1、 课程设计 课 程 设 计 题 目 : 单级直齿圆柱齿轮减速器 姓 名 : 何成海 所 学 专 业 名 称 : 机械设计与制造 指 导 老 师 : 张孝琼 学 号 : 日 期 : 机械设计课程设计 设计题目：单级圆柱式齿轮减速器设计 内装：1. 设计计算说明书一份 2. 减速器装配图一张 3. 轴零件图一张 4. 齿轮零件图一张 学院： 滁州学院 班级： 设计者： 指导老师： 完成日期： 成 绩： _ 滁州学院 目 录 课程设计任务书1 1 、传动装置的总体设计3 1.1、 传动方案的确定3 1.2、 电动机选择3 1.3、传动比的计算及分配4 1.4、传动装置运动及动力参数计算4 2、 传动
2、件的设计计算5 2.1、皮带轮传动的设计计算5 2.2、直齿圆柱齿轮传动的设计计算7 3、齿轮上作用力的计 算10 4、轴的设计计 算10 4.1、高速轴的设计与计算10 4.2、低速轴的设计计算15 5、减速器箱体的结构尺 寸20 6、图 形22 7、总 结25 课程设计（论文）任务书 年级专业 学生姓名 学 号 题目名称 单级直齿圆柱齿轮减速器设计 设计时间 课程名称 机械设计课程设计 课程编号 设计地点 一、 课程设计（论文）目的 1.1 综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。 1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。 1.3 进行工程师的基本技能训练计算、
3、绘图、运用资料。 二、 已知技术参数和条件 1.1 技术参数： 滚筒圆周力 F=2.2KN 输送带速度 V=1.7m/s 卷筒直径 D=420mm 工作年限：10 年 1.2 工作条件： 每日二班制工作，传动不逆转，有轻微冲击， 输送带速度允许误差为5%。 三、 任务和要求 3.1 绘制单级直齿圆柱齿轮减速器装配图 1 张；标题栏符合机械制图国家标准； 3.2 编写设计计算说明书 1 份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符学院规范格 式且用 A4 纸打印； 3.3 图纸装订、说明书装订并装袋； 四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等） 4.1 机械设计教材 4.2 机械设计
4、课程设计手册 4.3 减速器实物； 4.4 其他相关书籍 五、进度安排 任务下达日期： 任务完成日期： 指导教师（签名）： 学生（签名）： 序号 设计内容 天数 1 设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书） 2 传动装置的总体设计 3 各级传动的主体设计计算 4 减速器装配图的设计和绘制 5 零件工作图的绘制 6 编写设计说明书 7 总计 1 、传动装置的总体设计 1.1 传动方案的确定 1.2 电动机选择 （1） 选择电动机的类型和结构 因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温 度不超过 35，因此可选用 Y 系列三相异步电动机，它具有 国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物
5、侵入电动机内部 的特点，B 级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、 价格低廉。 （2）确定电动机功率 传动系得总的效率： = 3 =0.85a241 98.07.8 ,64321联 轴 器 的 效 率 ， 取 ， 取级 精 度 齿 轮 传 动 的 效 率取滚 动 轴 承 效 率 ， 取带 式 输 送 机 的 传 动 效 率 电动机所需的功率为： P= FV/(1000x ) = 22001.7/(1000x0.85) (kw)=4.4 kwa （3）确定电动机转速及型号 85.0a P=4.4kw 滚筒轴的工作转速： Nw=601000V/D=601000/ 420=77.34r/min
6、 根据机械设计课程设计手册P188 表 13-2 知单级圆柱齿轮传动 比范围 Ic=3-5，V 带传动比 I=2-4，则 i=6-20，故电动机转速的可 选范围为 nd=iNw=（6-20） 77.34=464.04-1546.80r/min。符合这 一范围的同步转速有 1500r/min 和 1000r/min。由机械设计课程 设计手册P167 表 12-1 查得有 2 种适用的电动机型号（如下表） ， 并列出 2 种方案。 方案 电动机型号 额定功率 满载转速（r/min） 1 Y132M2-6 5.5kw 960 2 Y132S2-4 5.5kw 1440 综合考虑电动机和传动装置尺寸、
