....................................................................................................... - 2 -

3.2.1电动机到工作机器的总效率η ......................................................................... - 2 - 3.2.2工作机器的输出功率 ......................................................................................... - 3 - 3.2.3所需电动机输出的功率Pd ................................................................................ - 3 - 3.3选择电动机的转速 ........................................................................................................ - 4 - 3.4 选择电动机的类型和型号 ........................................................................................... - 4 - 4传动装置的运动和动力参数 ................................................................................................... - 6 -

4.1传动装置的传动比分配： ............................................................................................ - 6 - 4.2计算传动装置各轴的运动和动力参数： ................................................................... - 6 - 5 传动零件设计（齿轮） .......................................................................................................... - 8 -

5.1高速级齿轮传动设计 .................................................................................................... - 8 - 3.2第二级齿轮传动设计计算 .......................................................................................... - 12 - 1）确定材料热处理方式 .................................................................................................. - 12 - 4 轴的设计................................................................................................................................ - 16 -

4.1 高速轴1的设计 ....................................................................................................... - 16 - 4.2 中速轴2的设计 ....................................................................................................... - 19 - 4.3 低速轴3的设计 ....................................................................................................... - 21 - 5 滚动轴承校核 ...................................................................................................................... - 23 -

5.1高速级轴承 .................................................................................................................. - 23 - 5.2中速级轴承 .................................................................................................................. - 24 - 5.3低速级轴承 .......................................................................................................................... - 25 - 6 连接零件的校核 .................................................................................................................... - 26 -

6.1高速轴连接零件 .......................................................................................................... - 26 - 6.2中速轴连接零件 .......................................................................................................... - 27 - 6.3低速轴连接零件 .......................................................................................................... - 28 - 7减速器润滑及密封 ................................................................................................................. - 29 -

7.1齿轮的润滑 .................................................................................................................. - 29 - 7.2滚动轴承的润滑 .......................................................................................................... - 30 - 7.3减速器的密封 .............................................................................................................. - 30 - 8 齿轮的结构设计 .................................................................................................................... - 30 -

8.1实心结构齿轮 .............................................................................................................. - 30 - 8.2腹板式齿轮 .................................................................................................................. - 30 - 9 箱体及其附件结构设计 ................................................................................................ - 31 - 10 设计总结 .............................................................................................................................. - 33 - 11 参考资料 .............................................................................................................................. - 35 -

1 设计任务书 设计用于带式运输机的两级直齿圆柱齿轮减速器。工作有轻微振动，经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度误差为 ５％，减速器小批量生产，使用寿命五年。设计参数：运输带的拉力F=3.2kN，卷筒直径D=400mm，带速V=1.15m/s 。传动简图如下图所示。 2 传动方案的确定 带式输送机由电动机驱动。电动机通过联轴器将动力传入减速器，传动系统中采用两级直齿圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，同时传动要求高效平稳 ，固也要对齿轮，滚动轴承进行设计。 3 选择电动机 电动机是标准化、系列化的部件，设计者只需根据工作载荷、工作机的特性和工作环境、选择电动机的类型、结构形式和转速，计算电动机的功率，确定电动机的型号。 - 1 -

选择电动机的功率 电动机的功率主要根据电动机运行时发热条件决定，电动机的发热又与其工作情况有关。一般分以下两种情况。 1）变载下长期运行的电动机、短时运行的电动机（工作时间短，停歇时间较长）和重复短时运行的电动机（工作时间和停歇时间都不长），电动机的额定功率选择要按等效功率法计算并进行发热验算。 2）长期连续运转、载荷不变或很少变化的机械，要求所选电动机的额定功率Ped稍大于所需电动机输出的功率Pd，即Ped≥Pd，则一般不需校验电动机的发热和起动力矩。 3.2 电动机参数的确定 3.2.1电动机到工作机器的总效率η η=η1·η2·η3…ηw 式中η1·η2·η3…ηw为各级传动（齿轮、带或链）、一对轴承、每个联轴器的效率。各种传动效率的数值见表3-1 联－连轴器传动效率：0.99 滚－滚子轴承传动效率：0.99 啮－8级精度齿轮啮合传动效率：0.97 带－带传动效率：0.98 －电机至工作机之间的传动装置的总效率： =联滚啮带=0.877 232在进行效率计算时，还应注意以下几点： （1）轴承效率指一对而言，如一根轴上有三个轴承时，按两对计算。 （2）同类型的多对传动副，要分别计入各自的效率。 （3）表内所推荐的效率有一个范围，工作条件差时，效率取低值，反之则取高值。 - 2 -

