展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器 二级减速箱 T=370Nm v=075综述

目录
一、设计任务书 (1)
二、电动机的选择 (2)
三、确定传动比 (2)
四、V带传动的设计计算 (3)
五、斜齿轮传动设计计算 (5)
1、高速级传动 (6)
2、低速级传动 (9)
3、齿轮的结构设计 (13)
六、轴系零件的设计计算 (15)
1、高速轴的设计及计算 (15)
2、从动轴的设计及计算 (20)
3、中间轴的设计及计算 (24)
七、键连接强度校核计算 (28)
八、轴承的寿命计算 (28)
1、主动轴轴承 (28)
2、中间轴轴承 (30)
3、从动轴轴承 (31)
九、润滑、密封装置的选择及设计 (32)
十、减速箱体及附件的设计 (33)
十一、设计总结 (35)
一、设计任务书
设计题目：
设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器（下图所示为其传动系统简图），用于传送清洗零件，双班制工作，工作有轻微振动，使用寿命为10年（其中带、轴承寿命为3年以上）原始数据：卷筒直径D=330mm，运输带速度v=0.75m/s,运输带所需扭矩T=370N.m。

设计任务：
（1）减速器装配图1张；
（2）零件工作图2张；
（3）设计计算说明书1份。

二、电动机的选择
卷筒的转速n
w n ＝
D
π60v 1000⨯=30314.30.75
601000⨯⨯⨯=43.406r/min
运输带功率P w :
P w =9550
Tn =9550
3.4064370⨯=1.682KW
传动装置的总效率a η
5423421ηηηηηη=a ＝0.95×498.0×279.0×0.99＝0.816 1η为V 带的效率,取0.95； 2η为轴承的效率，取0.98；
3η为齿轮啮合的效率（8级精度），取0.97； 4η为联轴器的效率，取0.99。

电动机输出功率P 0:
P d ＝P w /a η＝1.682/0.816＝2.06kW
根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y 系列的三相异步电动机。

电动机转速选着常用的两种同步转速：1500 r/min 和1000 r/min ，以便比较。

电动机选择如下：
型号 额定功率 同步转数 满载转速 总传动比 外伸轴径 外伸轴
长 中心高 Y100L1-4 2.2 1500 1420 32.714 28 60 100 Y112M-6 2.2 1000 940 21.656 28 60 112 由于两种总传动比都不是很大，从经济方面考虑，选择Y100L1-4型的电动机。

三、确定传动比
由选定的电动机满载转速n m 和工作机主动轴转速n ，可得传动装置总传动比为：
i ＝n m /n ＝1420/43.406=32.714
预取带传动比为 01i =3.15
减速箱总传动比为 0j i =32.714/3.15=10.386 减速箱高速级传动比 02i =0j 1.25i ⨯=3.607 低速级传动比 03i = 0j i /02i =2.882
四、V 带传动的设计计算
(1) 确定计算功率ca p
查表8-7得工作情况系数2.1=A K ，故
06.22.22.1=⨯==P k P A Ca
p 为电机的额定功率. (2) 选择带型号
根据m ca n P 和,查图8-10选用带型为A 型带。

(3)选取带轮基准直径21,d d d d
查表8-6和8-8，取小带轮基准直径mm d d 901=。

(4)验算带速v
s m n d v m
d /69.61000
601420
901000
601=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
在5～25m/s 范围内，故带速合适。

(5)计算大带轮基准直径
mm d i d d d 283.5903.15102=⨯=⨯=, 查表8-8圆整后取mm d d 2802=。

（6）确定中心距a 和带的基准长度0L
初步选取中心距0a ：
)(2)(7.021021d d d d d d a d d +≤≤+
7402590≤≤a
初取中心距0a =400mm 中心距变动范围：
440.122
377.1220≤≤a
所以V 带基准长度0d L ：
0d L =mm a d d d d a d d d d 03.757144)()(2
20
2
20121=-+
++
π
查表8-2选取基准长度mm L d 1400=得实际中心距:
mm L L a a d 398.1222/1403.75714004002
0=-+=-+
=）（ 圆整后400a mm =
（7）验算小带轮包角1α
21157.3180152.783d d d d a
α-=-=o
o
o （）
ο1201≥α,包角合适。

（8）计算v 带根数z ，由公式得
L
C
C K K P P P P P Z α)(][000∆+=≥
根据m in /1420,901r n mm d m d ==，查表8-4a ，得KW p 1.0530= 查表8-4b 查得功率增量为681.00=∆p 查表8-2得带长度修正系数0.96=l K . 查表8-5,得0.925=αK 由公式得
435.296
.0925.0)168.0053.1(2
.2)(00=⨯⨯+=⨯∆+=
l ca k k p p p Z α
故选Z=3根带。

（9）计算单根V 带的初拉力最小值（0F ）min 。

查表8-3得A 带型的单位长度质量m kg q /1.0=,故单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为:
20)
k -(2.5500min qv zv
K P F ca +⨯
=αα）（
2692.61.0692.63925.00.925)
-(2.564.2500⨯+⨯⨯⨯
= =116.438N
（10）计算作用在轴上的最小压轴力（p F ）min:
1
0152.783
min 2min sin
23116.438sin
699.5972
2
p F z F N α==⨯⨯⨯=（）（） （11）校核实际转矩、功率、转速
实际V 带传动比0i ： 211280 3.11190
d d d i d ===
从动轮的实际转速1n ：
1n =
1
i n =
1420
3.111
=456.592r/min 从动轮的转速误差率为
450.794456.429
100% 1.250%450.794
-⨯=-
在%5±内，为允许值，但为了使结果更准确，要对 再进行校核。