7、重量、价格和带传动减速器的 传动比，比较两种方案知:方案 2 因传动装置尺寸有较大的缩小， 重量及价格都较小，故选择电动机型号 Y132S2-4，其主要性能： 额定功率 5.5kw、满载转速 1440r/min、额定转矩 2.2. 1.3 传动比的计算及分配 1、总传动比的计算 i 总 =n 电动 /n 筒 =1440/77.34=18.62 2、分配各级传动比 （1）由机械设计课程设计手册P5 表 1-8 取 i 带 =4，则 i1=4. (2) 65.42.18iiii2带总齿带齿总 1.4 传动装置运动及动力参数计算 1、计算各轴转速 高速轴 n 0=nm=1440r/min 中速轴 n
8、 1=nm/i1=1440/4=360r/min 低速轴 n 2=n1/i2=360/4.65=77.42r/min 滚动轴 n w=n2=77.42r/min 2、计算各轴的功率（kw） min/34.7rn筒 62.18总i45. 2i P1=P=4.40.96=4.22kw P2=P1 3=4.22 0.99 0.98=4.10kw Pw=P2 4=4.10 0.99 0.98=3.98kw 3、计算各轴转矩 mNTP 342.7109835 N90W.526241 310.95n0d 105d231md 2、 传动件的设计计算 2、1 皮带轮传动的设计计算 （1）确定功率 由机械设计P
9、138 表 7-7 得 KA=1.2，则kwPKA28.54.d （2）选择带型 根据 n0=1440r/min Pd=5.28kw，由机械设计P139 图 7-12 知选 择 A 型 V 带。 （3）确定带轮基准直径 由机械设计P130 表 7-4 与表 7-5 知：可选小带轮直径 dd1=100mm，则大带轮直径 。m401di12 带 （4）验算带的速度 sms/25/536.76/010naxd1带 带速符合要求。 （5）确定中心距和 V 带长度 m104(2m3504107. ,dd0121 ）（即 初 步 确 定 中 心 距 ，）（根 据 a 为使结构紧凑，取偏低值，a 0=500
10、mm. kw98.31042.5Pm1095.47.m1095.8.2 3w32313dNTNT带 速 符 合 要 求m40d1k28.K 2 dAP V 带计算基准长度为 maL1830 )504/()10(2/)4(52dda 2d 21 ）（）（ 由机械设计P128 表 7-1 选 V 带长度 Ld=2000mm，则 实际中心距为 mLd 582/)1302(50/)(a0 （6）计算小轮包角 62.103.7/)4(8/-1821da）（ 式中 为将弧度转换为角度的常数。3.57 （7）确定 V 带根数 V 带根数可用下式计算 lKP/)/(z0d 由机械设计P137 表 7-6 查得
11、取单根 V 带所能传递的功率 P0=1.30kw。由机械设计P141 表 7-8 查取功率增量 ，kw17.0P 由机械设计 P141 表 7-9 查得 ,由机械设计 P12892.0 表 7-2 查得 Kl=1.03,则带的根数为 根取 51.4z03.92)17.03(85)(0d lP （8）计算初拉力 由机械设计P128 表 7-1 查得 V 带质量 m=0.1kg/m 那么初拉力为 NmKF 5.1236.7092./)05.2)(36.7/(28.50/zd 带带 （9）计算作用在轴上的压力 zFQ59.123)/6.150sin(.25)/sin(20 （10）带轮结构设计 1
12、小带轮结构：采用实心式 m58a0dL62.150 NQF59.123.z0 由机械设计课程设计手册P168 表 12-3 查得 Y132S 电动机轴径 D0=38mm， 。轮毂宽10mf9fm3.015in取， ；轮缘宽765822.1 ）（）（L 。1-f-z）（）（ B 2 大带轮结构：采用孔板式结构；轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽 可与轴的结构设计同步进行。 2.2 直齿圆柱齿轮传动的设计计算 （1）选择材料、热处理方式和公差等级 考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用 45 钢。为制造 方便采用软齿面，小齿轮调质处理、大齿轮正火处理，选用 8 级精度。 由机械设计P152 表
13、8-1 得小齿轮齿面硬度为 217255HBW,取硬度 值 240HBW；大齿轮齿面硬度为 162217HBW，取硬度值为 200HBW 进行 计算。 （2）初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有 。32u1d21t ）（ HEZTK 1 小齿轮传递转矩为 m1950N 2 试选载荷系数 Kt=1.4。 3 由机械设计P166 表 8-8 查得 。d 4 由机械设计P162 表 8-6 查得弹性系数 。MPaZE189 5 对于标准直齿轮节点区域系数 ZH=2.5。 6 齿数比 。65.4i 7 确定齿轮齿数 初选小齿轮齿数 Z1=29，则 1358.