.2.2工作机器的输出功率 已知工作机器的阻力F(N)，圆周速度υ(m/s)，则 F PW= =3.68 (kw) 1000 3.2.3所需电动机输出的功率Pd PW =4.12（kW） Pd=式中PW── 工作机器的输出功率(kw) η── 由电动机到工作机的总效率 表3.1 常见机械传动机构及运动副的效率 类 别 传 动 型 式 动(油润滑) 8级精度的一般诣轮传动(油润滑) 9级精度的齿轮传动(油润滑) 加工份的开式齿轮传动(脂润滑) 很好跑合的6级和7级精度齿轮传动0.97～0.98 圆锥齿轮传(油润滑) 动 6级精度的一般齿轮传动(油润滑) 加工齿的开式齿轮传动(脂润滑) 自锁蜗杆 蜗杆传动 单头蜗杆 双头蜗杆 三头和四头蜗杆 平型带无压紧轮的开式传动 带传动 平型带有压紧轮的开式传动 平型带交叉传动 V带传动 链传动 套筒旗子链 无声链 0.40～0.45 0.70～0.75 0.75～().82 0.82～0.92 0.98 0.97 0.90 0.95 0.96 0.98 0.94 ～0.97 0.92～0. 95 效 率 0.97 0.96 0.94～0.96 很好跑合的6级精度和f级精度齿轮传0.98.～0.995 圆柱齿轮传动 - 3 -

润滑不良 润滑正常 —液体摩擦 滚动轴承 球轴承(油润滑) 族子轴承(泊润沿) 浮动联轴器 齿轮联轴器 联轴器 弹性联轴器 万向联轴器(α≤3°) 万向联舶器(α＞3°.) 螺旋传动 卷简 滑动螺旋 滚动螺旋 0.94 0.97 0.99 0.99 0.98 0.97～0.99 0.99 0.99～0.995 0.97～0.98 0.95～0.97 0.30～0.60 0.85～0.95 0.96 3.3选择电动机的转速 额定功率相同的同一类电动机有多种转速可供选择。确定电动机的转速时，一般应综合分析电动机及传动装置的性能、尺寸、重量和价格等因素。一般采用同步转速为1500和1000r/min为宜。 根据工作机的转速要求和各级传动的合理传动比范围，可按下式推算出电动机转速的可选范围，即： n=(i1·i2·i3·…·in) n式中：n──电动机可选转速范围(r/min) n卷筒───工作机轴的转速(r/min) i1·i2·i3·…·in──各级传动的传动比合理范围 n卷筒=卷筒(r/min) =55 r/min 3.4 选择电动机的类型和型号 电动机类型可根据电源种类、工作条件、载荷特点、起动性能和起、

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制动、反转的频繁程度，转速及调速性能要求进行选择,同一额定功率可有多种转速，应综合分析比较，选定电动机的转速1500 r/min，则电动机的型号Y132s-4,参数如表3-3。 表3-3 电动机型号参数表 额定cos质量 电流 Φ 率kW Y132s-4 1440 1500 68Kg 11.6A 0.84 5.5 85.5％ 功效率 满载 型号 转速 同步 转速 r/min r/min 注意：设计计算所依据的功率，可以是电动机的额定功率Ped，也可是工作机实际需要的功率Pd，对于通用机械，常用电动机的额定功率Ped作为设计功率。对于传动装置的设计功率，一般按实际需要的电动机功率Pd。转速按电动机额定功率时的转速nm（满载转速，不等于同步转速）

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4传动装置的运动和动力参数 4.1传动装置的传动比分配： 根据电动机的满载转速nm和滚筒转速 n卷筒可算出传动装置总传动 i总26.18 比为：i=,高速级传动比i1，由公式可i16.30 得，又因为传动装置为展开式，固C=1.5则二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比： 1)高速级的传动比为： i24.1 i1==6.30 2）低速级的传动比为： 各轴转速 n11440rmin i2=4.1 n2229rmin 4.2计算传动装置各轴的运动和动力参数： 1）各轴的转速： 1轴 n1=1440 r/min 2轴 n2= n355rmin n卷筒=55rmin 各轴功率 P14.08kW 3轴 n3=卷筒 n=55 P23.92kW P33.76kW P卷筒=3.69kW 卷筒=55 r/min 2）各轴的输出功率： 1轴 P1=Pd联轴器4.120.994.08kW， 各轴转矩 Td27.32Nm - 6 -

轴 P2P1轴承齿轮=4.080.990.97=3.92kW， 3轴 P3P2轴承齿轮=3.920.990.97=3.76kW， 卷筒 P卷筒=P3轴承联轴器=3.760.990.99=3.69kW； T127.06Nm T2163.48Nm 3) 各轴转矩 电机轴 Td9550 pd4.12955027.32Nm nd1440 T3652.87Nm P4.08127.06Nm， 1轴 T195509550n114402轴 T29550T卷筒=640.72Nm P23.929550163.48Nm， n2229P33.76652.87Nm， 3轴 T395509550n355卷筒 T卷筒=9550P卷筒n卷筒=95503.69=640.72Nm 55转速由以上数据得各轴运动及动力参数表： 功率 转矩轴 PkW T(Nm) 电机轴 1轴 2轴 3轴 卷筒轴 n(rmin) 1440 1440 229 55 55 4.12 4.08 3.92 3.76 3.69 27.32 27.06 163.48 652.87 640.72 - 7 -