校核结果如下：
各轴转速：
轴1：1n ＝01/i n m ＝1420/3.111＝456.429r/min 轴2：2n ＝102/n i ＝456.429/1n ＝126.679r/min
轴3：
3
n＝2n/ 03i＝126.679/2.882=43.949 r/min 轴4：
4
n=3n=43.949r/min
各轴输入功率：
轴1：
1
P＝d P×1η＝2.060×0.95=1.957kw
轴2：
2
P =1p×2η×3η＝1.957×0.98×0.97=1.861kw 轴3：
3
P＝2P×2η×3η＝1.861×0.98×0.97= 1.769kw 轴4：
4
P＝3P×2η×η4=1.769×0.98×0.99=1.716kw 各轴输入扭矩：
1
T=9550×1P/1n=9550×1.957/456.429=46.49 N·m
2
T=9550×2P/2n=9550×1.861/126.679= 140.269 N·m
3
T=9550×3P/3n=9550×1.769/43.949=384.343 N·m
4
T=9550×4P/4n=9550×1.716/43.949=372.890 N·m
各轴运动与动力参数
轴号输入功率
P KW
输入转矩
T Nm
转速r/min传动比i
轴1 1.957 46.49456.429
3.15
轴2 1.861140.269126.679
3.607
轴3 1.769384.34343.949
2.882
轴4 1.716372.89043.949
1
（12）带轮的结构设计
因为就以上计算还无法得知大带轮的孔径，所以将两带轮的结构设计一起放在主动轴设计过程中。

五、斜齿轮传动设计计算
如题，我们要用斜齿轮进行设计减速箱。

由于传送机转速不高，故取8级精度，大小齿轮都选用软齿面。

材料及其相应性质如下表：
齿轮材料热处理方式硬度HBS 接触疲劳强度Mpa 弯曲疲劳强Mpa
小齿轮45钢调质270 650.000 480.000
大齿轮45钢正火235 550.000 360.000
一、 高速级齿轮传动的设计计算
1、选齿数
（1） 取小齿齿数191=Z ，大齿轮齿数2Z = Z 1⨯i 02=19⨯3.603=68.458 圆整后取2Z =68。

（2）选取螺旋角o 51=β
2、按齿面接触强度设计公式：
2
H 13
1)]
[Z ()1(2H E d t Z u u KT d σεφα⨯±≥
（1）确定各参数的值:
1） 初选K t =1.6。

2） 由表10-7选取齿轮系数d φ=1。

3） 由表10-6查取材料的弹性影响系数E Z =189.8Mpa 21 4） 由图10-21d 按齿面硬度查取齿面接触疲劳强度，小齿轮Hlim1σ=650Mpa ，
大齿轮Hlim2σ=550Mpa 5） 计算应力循环次数：
h 101.6010)3658(21456.42960j 60n N 911⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h L
h 104.4410)3658(21126.67960j 60n N 812⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h L
6） 由图10-19查取接触疲劳寿命系数K Hn1=0.95， K Hn2=0.97。

7） 取失效概率100，安全系数S=1，
[H σ]1=K Hn1Hlim1σ/S=0.95⨯650=617.5Mpa [H σ]2=K Hn2Hlim2σ/S=0.97⨯550=533.5Mpa
[H σ]=([H σ]1+[H σ]2)/2=(617.5+533.5)/2=575.5Mpa
8） 由图10-30选取区域系数 2.425H =Z
9） 由图10-26查得1αε=0.75，2αε=0.86，αε=2αε+1αε=1.61。

(2)计算。

1）小齿轮分度圆直径：
2
3
1)575.5
189.82.425(3.6031.611)13.603(100040.9541.62⨯⨯⨯⨯±⨯⨯⨯≥
t d
=40.415mm
2）圆周速度：
s m n d v /0.9681000
60456.429
40.95414.31000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
π
3）齿宽b 及模数m nt ：
b=d φd d1=1⨯40.415=40.415mm
m nt =mm Z d t 2.06019
51cos 40.415cos 11=⨯=o
β
h=2.25m nt =2.25⨯2.060=4.634mm
b/h=40.415/4.634=8.742
4)纵向重合度βε=0.318d φZ 1tan o 51=1.69 5）计算载荷系数K ：
已知使用系数K A =1，根据v=0.968m/s ，8级精度，由图10-8查得动载系数K v =1.1：由表10-4查得K βH =1.45；
由图10-13查得K βF =1.4；
由表10-3查得K αH =K αF =1.2。

故载荷系数
K= K A K v K αH K βH =1⨯1.1⨯1.2⨯1.45=1.914 6）按照实际动载荷系数校正所得分度圆直径：
d 1=d 1t
3
t
K K =40.5143
1.6
1.914
=43.008mm 7）计算模数m n =mm Z d 2.18619
51cos 43.008cos 11=⨯=o
β
3、按照齿根弯曲强度设计：
2
F Sa Fa 20213
n )][Y Y (Z 15cos Y 2m σεφα
β⨯≥
d KT ）（ （1） 确定计算参数
1） 计算载荷系数。

K= K A K v K αF K βF =1⨯1.1⨯1.2⨯1.4=1.848
2） 根据纵向重合度βε=1.69，从图10-28查得螺旋角影响系数Y β=0.875 3） 计算当量齿数。

1.083251cos 19
cos 11===
o
βZ Z v 75.4535
1cos 68
cos 22===
o
βZ Z v 4） 查取齿形系数。

由表10-5查得Y Fa1=2.757，Y Fa2=2.229 5） 查取应力校正系数。

由表10-5查得Y Sa1=1.561，Y Sa2=1.761
6） 计算弯曲疲劳许用应力。

由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.85， K FN2=0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.4。

][F σ1= K Fn1FE1σ/S=0.85⨯480/1.4=291.429Mpa ][F σ2= K Fn2FE2σ/S=0.88⨯360/1.4=226.286Mpa
7） 计算两齿轮的]
[Y Y F Sa
Fa σ并加以比较。

1
F Sa1
Fa1][Y Y σ=2.757⨯1.561/291.429=0.015 2
F Sa2
Fa2][Y Y σ=2.229⨯1.761/226.286=0.017 大齿轮的数值较大。

（2） 设计计算
3
2
02
n 2
240.9541000cos 15m (0.017)19 1.61
⨯⨯⨯≥
⨯⨯（）
=1.563 mm
由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数，取m n =2.0mm ，已满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，需要按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=43.008mm 来计算应有的齿数。