传动零件设计（齿轮） 5.1高速级齿轮传动设计 1. 选定齿轮材料及齿数： 运输机为一般工作的机器，速度不高，故选用8级， 精度，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,两材料硬度差为 40HBS，选取小齿轮齿数Z1=20， ， 则大齿轮Z2=6.3 2. 按齿面接触强度设计 设齿轮按8级精度制造。 2KT1u1ZE2 d12.323() duH (1)确定公式中的各计算数值： 1)选择载荷系数Kt1.3； 42)小齿轮的转矩：TT12.70610Nmm； Kt1.3 d=1 =13)由表10-7选择齿宽系数d 4)齿数比ui16.30 ui16.30 ZE=189.9MPa 1212 5)由表10-6选材料的弹性影响系数ZE=189.9MPa Hlim1=650MPa 6)由图10-21d选小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=560MPa Hlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=560MPa。 N11.037109 7） 计算应力循环次数。 N21.646108 KHN1=0.90 KHN2=0.95 N160n1jLh6014401（83005）1.037109 N11.037109N21.646108 i6.308） 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90; KHN2=0.95 - 8 -

） 计算接触疲劳应许应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 H1585MPa 532MPaH2 H1H2 (2)计算 KHN1Hlim10.9650MPa585MPaSKHN2Hlim20.95560MPa532MPaS d1t40.163mm 1)试算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值。 4KT1u+1ZE21.32.706107.30189.82d1t2.323()2.323()duH16.3053240.163mm 3.027m/s 2）计算圆周速度v。 d1n13.1440.16314403.027m/s 3360106010b40.163mm mt2.001mm 3)计算齿宽b。 bdd1t1*40.16340.163mm b 4）计算齿宽与齿高之比。 h h =4.502mm 模数mtd1t40.1632.001mm z120齿高h=2.25mt=2.252.001=4.502mm 5)计算载荷系数。 根据v=3.027m/s,8级精度，由图10-8查的动载系数KV1.1 直齿轮，KHKF1 ; 由表10-2查的使用系数KA1; 由表10-4用插值法查的8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH1.423 - 9 -

b/h=8.92, KH1.423查图10-13得KF1.35;故载荷系数 K=KHKHKVKA=11.111.4231.5653 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 d1d1t3K1.565340.163342.728mm Kt1.3 d142.728mm mm 计算模数m。 mm 3. 按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得完全强度的设计公式为 m32KT1YFaYSa 2dz1F （1） 确定公式内的各计算数值 1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa FE2380MP FE1500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2380MP 2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85，KFN20.88; 3)计算弯曲疲劳许用应力 KFN10.85KFN20.88; F1F2FlN1KFN1303.57MPaS FlN2KFN2238.86MPaSF1303.57MPa F2238.86MPa K1.485 YFa1=2.80,YFa2=2.16 YSa1=1.55,YSa2=1.81

4)计算载荷系数K K=KFKFKVKA=11.111.351.485 5)查取齿形系数 由表10-5查得 YFa1=2.80,YFa2=2.16 6)查取应力校正系数 由表10-5查得 应力校正系数YSa1=1.55,YSa2=1.81 - 10 -

）计算大小齿轮的YFa1YSa1YFaYSaF1并加以比较 YFa1YSa1F10.01430 0.01637 F12.801.55=0.01430303.57 YFa2YSa2F2YFa2YSa2F22.161.81=0.01637 238.86大齿轮的数值大一些，选小齿轮进行计算 （2）设计计算 m32KT1YFaYSa=1.42mm 2dz1F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，由于齿轮的模数m的大小主要决定于齿根弯强度，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于直径有关，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=42.728mm，计算小齿轮齿数 Z1= m=2mm Z122 d142.72821.36422 m2Z2139 大齿轮齿数Z26.3022138.6139 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费 4.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d144mmd2278mm d1z1m22244mmd2z2m1392278mm（2）计算中心距 a=d1d244278161mm 22（3）计算齿轮宽度 a161mm b44mm B2=44mm,B1=50mm - 11 -

dd114444mm B2=44mm,B1=50mm 3.2第二级齿轮传动设计计算 1.选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）确定材料热处理方式 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度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）传动方案选择直齿圆柱齿轮传动。 Z1=30 3）运输机为一般工作机器，速度不高，选用8级精度 （GB10095-88） 4) 选择小齿轮数Z1=30,大齿轮数Z2=4.130123 2．按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行计算，即 Kt1.3 KT1u1ZE2d1t2.323() duH（1）确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数Kt1.3 32)小齿轮的转矩：TT2163.4810Nmm； Z2=123 T163.48103Nmm d=1 ui24.1 ZE=189.9MPa Hlim1=650MPa 12123)由表10-7选择齿宽系数4)齿数比ui24.1d=1 ； Hlim2=560MPa 5)由表10-6选材料的弹性影响系数ZE=189.9MPa 6)由图10-21d选小齿轮的接触疲劳强度极限N11.648109 N24.021108 KHN1=0.90；KHN2=0.95

Hlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=560MPa。 7）计算应力循环次数。 - 12 -

N160n1jLh602291（83005）1.64810 N11.648109N24.021108 i4.18） 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90; KHN2=0.95 9） 计算接触疲劳应许应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 H1585MPa H2532MPa H1H2 (2)计算 KHN1Hlim10.9650MPa585MPaSKHN2Hlim20.95560MPa532MPaS d1t74.899mm 1)试算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值。 5KT1u+1ZE21.31.6348105.1189.82d1t2.323()2.323()duH14.15321.172m/s 74.899mm2）计算圆周速度v。 b74.899mm mt2.497mm d1n23.1474.8992991.172m/s 3360106010 3)计算齿宽b。 h =5.618mm bdd1t1*74.89974.899mm b 4）计算齿宽与齿高之比。 hd74.899模数mt1t2.497mm z130 齿高h=2.25mt=2.252.497=5.618mm 5)计算载荷系数。 根据v=1.172m/s,8级精度，由图10-8查的动载系数KV1.1 - 13 -

KHKF1 ; 由表10-2查的使用系数KA1; 由表10-4用插值法查的8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH1.423 由b/h=8.92, KH1.423查图10-13得KF1.35;故载荷系数 K=KHKHKVKA=11.111.4231.5653 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 d1d1t3K1.565374.899379.682mm Kt1.3 d179.682mm mm 计算模数m。 mm 3. 按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得完全强度的设计公式为 FE1500MPa FE2380MP m32KT1YFaYSa 2dz1FKFN10.85KFN20.88; （2） 确定公式内的各计算数值 1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2380MP 2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85，KFN20.88; 3)计算弯曲疲劳许用应力 F1303.57MPa F2238.86MPa K1.485 YFa1=2.52,YFa2=2.16 YSa1=1.625

F1F2FlN1KFN1303.57MPaS FlN2KFN2238.86MPaS4)计算载荷系数K - 14 -

KFKFKVKA=11.111.351.485 5)查取齿形系数 由表10-5查得 YFa1=2.52,YFa2=2.16 6)查取应力校正系数 由表10-5查得 应力校正系数YSa1=1.625,YSa2=1.81 7）计算大小齿轮的YFa1YSa1YSa2=1.81 YFa1YSa1F10.01362 0.01637 YFa2YSa2F2YFaYSaF1并加以比较 F12.521.625=0.01362303.57 2.161.81=0.01637 238.86YFa2YSa2F2大齿轮的数值大一些，选小齿轮进行计算 （2）设计计算 2KTYFaYSam3=1.937mm 2dz1F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，由于齿轮的模数m的大小主要决定于齿根弯强度，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于直径有关，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=74.899mm，计算小齿轮齿数 m=2mm Z138 Z2156 d74.89937.45038 Z1=1m2大齿轮齿数Z24.18155.8156 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费 d176mmd2312mma194mm 4.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 b76mm - 15 -

dzm38276mmd2z2m1562312mm（2）计算中心距 B2=76mm,B1=82mm Ft1.23103Ndd76312194mm a=1222（3）计算齿轮宽度 b=dd117676mm B2=76mm,B1=82mm 4 轴的设计 Fr447.68N 4.1 高速轴1的设计 1.选择材料及热处理方式 选取轴的材料为45号钢，调质处理。 2.齿轮上的作用力 2T1227.06103 Ft1.23103Nd14403 d1220mm dmin16.64mm FrFttan200.3641.2310N447.68N3.初步确定轴的最小直径dmin 按扭转强度法估算高速轴的直径，由表15-3，取常数A0112，由[1]公式(14-2)，轴的最小直径满足： dminA03PP4.08A031112315.85mm； nn11440该段轴上有一键槽将计算值加大5%，取dmin16.64mm 此轴的最小直径dmin即安装在联轴器处轴的最小直径d1min，为了使所选的轴的直径dⅠⅡ与联轴器的孔径相适应，故需同时选 L=32mm

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根据传动装置的工作条件拟选用HL型弹性注销联轴器。 查表14-1，取KA=1.3,则计算转矩： TCKAT1.327.0629.55Nm；按照TCTn及电动机轴尺寸等限制条件，查GB/T 5014-2003，选用HL1型弹性柱销联轴器。其公称转矩Tn160Nm，半联轴器的孔径d1224mm最后确定减速器高速轴外伸直径d1220mm,半联轴器长度L=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=27mm。 4. 轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 L1=27mm d2324mm （2）根据轴定位的要求确定轴的个段的直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2的轴的左段需要制出一轴肩，故取2-3段直径d2324mm，右端用轴端挡圈D=30mm L1-2=22mm d34d78=30mm定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。半联轴器与轴配合的L1=27mm， 为了保证轴端挡圈指压在半联轴器上而不压在轴的端 面上，故1-2段长度比L1略短一些，现取L1-2=22mm 2）初步选择滚动轴承。因轴只承受到径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2324mm，由轴承产品 目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承60306，故L7-8=19，而d34d78=30mm。 左端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册查的轴肩高度h=6mm，因此，取d6742mm。 3)取安装齿轮处的轴段4-5段直径d4534mm；齿轮右端与右端轴承的左端之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为50mm，为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短与轮毂宽度，故L4-5=47mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩的高度h﹥0.07d，故取h=6mm，则轴环处的直径d5650mm。轴环的宽度 L7-8=19 d6742mm d4534mm L4-5=47mm d5650mm L5-6=12mm L2-3=50mm - 17 -