11n d cos 43.008cos15m 2
Z β===20.771 圆整为21 21u 21 3.603Z Z ==⨯=75.664 圆整为76 4、几何尺寸计算
（1）中心距：
12()2(2176)
2cos 2cos15
n m Z Z a β+⨯+=
=o
=100.422 圆整为 100mm （2） 按照圆整后的中心距修正螺旋角
12()
arccos
22(2176)
arccos
2100
n m Z Z a β+=⨯+=⨯ =14.0700
此数值在±20的允许范围内，故不用再对αε、K β、H Z 的值进行修正。

（3）计算大小齿轮的分度圆直径 11221
cos cos14.07n m Z d β⨯==o
=43.299mm 22276
cos cos14.07n m Z d β⨯==o
=156.701mm （4）计算齿轮宽度
b=d 1d φ=43.299mm 圆整后取B 2=45，B 1=50。

5、转速误差：
实际转速t v =1v /i 2=456.429/（156.701/43.299）=126.119r/min
'00V =(v -)/=t v v （126.679-126.119）/126.679=0.004由于结果与预算的误差极小，
所以不再校核转矩、功率、转速。

二、低速级齿轮传动的设计计算
1、选齿数
（1） 取小齿齿数319Z =，大齿轮齿数4Z = Z 3⨯i 03=19⨯2.882 =54.766 圆整后取4Z =55。

（2）选取螺旋角o 51=β
2、按齿面接触强度设计公式：
2
H 13
1)]
[Z ()1(2H E d t Z u u KT d σεφα⨯±≥
（1）确定各参数的值:
10） 初选K t =1.6。

11） 由表10-7选取齿轮系数d φ=1。

12） 由表10-6查取材料的弹性影响系数E Z =189.8Mpa 21 13） 由图10-21d 按齿面硬度查取齿面接触疲劳强度，小齿轮Hlim3σ=650Mpa ，
大齿轮Hlim4σ=550Mpa 14） 计算应力循环次数：
832N 60n j 60126.6791(2836510) 4.4410h h L ==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯
83N460n j 6043.9491(2836510) 1.5410h h L ==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯
15） 由图10-19查取接触疲劳寿命系数K Hn3=0.97， K Hn4=1。

16） 取失效概率100，安全系数S=1，
[H σ]3=K Hn3Hlim3σ/S=0.97⨯650=630.5Mpa [H σ]4=K Hn4Hlim4σ/S=1⨯550=550Mpa
[H σ]=([H σ]3+[H σ]4)/2=(630.5+550)/2=590.25Mpa
17） 由图10-30选取区域系数 2.425H =Z
18） 由图10-26查得3αε=0.74，4αε=0.83，αε=3αε+4αε=1.57。

(2)计算。

1）小齿轮分度圆直径：
3
2
32 1.6140.2691000(2.8821) 2.425189.8()1 1.57 2.882590.25
t d ⨯⨯⨯±⨯≥
⨯⨯⨯
=61.631mm
2）圆周速度：
32
3.1461.631126.679
0.409/601000
601000
d n v m s π⨯⨯=
=
=⨯⨯
3）齿宽b 及模数m nt ：
b=d φd d3=1⨯61.631=61.631mm
m nt =33cos 61.631cos15 3.13319
t d mm Z β⨯==o
h=2.25m nt =2.25⨯3.133=7.05mm
b/h=61.631/7.05=8.742
4)纵向重合度βε=0.318d φZ 3tan o 51=1.69 5）计算载荷系数K ：
已知使用系数K A =1，根据v=0.409m/s ，8级精度，由图10-8查得动载系数K v =1.1：由表10-4查得K βH =1.457；
由图10-13查得K βF =1.4；
由表10-3查得K αH =K αF =1.2。

故载荷系数
K= K A K v K αH K βH =1⨯1.1⨯1.2⨯1.457=1.923 6）按照实际动载荷系数校正所得分度圆直径：
d 3=d 3t
3
t
K K =3
1.923
1.6
=65.53mm 7）计算模数m n =33cos 65.530cos15 3.33119
d mm Z β⨯==o
3、按照齿根弯曲强度设计：
3
2022
Fa Sa n 2
F 2Y cos 15Y Y m ()Z []
d KT βαϕεσ≥
⨯（） （3） 确定计算参数
8） 计算载荷系数。

K= K A K v K αF K βF =1⨯1.1⨯1.2⨯1.4=1.848
9） 根据纵向重合度βε=1.69，从图10-28查得螺旋角影响系数Y β=0.875 10） 计算当量齿数。

3319
21.083cos cos15
v Z Z β=
==o
4455
61.028cos cos15v Z Z β=
==o
11） 查取齿形系数。

由表10-5查得Y Fa3=2.757，Y Fa4=2.276 12） 查取应力校正系数。

由表10-5查得Y Sa3=1.561，Y Sa4=1.732
13） 计算弯曲疲劳许用应力。

由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN3=0.88， K FN4=0.90 取弯曲疲劳安全系数S=1.4。

][F σ3= K Fn3FE3σ/S=0.88⨯480/1.4=301.714Mpa
][F σ4= K Fn4FE4σ/S=0.90⨯360/1.4=231.429Mpa
14） 计算两齿轮的]
[Y Y F Sa
Fa σ并加以比较。

Fa3Sa3
F 3
Y Y []σ=2.757⨯1.561/301.714=0.014 Fa4Sa4
F 4
Y Y []σ=2.276⨯1.732/231.429=0.017 大齿轮的数值较大。

（4） 设计计算
20
2
322140.9541000cos 15m 0.017
19 1.57
n ⨯⨯⨯≥⨯A
=2.334 mm
由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数，取m n =2.5mm ，已满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，需要按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d 3=65.53mm 来计算应有的齿数。

33n d cos 65.53cos15m 2.5
Z β===25.319 圆整为25 43u 25 2.883Z Z ==⨯=72.061 圆整为72 4、几何尺寸计算 （1）中心距：
34()2(2572)2cos 2cos15
n m Z Z a β+⨯+=
=o
=125.527 圆整为 125mm （3） 按照圆整后的中心距修正螺旋角
34()
arccos
22(2572)
arccos
2125
n m Z Z a β+=⨯+=⨯ =14.0700
此数值在±20的允许范围内，故不用再对αε、K β、H Z 的值进行修正。

（3）计算大小齿轮的分度圆直径 43225
cos cos14.07n m Z d β⨯==o
=64.433mm 44272
cos cos14.07n m Z d β⨯==o
=185.567mm （4） 计算齿轮宽度
b=d 3d φ=64.433mm 圆整后取B 4=65，B 3=70。

5、误差分析：
传动比误差：0t 0i =i -i /i ’
（）=(2.882 -185.567/64.433)/ 2.882=0.001,误差极小，相关参数不在调整。

三、齿轮结构设计
高速级齿轮结构设计数据如下： 名称
符号
计算公式 小齿轮 大齿轮
螺旋角 β β=14.070
传动比 i i 2=3.609
齿数 Z
1Z =21
2Z =76
法面模数
m n m n =2
发面压力角 n a n a =200 端面压力角 t a
t a =arctan{n tan cos αβ
}= arctan{0
tan 20cos14.07}=20.5670 法面齿距 n p n p =n m π=2.0π=6.282 端面齿距 t p t p =t m π=2.062π=6.475
分度圆直径 d
1d =43.299 2d =156.701
基圆直径 b d b11t d =d cos =α40.539 b22t d =d cos =α146.713
齿顶圆直径 a d a d =1d +2a h =43.299+4=47.299 a d =2d +2a h =156.701+4=160.701 齿根圆直径 f d f1d =1d -2f h =43.299-5=38.299
f2d =2d -2f h =156.701-5=151.701
齿根高 f h f h =**
n an cn m h +c （）
=2.0*1.25=2.5mm 齿顶高 a h a h =*n n m h a =2.0*1=2.0mm
标准中心距 a 12
d +d a=
=2
（43.299+156.701）/2=100.422mm ==》取100mm 齿宽 B B1=50 B2=45 结构形式
齿轮轴
腹板式
低速级齿轮结构设计数据如下： 名称
符号
计算公式 小齿轮
大齿轮
螺旋角 β β=14.070
传动比 i i 3=2.880
齿数 Z
3Z =25
4Z =72
法面模数
m n m n =2.5
发面压力角 n a n a =200 端面压力角 t a
t a =arctan{n tan cos αβ
}= arctan{0
tan 20cos14.07}=20.5670 法面齿距 n p n p =n m π=2.5π=7.85 端面齿距 t p t p =t m π=2.577π=8.092
分度圆直径 d
3d =64.433 4d =185.567
基圆直径 b d b33t d =d cos =α60.326 b44t d =d cos =α173.739
齿顶圆直径 a d a3d =3d +2a h =64.433+5=69.433 a4d =4d +2a h =185.567+5=190.567 齿根圆直径 f d f3d =3d -2f h
=64.433-2x 3.125=58.183 f4d =4d -2f h
=185.567-2x 3.125=179.317
齿根高 f h f h =**
n an cn m h +c （）
=2.5*1.25=3.125mm 齿顶高 a h a h =*n n m h a =2.5*1=2.5mm
标准中心距 a 34
d +d a=
=2
（64.433+185.567）/2=125.527mm ==》取125mm 齿宽 B B3=70 B4=65 结构形式
一般式
腹板式
六、轴系零件的设计
1、高速轴的设计及计算
（1）由上所求得：
各轴运动与动力参数 轴号 输入功率P KW 输入转矩
T Nm
转速r/min 传动比i
轴1 1.957 46.49 456.429 3.15
轴2 1.861 140.269 126.679
3.607
轴3 1.769 384.343 43.949
2.882
轴4
1.716
372.890
43.949
1
（2）求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为143.299d mm =
而 3
112240.9541043.299
t T F d ⨯⨯=== 1891.679 N
tan tan 201891.679cos cos14.07o
n r t o
F F αβ==⨯= 709.809 N F = F tan =1891.679?tan14.07=a t βo 474.099 N
带轮压轴力p F =700N
由于电动机的中心高为100mm ，由以上齿轮设计的结果，取减速器的中心高为151mm ，带轮的中心距为400mm ，压轴力的方向与上平面的夹角为
151-100
arctan 400
（）
=07.266，鉴于角度较小，不再把压轴力分解计算。

圆周力F t ，径向力F r 及轴向力a F 的方向如图示
⑶初步确定轴的最小直径
先按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153-表， []Γ=40Mpa
[]1
33
min 195500009550000 1.9570.20.2456.42940
P d n ⨯=
==Γ⨯⨯ 17.235 mm
因最小直径与大带轮配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即
17.235105%d =⨯=18.096，
结合带轮标准选用普通V 带轮，取大带轮的毂孔直径为20mm ，故取 220d mm =带，大带轮的基准直径mm d d 280=，采用3根V 带传动，结合以上带轮设计经查表得：
各带轮参数
结构式 da dd 轮缘宽
B L d1 d
小带轮 腹板式（P ） 95.500 90.000 50 50.000 50.400 28 大带轮 孔板式（P ） 285.500 280.000 50
50.000 40.00 20
⑷轴的结构设计
主动轴设计结构图:
轴1
水平面
Fp
垂直面
Ft F NH1
F NH2
L1
L2
L3
F NV1
F NV1
F NV1'
Fa Fr
Ma
总弯矩
M1M2M3
T 1
48
50
17,25
101,550
21,517,25扭矩
20
27
30
38
47,3
3830
① 各轴段直径的确定
与大带轮相连的轴段是最小直径，取1d =20mm ；大带轮定位轴肩的高度取h =3.5mm ，则227d mm =；经过国标查询，选圆锥滚子轴承30206型轴承，
d D T=306221.25⨯⨯⨯⨯则37d =d 30mm =，左右轴承都用轴肩定位，则46=38d d mm =；小齿轮轴段处，小齿轮齿底圆直径f1d =1d -2f h =43.299-2.5=40.799，显然，尺寸与小齿轮的分度圆的直径相差很小，明显不符合齿根与键槽顶的距离L>2.5m n 的条件，于是将齿轮做成齿轮轴。