≧1.4h，取L5-6=12mm。 4）轴承端盖的共宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及使用便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半联轴器左端面间的距离L=30mm，故L2-3=50mm。 5）取齿轮距箱体内壁的距离a=16mm，两圆柱齿轮之间的距离c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚定轴承的位置时，应矩箱体的内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=19mm，中速轴上的小齿轮宽度为B=82mm,则 L3-4=T+s+a+(50-47)=（19+8+16+3）mm=46mm L6-7=B+c+a+s-L5-6=（82+20+16+8-12）mm=114mm 至此，已初步确定了轴的个段直径和长度,轴的总长度L=310mm。 （3） 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均为采用平键连接。按d4534mm由表6-1查的平键截面b×h=10mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长度为36mm，同时为了保证齿轮与轴的配合良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6；同样，半联轴器与轴的连接，H7k6用平键为6mm×6mm×12mm，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，此处选轴的直径尺寸的公差为m6。 （4） 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考15-2，取轴端倒角2×45゜，各轴肩的圆角的倒角匀为2×45゜。 5. 求轴上的载荷 首先根结轴的结构图做出轴的计算简图。确定轴承的支点位置时，应从手册中查a值。对于60306，型深沟球轴承，由手册中查的a=19mm,因此作为简支梁的轴的支撑距离L2=61mm，L3=185mm,联轴器到轴承L1=69.5。根据轴的计算画出轴的弯曲图和扭曲图。 L3-4=46mm L6-7=114mm - 18 -

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出C截面是危险截面。现将C截面处的MH、MV及M的值列于下表： 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1887.40NFNH2342.60N MH140209NmmFNV1124.70NFNV2322.98N MV19703Nmm MH140209NmmMV19703Nmm弯矩 总弯矩 扭矩 MMH2MV2=1.42105Nmm T12.706104Nmm M1.42105NmmT12.706104Nmm 进行校核时，通常指校核轴承上最大弯曲和扭曲的截面及上 表中的数据，以及周单向旋转，扭转切应力为单向旋转，载荷不 稳定，故取α=0.6，轴的计算应力 225242M(αT1)(1.4210)(0.62.70610) σca16.78MPa3W0.144 前以选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查的6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 σca16.78MPa σ-160MPa 。因此σca<σ-1，故安全。 4.2 中速轴2的设计 - 19 -

.选择材料及热处理方式 选取轴的材料为45号钢，调质处理。 2.齿轮上的作用力 2T22163.48103 Ft1.18103Nd2278 Ft1.18103N Fr429.48NFrFttan2000.3641.18103N429.48N 3.初步确定轴的最小直径dmin 按扭转强度法估算高速轴的直径，由表15-3，取常数A0112，由[1]公式(14-2)，轴的最小直径满足： dminA03PP3.92A032112328.86mm nn2229 dmin30.31mm 该段轴上有一键槽将计算值加大5%，取dmin30.31mm 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，选用深沟球轴承。又根据设计尺寸取选用轴承型号为60307，其d35mm，D=80mm，d1235mmdmin， d35mm D=80mm B21mm B21mm。 4. 轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 d12d7-835mmL12L7-821mm d23d6-738mm (2)各轴段直径与长度的确定 1)根据所选轴承的直径d35mm，取中间轴最小直径d12d7-835mm；现取L12L7-821mm； L2332mmL6730mm 2)为满足齿轮的轴向定位要求，1-2轴段左端及7-8轴段右端要求制出一轴肩，故取d23d6-738mm。根据高速级大齿轮及低速d3443mmd3443mm- 20 -

L2332mm，L6730mm； L5680mmL3442mmL4512mm 3)为满足齿轮的轴向定位要求，取d3443mm，d5-641mm。根据齿轮间间隙推荐值，取L3442mm，L5680mm 3)为满足轴总长度和定位的要求，简化箱体的计算，取d4550mmL4512mm ； b12mm h8mm L36mm （3）至此已初步确定各轴段的直径与长度。 1)轴上零件的周向固定 2） 齿轮与轴的周向定位采用普通平键联接。 3-4段平键，按d3-443mm，由表6-1查得平键的截面b12mm，h8mm，由该轴段长度取L25mm。 5-6段平键，按d5-641mm，由表6-1查得平键的截面b12mm，h8mm，由该轴段长度取L56mm。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。 3)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 4)轴上倒角与圆角 根据题意，取轴端倒角C1，各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。 4.3 低速轴3的设计 1.选择材料及热处理方式 选取轴的材料为45号钢，调质处理。 2.齿轮上的作用力 2T32652.87103 Ft4.19103Nd3312 FrFttan2000.3644.19103N1.53103NFt4.19103N 3.初步确定轴的最小直径dmin 按扭转强度法估算高速轴的直径，由表15-3，取常数Fr1.53103N A0112，由[1]公式(14-2)，轴的最小直径满足： - 21 -

dminA03PP3.76A033112345.80mm； nn355该段轴上有一键槽将计算值加大5%，取dmin48mm 根据传动装置的工作条件拟选用HL型弹性注销联轴器。 查表14-1，取KA=1.3,则计算转矩： 按照TCTn及电动机轴TCKAT1.3652.87848.731Nm；尺寸等限制条件，查GB/T 5014-2003，选用HL4型弹性柱销联轴器。其公称转矩Tn1250Nm，半联轴器的孔径d4063mm最后确定减速器高速轴外伸直径d7848mm,半 dmin48mm 联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L7884mm。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量 摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许一 定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，选用深沟球 轴承。又根据设计尺寸取d1250mmdmin，选用轴承型号为60310，其d12d5650mm，D=110mm，B27mm。 d7848mm L7884mm 4.轴的结构设计 (1)拟定轴的结构方案如图： L12L5627mm d12d5650mm (2)各轴段直径与长度的确定 1)由所选联轴器与轴配合，7-8段 L7884mm； 2)为满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段右端要求制出一轴肩，故取67段的直径d6752mm；轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定），根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离 D=110mm d6752mm

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25mm。故取L6725mm。 3)为满足齿轮的轴向定位要求，取d3458mm，根据齿轮间间隙推荐值，取L3474mm 4)为满足轴总长度和定位的要求，简化箱体的计算，取d4555mm L6725mmd3458mm L3474mm d4555mm，d2-360mm，L4530mm ，L2383mm，至此 已初步确定各轴段的直径与长度。轴的总长度为L=350mm 2)轴上零件的周向固定 3） 齿轮与轴的周向定位采用普通平键联接。 L4530mmL2383mm3-4段平键，按d3-458mm，由表6-1查得平键的截面b18mm，h11mm，由该轴段长度取L63mm。 7-8段平键，按d7-848mm，由表6-1查得平键的截面b14mm，h9mm，由该轴段长度取L70mm。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。 3)滚动轴承与轴的周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 4)轴上倒角与圆角 根据题意，取轴端倒角C1，各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。 5 滚动轴承校核 5.1高速级轴承 根据要求对所选的在高速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承型号均为60306，其基本额定动载荷Cr28.1KN，基本额定静载荷Cor16KN。 经计算得两个轴承所受的载荷分别为： FNH1887.40N，FNV1124.70N， FNH2342.603N，FNV2322.98N； L=350mm 由上可知轴承1所受的载荷大于轴承2，所以只需对轴承1进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2也必满足要求。 - 23 -

、求比值 对于深沟球轴承所受径向力： Fr887.402124702N896.12N 所受的轴向力 ：Fa0N， 2、计算当量动载荷P 对于只能承受纯径向载荷Fr，按公式13-9得，P=Fr，按照表13-6，fP1.0~1.2，取fP1.1。则： PfPFr=1.1896.12=985.73N Fr896.12N P985.73N Lh'14600h 3、验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为： Lh'53658h14600h； 所选轴承60306基本额定寿命，根据[4]式(13-5)有： C10Lh（r）=60n1P10281003（）356867h601440896.1266 则Lh'14600hLh356867h，故所选的轴承60306满足要求。 Lh356867h5.2中速级轴承 根据要求对所选的在高速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承型号均为60307，其基本额定动载荷Cr33.2KN，基本额定静载荷Cor19KN。 a.高速轴对中速轴两个轴承所受的载荷分别为： FNH1461.96N，FNV1131.00N， FNH2768.04N，FNV2316.68N； b．低速轴对中速轴两个轴承所受的载荷分别为： FNH12635.65N，FNV1962.42NFNH21554.35N，FNV2567.58N ， ； 综上计算，高速轴和低速轴在中速轴的合成载荷分别为

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FNH2218.69N，FNV11093.42NFNH2786.31N，FNV2884.26N， ； 由上可知轴承1所受的载荷大于轴承2，所以只需对轴承1 进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2也必满足要求。 1、求比值 对于深沟球轴承所受径向力： Fr2218.6921093.432N2473.49N 所受的轴向力 ：Fa0N， 2、计算当量动载荷P 对于只能承受纯径向载荷Fr，按公式13-9得，P=Fr，按照表13-6，fP1.0~1.2，取fP1.1。则： PfPFr=1.12473.49=2720.84N Fr2473.49N 3、验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为： Lh'53658h14600h； P2720.84N 所选轴承60306基本额定寿命，根据[4]式(13-5)有： C106Lh（r）=60n2P10332003（）132227h602292720.846 则Lh'14600hLh132227h，故所选的轴承60307满足要求。 Lh132227h5.3低速级轴承 根据要求对所选的在高速轴1上的两滚动轴承进行校核，深沟球轴承型号均为60310，其基本额定动载荷Cr61.8KN，基 本额定静载荷Cor38KN。 前面求得的两个轴承所受的载荷分别为： FNH12613.86N，FNV1954.46N，

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FNH1576.14N，FNV2575.54N； 由上可知轴承2所受的载荷大于轴承1，所以只需对轴承2 进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1也必满足要求。 1、求比值 对于深沟球轴承所受径向力： Fr1576.1422613.862N3052.29N 所受的轴向力 ：Fa0N， 2、计算当量动载荷P 对于只能承受纯径向载荷Fr，按公式13-9得，P=Fr，按照表13-6，fP1.0~1.2，取fP1.1。则： PfPFr=1.13052.29=3357.52N Fr3052.29N 3、验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为： Lh'53658h14600h； P3357.52N 所选轴承60306基本额定寿命，根据[4]式(13-5)有： C106Lh（r）=60n3P10618003（）1889712h60553357.526 Lh1889712h则Lh'14600hLh1889712h，故所选的轴承60310满足要求。 6 连接零件的校核 6.1高速轴连接零件 6.1.1联轴器平键 （1）选择键连接的类型和尺寸 本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按d1-220mm，查得平键的截面尺寸b6mm， h6mm，由该轴段长度取L12mm。 （2）校核键联接的强度 由6-1式有平键连接的挤压强度条件： - 26 -