齿顶圆直径a d =1d +2a h =43.299+4=47.299，于是d 5 =47.299mm 。

圆锥滚子轴承参数
圆锥滚
子轴承 d*D*T a Cr(KN) Cor(KN) Y
e
30206 30*62*17.25 13.800 43.200 50.500 1.600
0.370
② 轴上零件的轴向尺寸及其位置
以中间轴的长度进行箱体总宽的确定。

，中间轴上齿轮宽度分别为245B mm =, 3B 70mm =，轴承端盖总厚度取20mm.箱体内侧与轴承内面距离取10mm ，两齿轮之间的距离取S1=10mm ，齿轮与箱体之间的间隙为S2=14mm 。

所以两端轴承的内壁间距为L=173mm 。

对于轴1，在齿轮1、2中线对其与总长为L=173mm 的条件下，设端盖总厚度为20mm ，轴承端盖与大带轮间距为30mm ，与大齿轮连接的轴段应比轮毂长度短2mm 以保证定位可靠，所以L1取48，所设各轴段的长度如上图。

即：
各段直径 d1= 20.000 mm d2= 27.000 mm d3= 30.000 mm d4= 38.000 mm d5= 47.299 mm d6= 38.000 mm d7= 30.000 mm 各段长度 L1= 48.000 mm L2= 50.000 mm L3= 17.250 mm L4= 101.500 mm L5= 50.000 mm L6= 21.500 mm L7=
17.250
mm
⑸求轴上的载荷
1)、主动轴的载荷分析与弯矩图如上,
如图中轴1简支梁中1l =(L1+2)/2+L2+a=(48+2)/2+50+13.8=88mm
2l =L3-a+L4+L5/2=17.25-13.8+101.5+50/2=129.95mm
3l = L6-a+L5/2=49.95mm
2)、水平面的受力分析：
3NH123l 49.950
1891.679525.233l l 129.950+49.950t F F N =
=⨯=+ 2NH2
23l 129.9501891.6791366.446l l 129.950+49.950
t F F N ==⨯=+ 则H 2N 1l 525.233129.950=65565.913H M F N mm ==⨯⋅ 3）、竖直平面受力分析：
通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：
1
3123NV123
l -Fp l +l l +-2l l a r F d F F F +=
=+（） -905.498 N
1
23NV11NV2123
l l -l -2l +l l a r F D F F F +=
=+（）
915.307 N
Mv1=Fp*l 1=700⨯88=62160. N.mm
Mv3=NV2F *l 3=915.30749.95=45719.578 N.mm
Mv2= Mv3-
1
2
a F d =45719.578-474.099 ⨯43.299 /2=35455.569 N.mm 4）合成弯矩图，
1M = Mv1=62160.Mpa
22
222368253.99245719.57882151.611H V M M M N mm =+=
+=⋅ 5）当量弯矩。

转矩按脉动循环，45号钢调质[]1-σ=60Mpa,取6.0=α，由于M 2较大，则：
2222
max 2()82151.6110.64095418.379M M T α=+=+⨯=（）Mpa<60Mpa
所以轴1的强度合格。

2、从动轴（轴3）的设计及计算
（1）求作用在齿轮上的力
已知从动轴上大齿轮的分度圆直径为4185.567d mm =
而 3
3322384.34310185.567
t T F d ⨯⨯===4142.367 N
tan tan 204142.367cos cos14.07o
n r t o
F F αβ==⨯=1554.328 N F = F tan =4142.367tan14.07=a t β⨯o 1038.175 N
圆周力F t ，径向力F r 及轴向力a F 的方向如图示 ⑶初步确定轴的最小直径
先按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153-表， []Γ=40Mpa
[]333
min 3955000095500001.769
0.20.243.94940
P d n ⨯=
==Γ⨯⨯ 36.353 mm
因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即
36.353105%d =⨯=38.2mm ，结合联轴器标准选用联轴器，取联轴器孔径为40，联轴器设计经查标准得：
弹性柱销联轴器参数
弹性柱销联轴器 公称转矩 半联轴器孔径 半联轴器长度（Y 型） 与轴配合的毂孔长
度 LX3型
1250000.000 40
112.000 84.000
⑷轴的结构设计
从动轴设计结构图:
40
47
50
57
55
50
65
轴3
水平面
垂直面
Ft F NH1
F NH2
L1
L2
L3
F NV1
F NV1
F NV1'
Fa Fr
Ma
M H
M V1
M V2M 1
M 2
82
50
21,75
71,5
10
61
52,25
T 3
总弯矩
扭矩
① 各轴段直径的确定
与联轴器相连的轴段是最小直径，取1d =40mm ；联轴器定位轴肩的高度取
h =3.5mm ，则247d mm =；经过国标查询，选圆锥滚子轴承30210型轴承，d D T=509021.75⨯⨯⨯⨯则37d =d 50mm =，左端轴承用轴肩定位，取轴肩高为3.5mm ，
则d 4=57mm ，右端轴承与齿轮都用套筒定位，齿轮左端用轴肩定位，轴肩高为5mm ，则5=65d mm ；
圆锥滚子轴承参数
圆锥滚
子轴承 d*D*T a Cr(KN) Cor(KN) Y
e
30210 50*90*21.75 20.000 73.2
92.000 1.400
0.420
② 轴上零件的轴向尺寸及其位置
对于轴3，在齿轮3、4中线对其与总长为L=173mm 的条件下，设端盖总厚度为20mm ，轴承端盖与联轴器间距为30mm ，与大齿轮连接的轴段应比轮毂长度短2mm 以保证定位可靠，所以L6取48，所设各轴段的长度如上图。