2Tp； kld1)键和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由表6-2查得许用p 挤压应力[p]100~120MPa，取[p]110MPa，k=0.5h 2)键的工作长度lLb1266mm，则由上式得： p2T122706090.2MPap110MPa； kld0.58620 故所选的平键满足强度要求。 键的标记为：键6×6×12GB/T 1069-1979。 6.1.2小齿轮平键 （1）选择键连接的类型和尺寸 键6×6×12GB/T 本设计小齿轮与高速轴的周向定位采用圆头普通平键(A1069-1979型)联接。按d4-534mm，查得平键的截面尺寸b10mm， h8mm，由该轴段长度取L36mm。 （2）校核键联接的强度 由6-1式有平键连接的挤压强度条件： 2Tpp； kld1)键和轴材料都是钢，承受轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力[p]100~120MPa，取[p]110MPa，k=0.5h 2)键的工作长度lLb361026mm，则由上式得： p2T122706068.33MPap110MPa； kld0.52634 键10×8×36GB/T 1069-1979 故所选的平键满足强度要求。 键的标记为：键6×6×12GB/T 1069-1979。 6.2中速轴连接零件 6.2.1大齿轮平键 （1）选择键连接的类型和尺寸 本设计大齿轮与中速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按d3-4=43mm，查得平键的截面尺寸b12mm， h8mm，由该轴段长度取L36mm。 （2）校核键联接的强度 由6-1式有平键连接的挤压强度条件： 2T； ppkld1)键和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由表6-2查得许用- 27 -

[p]100~120MPa，取[p]110MPa，k=0.5h 2)键的工作长度lLb361224mm，则由上式得： p2T1216348079.21MPap110MPa； kld0.582443故所选的平键满足强度要求。 键的标记为：键112×8×36GB/T 1069-1979。 6.2.2小齿轮平键 （1）选择键连接的类型和尺寸 本设计小齿轮与中速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按d5-641mm，查得平键的截面尺寸b12mm， h8mm，由该轴段长度取L25mm。 （2）校核键联接的强度 由6-1式有平键连接的挤压强度条件： 2T； ppkld1)键和轴材料都是钢，承受轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力[p]100~120MPa，取[p]110MPa，k=0.5h 2)键的工作长度lLb251213mm，则由上式得： p2T1216348083.07MPap110MPa； kld0.581341故所选的平键满足强度要求。 键的标记为：键12×8×25GB/T 1069-1979。 6.3低速轴连接零件 6.3.1联轴器平键 （1）选择键连接的类型和尺寸 本设计半联轴器与低速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按d7-848mm，查得平键的截面尺寸b14mm，h9mm，由该轴段长度取L70mm。 （2）校核键联接的强度 由6-1式有平键连接的挤压强度条件： 2Tpp； kld1)键和联轴器的材料都是钢，承受轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力[p]100~120MPa，取[p]110MPa，k=0.5h 2)键的工作长度lLb701456mm，则由上式得： 键12×8×36GB/T 1069-1979 键12×8×25GB/T 1069-1979 - 28 -

2T2652870p1107.95MPap110MPa； kld0.595648故所选的平键满足强度要求。 键的标记为：键14×9×70GB/T 1069-1979。 6.3.2大齿轮平键 （1）选择键连接的类型和尺寸 本设计半联轴器与高速轴的周向定位采用圆头普通平键(A型)联接。按d3-458mm，查得平键的截面尺寸b18mm，h11mm，由该轴段长度取L63mm。 （2）校核键联接的强度 由6-1式有平键连接的挤压强度条件： 2Tpp； kld1)键和轴材料都是钢，承受轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力[p]100~120MPa，取[p]110MPa，k=0.5h 2)键的工作长度lLb631845mm，则由上式得： p2T1265287090.96MPap110MPa； kld0.5114558故所选的平键满足强度要求。 键的标记为：键6×6×12GB/T 1069-1979。 7减速器润滑及密封 7.1齿轮的润滑 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，计算它们的速度：v1 键14×9×70GB/T 1069-1979 键6×6×12GB/T 1069-1979 2n121440d10.0446.63ms， 60602n3255d20.3121.80ms； 6060v2v2v112ms，所以齿轮传动可采大齿轮用浸油润滑，查表11-12和表10-11，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。 v16.63msv21.80ms - 29 -

滚动轴承的润滑 由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查[2]表19-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。 7.3减速器的密封 为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。 8 齿轮的结构设计 齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸，毛坯，材料，加工方法，使用要求及经济性等因素有关，进行齿轮结构设计时，综合考虑各方面的因素，根据经验公式行进结构的设计。 8.1实心结构齿轮 由计算结果可知，高速轴齿轮和中速轴小齿轮比较小，所以多采用实心结构。 8.2腹板式齿轮 - 30 -

中速轴大齿轮结构设 由计算结构可知，D4=43mmB=44mmda=m(Z+2h*a)=282mm,则由经验公式可,,得 C=(0.30.4)B=11mm，D31.6D4=68.8mm D0=da-(1014)mn=258mmD2=(0.250.35)(D0-D3)=55.56mm D1(D0D3)161.4mm 2结构可知，b. 低速轴齿轮结构设计 由计算D4=58mmB=76mmda=m(Z+2h*a)=316mm,则由经验公,,式可得 C=(0.30.4)B=83.6mm，D31.6D4=92.8mm D0=da-(1014)mn=292mmD2=(0.250.35)(D0-D3)=59.76mm D1(D0D3)192.4mm2 9 箱体及其附件结构设计 A箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计。 1、确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚。 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2、合理设计肋板； 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。 3、合理选择材料； 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。 4、由[2]表6-5设计减速器的具体结构尺寸见下页表格。

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附件的结构设计 1、检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。 2、放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。 3、油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 4、通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。 5、起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。 6、起盖螺钉 为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。 7、定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。 减速器铸造箱体的结构尺寸 名称 公式 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱体凸缘厚度 箱座 箱盖 箱座底 加强肋厚 箱座 箱盖 δ=0.025a+3≥8 δ1=0.02a+3≥8 b=1.5δ b1=1.5δ b2=2.5δ m≈0.85δ m1≈0.85δ df=0.036a+12 d1=0.72 df 数值(mm) 10 8 15 12 25 8.5 8.5 M20 n=4 地脚螺钉直径和数目 轴承旁联接螺栓直径 M16 - 32 -

径 轴承盖螺钉直径和数目 高速轴 中间轴 低速轴 轴承盖外径D2 高速轴 中间轴 低速轴 d2=0.6 df M12 M8 d3 =0.4-0.5 df M8 M10 n=4 122 D2=D+5d3 112 135 d4=0.4 df M8 26 C1 22 18 24 C2 20 16 Δ1>1.2δ Δ2>δ l1=C2+C1+(5～10) 14 12 50 观察孔盖螺钉直径 df、d1、d2 至箱外壁距离 df、d1、d2 至凸缘边缘的距离 df d1 d2 df d1 d2 大齿轮齿顶圆与内壁距离 齿轮端面与内壁距离 外壁至轴承座端面的距离 10 设计总结 1、分析方案优缺点 1)能满足所需的传动比； 齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了1∶16的总传动比。 2)选用的齿轮满足强度刚度要求； 由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。 3)轴具有足够的强度及刚度； 由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求- 33 -

保证传动的稳定性。 4)箱体设计的得体； 设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。 5)加工工艺性能好； 设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。 2、个人心得 相较同组成员，我提前了很久开始课程设计。于是在起步的时候，真可谓举步维艰。加上我们专业并未系统学习《机械设计》与《机械原理》，而只修过《机械设计基础》，这让我们在基础上就难以达到设计所需的知识水平。当然，在设计过程中硬着头皮不断探索，着实让自己收获很多。在借阅设计指导书的基础上，向机械专业的同学借来《机械设计》和《减速器装配图》，自己学习，帮助很大。 通过此次机械设计，我对机械零件设计步骤和设计思想，得到了充分掌握，真正地把所学到的知识初步地运用到了实践之中。同时，也从中发现了许多知识掌握不足。设计过程中面对各个未曾学过的问题，逐个攻破，掌握了许多新知识，还对《机械设计》有了重要的认识。觉得虽然学校没有为我们安排《机械设计》这门课程，但对于内燃机专业的学生，我们应 该也必须学好这门课。也因为自学时间及基础知识的有限，导致学习心得不够深刻，不能对现学的知识达到熟练的运用，这还需要在今后不断的学 习和提高。 虽然机械设计课程设计已经完成，但应当承认，我的设计的全面性还不够，考虑问题的周密性也不强，所设计的最后结果还没有达到最优效果。这其中有多方面原因，这包括对所学或未学的知识理解不透，也包括我们对实践中的机械零件的不够了解。 课程设计让我有机会把理论和实践相结合，学会了用理论去指导实践，同时也只有通过实践检验才知道理论正确与否。同时在这次设计中我深刻体会到机械设计发展的速度之快，在社会各领域的地位也越来越高。因此在这方面我们应不断学习，不断更新知识，不断充实自己，这样才能适应信息时代的发展。 最后，感谢胡老师给我们《机械设计基础》的教学以及本次课程设计的指导。同时，也非常感激一位机械电子的同学在设计过程中对自己的帮助，为我解决了很多知识欠缺的问题。 - 34 -

11 参考资料

参考文献：

[1]杨可桢，程光蕴，李仲生.机械设计基础(第5版).北京:高等教育出版社，2006. [2]王旭，王积森.机械设计课程设计.北京：机械工业出版社，2003.

[3]宋宝玉，吴宗泽.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社，2006. [4]濮良贵，纪名刚.机械设计(第八版).北京：高等教育出版社，2006.

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