即：
各轴段直径
d1= 40.000 mm d2= 47.000 mm d3= 50.000 mm d4= 60.000 mm d5= 65.000 mm d6= 55.000 mm d 7= 50.000 mm 各轴段长度
L1= 82.000 mm L2= 50.000 mm L3= 21.750 mm L4= 71.500 mm L5= 10.000 L6= 61.000 mm L7=
52.250
mm
⑸求轴上的载荷
1)、主动轴的载荷分析与弯矩图如上,
如图中轴1简支梁中1l =(L1+2)/2+L2+a=(82+2)/2+50+20=112mm
2l =L3-a+L4+L5+L6/2=21.75-20+10+71.5+65/2=115.75mm
3l = （L6+4）/2-4+L7-a=60.75mm
2)、水平面的受力分析：
3NH123l 60.750
4142.3671425.772l l 115.750+60.750t F F N =
=⨯=+ 2NH2
23l 115.7504142.3672716.595l l 115.750+60.750
t F F N ==⨯=+ 则H 2N 1l 115.7501425.772=165033.133H M F N mm ==⨯⋅ 3）、竖直平面受力分析：
通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：
4
3r NV123
l F -2l l a F d F =
=+（） -10.765 N 1
2NV2
23
+l 2l l a r
F D F F ==+ 1565.093 N
Mv1=NV1F *l 2=-10.765 ⨯115.750 =-1246.089 N.mm
Mv2=NV2F l 3 = 1565.093⨯60.75=95079.429 N.mm 4）合成弯矩图，
22
22111246.089165033.133165037.837H V M M M N mm =+=
-+=⋅ 2222
22165033.13395079.429190462.680H V M M M N mm =+=+=⋅
5）当量弯矩。

转矩按脉动循环，45号钢调质[]1-σ=60Mpa,取6.0=α，由于M 2较大，则：
2222
max 2()190462.6800.638434313.129M M T α=+=+⨯=（）Mpa<60Mpa
所以轴3的强度合格 。

3、中间轴的设计及计算
（1）又上分析，通过作用力与反作用力的关系，得中间轴上两齿轮上的受力如下：
小齿轮 d3= 64.433 mm 大齿轮 d2= 156.701 mm 圆周力 Ft2= 4142.367 N 圆周力 Ft1= 1891.679 N 径向力 Fr2= 1554.328 N 径向力 Fr1= 709.809 N 轴向力 Fa2=
1038.175
N
轴向力 Fa1=
474.099
N
圆周力F t ，径向力F r 及轴向力a F 的方向如图示 （2）初步确定轴的最小直径
先按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153-表， []Γ=40Mpa
[]233
min 2955000095500001.769
0.20.2126.67940
P d n ⨯=
==Γ⨯⨯25.979 mm
因最小直径与轴承配合，查取圆锥滚子轴承的国家标准，取最小轴径为30mm 。

轴承的参数如下：
圆锥滚子轴承 d*D*T a Cr(KN) Cor(KN) Y
e
30206
30*62*17.25 13.800 43.200 50.500 1.600
0.370
(3)轴的结构设计
主动轴设计结构图:
17,25
17,25
2841106628
17,25
Ft
Ft
F
NH1
F
NH2
F
NV1'
F NV2'
F
a2
F a1
Fr2
Ma2
Fr1Ma1
F
NV1
F
NV2
水平面
垂直面M
11
M 12
M 21M
22
M
1
M
2
T2
总弯矩
30
36
44
30
36
① 各轴段直径的确定
最小直径为1d =7d =30mm ；如上图，两轴承内侧与两齿轮外侧都用套筒定位，此分段主要是为了减少两端轴段的加工面。

两齿轮中间用轴肩定位，高度取h =4mm 。

② 轴上零件的轴向尺寸及其位置
总长为L=173mm 的条件下，中间轴上齿轮宽度分别为245B mm =, 3B 70mm =，为了定位可靠，轴端L3与L5要比相应齿宽小4mm ，分别取L3=41mm ，L5=66mm 。

轴承端盖总厚度取20mm.为了避免箱体铸造误差的影响，箱体内侧与轴承内面距离取8mm ，两齿轮之间的距离取L4=10mm ，齿轮与箱体之间的间隙为S2=16mm 。

于是第二与第六轴端长度L2=L6=28mm
所设各轴段的长度如上图。

各轴段直径
d1= 30.000 mm D2= 36.000 mm D3= 44.000 mm D4= 36.000 mm D5= 30.000 mm 各轴段长度
L1= 45.250 mm L2= 66.000 mm L3= 10.000 mm L4= 41.000 mm L5=
45.25
mm
（4）求轴上的载荷
1)、主动轴的载荷分析与弯矩图如上, 如图中轴1简支梁中
1l =L1-a +（L2+4）/2=17.25+28+(41+4)/2= 49.950 mm
2l =（L2+4）/2 +L3+（L4+4）/2=（41+4）+10+（66+4）/2=67.500mm
3l = L5+（L4+4）/2 -4 -a =（66+4）/2-4+28+17.25-13.8=62.450mm
2)、水平面的受力分析：
23t123NH1123F l +F l +l 49.950709.809+4142.36767.500+49.950l +l l 62.450+67.500+49.950t F ⨯=
==+（）（） 3229.630 N 11t221
NH2123F l +F l +l 1891.67962.450+4142.36767.500+62.450l +l l 62.450+67.500+49.950
t F ⨯=
==+（）（） 2804.416 N
则弯矩：
H11N 1l 62.4503229.630=140080.597H M F N mm ==⨯⋅H23N 2l 49.9502804.416=201690.369H M F N mm ==⨯⋅
3）、竖直平面受力分析：
通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：
2312
13223NV1123
l +l )+l +
+22l +l l a a r r F d F d F F F =
=+（419.235N
1223
21211NV2123
l +l )+l -
-22l +l l a a r r F d F d F F F =
=+（425.284N
M11=NV1F *l 1=419.235 ⨯49.950 =20940.793 N.mm M22=NV2F *l 3=425.284 ⨯62.450 =26558.980 N.m
M12= M11-
12
2a F d =419.235-474.099 ⨯156.701 /2=-12505.568 N.mm M21= M22+232
a F d
=26558.980+1038.175⨯64.433 /2=63704.916
4）合成弯矩图，
2222
1111125703.77520940.793127436.085H M M M N mm =+=+=⋅
2222
2221
201690.36963704.916211511.989H M M M N mm =+=+=⋅ 5）当量弯矩。

转矩按脉动循环，45号钢调质[]1-σ=60Mpa,取6.0=α，由于M 2较大，则：
2222
max 22()211511.9890.6140.26926.723Mpa M M T α=+=+⨯=（）<60Mpa
所以中间轴的强度合格。

七、键连接强度校核计算
根据各轴段直径，选择键的参数如下：
名称 bxh L d 大带轮 6*6 C 型键 40 20 齿轮2 10*8 A 型36 36 齿轮3 10*8 A 型36 36 齿轮4 16*10 A 型50 55 联轴器
12*8
A 型70 40
由21000
=
p T kld
σ⨯计算各键的挤压应力如下： 21000240.9541000
===340-320p T kld σ⨯⨯⨯⨯大带轮（）36.895 Mpa
210002140.2691000
2===436-1036p T kld σ⨯⨯⨯⨯⨯齿轮（）74.930 Mpa
210002140.2691000
3===436-1036p T kld σ⨯⨯⨯⨯⨯齿轮（）74.930 Mpa
210002384.3431000
4===550-1655
p T kld σ⨯⨯⨯⨯⨯齿轮（）75.361 Mpa
210002384.3431000
=
=470-12)40
p T kld σ⨯⨯⨯⨯⨯联轴器（=82.833 Mpa 经查表得[p σ]=100Mpa,所以以上所选的键都合格。

八、轴承的寿命计算
一、主动轴的轴承设计工作能力计算
圆锥滚子轴承参数
圆锥滚
子轴承 d*D*T a Cr(KN) Cor(KN) Y
e
30206 30*62*17.25 13.800 43.200 50.500 1.600
0.370
（1）计算两轴承所承受的径向力
2222
1NH1NV1=F +F =525.233+905.498=r F -（）1046.803 N
轴名
输入转矩N.m 轴1 40.954 轴2 140.269 轴3 384.343 轴4
372.890
22222NH2NV2=F +F =1366.446+915.307=r F 1644.677 N （2） 计算两轴承所承受的轴向力 1）派生轴向力计算： r1d1F 1046.803F =
==2Y 2 1.6⨯327.126N r2d2F 1644.677F ===2Y 2 1.6
⨯513.962N
2）确定轴向力
F
r2
F
r1
Fa
1
2
F d2
F d1
因为此处轴承用的是正装，所以派生轴向力方向都指向箱体外侧，工作力a F =474.099N 方向指向远离大带轮一端，则轴承所受轴向力为：
a1d1F =F =327.126N
a2d2a F =F +F =471.099+513.962=988.061N
所以轴承2压紧，1放松。

3）轴承当量动载荷计算
a111r1F 327.126=0.3125<e X 1Y 0F 1046.803===则， a211r2F 988.061=0.601>e X 0.4Y 1.6F 1644.677
===则， 取载荷系数fp=1.2。

11r11a1p P X F Y F f 1256.163N =+=（） 22r22a2p P X F Y F f 2686.522N =+=（）
4）计算轴承的寿命h L
因21P P <，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取2P P =。

查附表得30206轴承的r 43.200K C N =。

又有滚子轴承103ε=÷，则：
10
6631101043200()()383224.928=65.6216060456.4292686.522
h C L h n P ε==⨯=⨯（）年
要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。

二、中间轴的轴承设计工作能力计算
圆锥滚子轴承参数
圆锥滚
子轴承 d*D*T a Cr(KN) Cor(KN) Y
e
30206 30*62*17.25 13.800 43.200 50.500 1.600
0.370
（1）计算两轴承所承受的径向力
22221NH1NV1=F +F =2516.592+419.235=r F 2552.274 N
22222NH2NV2=F +F =3229.630+425.284=r F 3256.726 N （2） 计算两轴承所承受的轴向力 1）派生轴向力计算： r1d1F 2552.274F =
==2Y 2 1.6⨯ 797.586N r2d2F 3256.726F ===2Y 2 1.6
⨯ 1017.727 N
2）确定轴向力
F
r2
F
r1
1
2
F d2
F d1
F a2F a1
因为此处轴承用的是正装，所以派生轴向力方向都指向箱体外侧，工作力
a a1a2F =F -F =474.099-1038.175=-564.076N ，即方向小齿轮指向大齿轮，则轴承所受轴向力为：
a1d1a F =F +F = 1361.661 N
a2d2F =F = 1017.727 N
所以轴承1压紧，2放松。

（3）轴承当量动载荷计算
a111r1F 1361.661=0.534>e X 0.4Y 1.6F 2552.274===则， a211r2F 1017.727=0.313<e X 1Y 0F 3256.726
===则， 取载荷系数fp=1.2。

11r11a1p P X F Y F f 3839.481N =+=（） 22r22a2p P X F Y F f 3908.071N =+=（）
（4）计算轴承的寿命h L
因21P P <，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取2P P =。

查附表得30206轴承的r 43.200K C N =。

又有滚子轴承103ε=÷，则：
10663
1101043200()()395867.1577=67.7856060126.6793908.071
h C L h n P ε==⨯=⨯（）年
要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。

三、从动轴（轴3）的轴承设计工作能力计算
圆锥滚子轴承参数
圆锥滚子轴承 d*D*T a Cr(KN) Cor(KN) Y
e
30210 50*90*21.75 20.000 73.2
92.000 1.400
0.420
（1）计算两轴承所承受的径向力
2222
1NH1NV1=F +F =1425.772+10.765=r F -（） 1425.813 N
22222NH2NV2=F +F =2716.595+1565.093=r F 3135.188 N （2） 计算两轴承所承受的轴向力 1）派生轴向力计算： r1d1F 1425.813
F =
==2Y 2 1.4⨯ 509.219N r2d2F 3135.188F ===2Y 2 1.4
⨯ 1119.710 N
2）确定轴向力
F
r2
F
r1
1
2
F
d2
F d1Fa
因为此处轴承用的是正装，所以派生轴向力方向都指向箱体外侧，工作力a F =1038.175N 方向指向远离联轴器一端，则轴承所受轴向力为：
a1d1F =F =509.219N
a2d2a F =F +F =1119.710+1038.175=2157.885N
所以轴承2压紧，1放松。

3）轴承当量动载荷计算
a111r1F 509.219=0.357<e X 1Y 0F 1425.813===则， a211r2F 988.061=0.601>e X 0.4Y 1.4F 1644.677
===则， 取载荷系数fp=1.2。

11r11a1p P X F Y F f 1710.975N =+=（） 22r22a2p P X F Y F f 5130.137N =+=（）
4）计算轴承的寿命h L
因21P P <，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取2P P =。

查附表得30210轴承的r 73.200K C N =。

又有滚子轴承103ε=÷，则：
10663
3101073200()()2672052.416=457.543606043.9495130.137
h C L h n P ε==⨯=⨯（）年
要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。

九、润滑、密封装置的选择及设计
1、齿轮的润滑方式及的选择 主动轴小齿轮的圆周转速：
11
1 3.1443.299456.429
1.034/601000
601000
d n v m s π⨯⨯=
=
=⨯⨯
中间轴小齿轮转速
32
3 3.1464.433126.679
601000
601000
d n v π⨯⨯=
=
=⨯⨯0.427m/s
中间轴大齿轮转速
22
2 3.14156.701126.679
601000
601000
d n v π⨯⨯=
=
=⨯⨯ 1.039 m/s
从动轴大齿轮的圆周转速：
43
3 3.14185.56743.949
0.427/601000
601000
d n v m s π⨯⨯=
=
=⨯⨯
此处为闭式齿轮传动，由于所有齿轮圆周转速都小于12m/s ，采用大齿轮浸入油池中进行润滑，选用SH0357-92中的50号润滑。

齿轮传动时，就会把油带到啮合齿面上，同时将油甩到箱壁上起到散热作用，在此油面应高过高速级大齿轮的一到两个齿高。

2、滚动轴承的润滑方式及的选择
属于轻型的，由上计算，齿轮的圆周速度全都小于2m/s ，轴承的圆周速度肯定更小，所以采用脂润滑。

3、密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为。

密封的表面要经过刮研。

而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，并匀均布置，保证部分接触面处的密封性。

十、减速箱体及附件的设计
减速箱采用铸铁铸造而成，其结构尺寸如下表： 名称
符号 计算公式
结果
箱座壁厚 δ 0.02538a σ=+≥
6.125取8 箱盖壁厚 1δ 10.88δδ=≥ 6.4取8 箱盖凸缘厚度 1b 111.5b δ= 12
箱座凸缘厚度 b 1.5b δ=
12 箱座底凸缘厚度
2b 2 2.5b δ= 20 轴承旁凸台的高度和半径 R h 、h 有结构要求确定（见图5-30）12R =c h=44 R=15 地脚螺钉
直径 f d 查手册 16 通孔直径 f d ’ 查手册 20 数目 n 查手册 6 底座凸缘尺寸
1c 查手册 25 2c
查手册 23
沉头座直径 0D
查手册
45
轴承端盖外径
2D D D =2+（5~5.5）3d
高速轴102 中间轴102 低速轴130 连接螺栓
轴承旁联接螺栓直径
1d f d d 72.01= 12 箱座与箱盖联接螺栓直径 2d
2d =（0.5~0.6）f d
8 连接螺栓直径 d
8 通孔直径 d ’
9 沉头座直径 D 18
外缘尺寸
C1 17 C2
15 轴承端盖螺钉直径 3d
3d =（0.4~0.5）f d
6 视孔盖螺钉直径 4d 4d =（0.3~0.4）f d
6 定位销直径
d
d =（0.7~0.8）2d 6 外机壁至轴承座端面距离 1l 1l =1C +2C +（8~12） 50 大齿轮顶圆与内机壁距离 1∆ 1∆>1.2σ
16 齿轮端面与内机壁距离 2∆
2∆>σ
16 机盖，机座肋厚 m
m ,1
σσ85.0,85.011≈≈m m
8 8
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，铸件圆角半径为R=3。

减速器附件设计
1、窥视孔及视孔盖
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，还可以用来注润滑油，窥视孔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。

视扎盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。

2、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油温升高。

内压增大增大，从而引起减速嚣润滑油的渗漏。

该减速器采用M16×1.5的通气塞。

3、螺塞
为丁将污油排放干净，应在汕池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其它机体相靠近，以便于放油，此减速器选用M20x1.5的螺塞。

4 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。

此处选用M12的油标尺。

5 启盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹，采用M8的启盖螺钉。

6 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以保证每次拆装后轴承座的上下两半孔始终保持较高的定位精度，此处选用GB/T117-2000-A6x32的圆锥销。

7 吊钩、吊耳：
在箱体箱盖上对称的位置直接铸出吊钩和吊耳，此减速器把吊钩吊耳各一对对称的铸在左右两面。

十一、设计总结
这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜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大有用处。

通过二个星期的设计实践，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.
机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、CAD实用软件、机械工程材料等于一体。

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。

在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

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。

另外，通过实践发现，利用电脑技术进行设计的速度要远比传统手绘手算的速度要快得多，所以我觉得在今后的理论与实践生活中要尽可能地提高并利用电脑技术。