14、342965.4212 ZZ取 8 重合度 端面重合度 m80631BLD14. dtK 79.10cos)(2.381cos)(2.381 135912 Z 6.0379.143Z 9 许用接触应力 HNSZlim 由机械设计P168 图 8-20 与图 8-21 查得接触疲劳极限应力 为 。小齿轮与大齿轮的应力a40a580lim2lim1 MPPH， 循环次数分别为 865.410i 9h127. 104.6313n92 NL 由机械设计P169 图 8-24 查得寿命系数 。21NNZ， 由机械设计P170 表 8-11 查得安全系数 SH=1.0.a40 a40581.212liml
15、i1MPPHSZNH取则 初算小齿轮的分度圆直径 d1t， 有26.8 )(d3 24086.51965.41904.23u1t1dt）（ HEZTK （3）确定传动尺寸 1 计算载荷系数 由机械设计P157 表 8-4 查得使用系数 KA=1.0， 因 s/m5.10632.8106ndt 由机械设计P158 图 8-11 查得动载荷系数 Kv=1.1 由机械设计P159 图 8-14 查得齿向载荷分配系数 06.1 由机械设计P159 表 8-5 查得齿间载荷分配系数 ，则载 荷系数 。28.1061KVA 2 对 d1t进行修正。因 K 与 Kt有较大差异，故需对 Kt计算出的 d1t
16、86.079.13521ZZ82910.7N4.a40MP H 进行修正，即 。m8.7926.8d34.13Kt1t 3 确定模数 m 按机械设计P165 表 8-7，取 m=3.Z75.298.7d1 4 计算传动尺寸 m95bm105910287d43z296a12113529zm11取 ）（）（取分 度 圆 直 径 为中 心 距 为 ）（）（ （4）校核齿根弯曲疲劳强度 1b2FSFdKTY 1 K,T 1，m，d 1同前。 2 齿宽 b=b2=90mm。 3 齿宽系数 YF和应力修正系数 YS： 由机械设计P164 图 8-18 查得 YF1=2.53，Y F2=2.12. 由机械设
17、计P165 图 8-19 查得 YS1=1.62，Y S2=1.84. 4 重合度系数 67.02509.17. Y 5 许用弯矩应力 。FNSlim 由机械设计P171 图 8-25 与图 8-26 查得弯矩疲劳极限应力为 ，由机械设计P172 图 8-29a170a20lim2lim1 MPPFF， 查得寿命系数 ,由 机械设计P170 表 8-11 查得安全系1NY 数 ,故5.FS m8.79d132./5Ks 67.0Ym95b04d87 26a121 。满 足 齿 根 弯 曲 疲 劳 强 度 MPaMPaYPaSFnFNYFSdbmKTSY 89.31504.3 67.025.61
18、762.15340.12879102.1215.0.2121li1lim (5)计算齿轮传动其他尺寸 397.5m.2-405h-d 8741 0.53.2m*c67hfa m75.32.1f2f1a2a1ncfa 齿 根 圆 直 径 为齿 顶 圆 直 径 为顶 隙全 齿 高 ）（）（齿 根 高齿 顶 高 3、齿轮上作用力的计算 （1）已知条件：高速轴传递的转矩为 ，转速为NT10 n1=360r/min,小齿轮分度圆直径 d1=87mm。 （2）小齿轮 1 的作用力： 1 圆周力为 FT56.2738719502dt 其方向与力作用的圆周速度方向相反。 2 径向力为 其方向Nn 70.93t
19、an.ta1r 由力的作用点指向轮 1 的转动中心。 （3）大齿轮 2 的作用力： 从动齿轮 2 各个力与主动轮齿轮 1 上相应的力大小相等，作用方向相 反。 4、轴的设计计算 4、1 高速轴的设计与计算 （1）已知条件：高速轴传递的功率 P1=4.22kw，转速 n1=360r/min，小齿轮分度圆直径 d1=87mm，齿轮宽度 b1=95mm，转矩 25.1FS疲 劳 强 度满 足 齿 根 弯 曲md fa5.3974175.0cm6h.322faNF70.9365.21r1t 。m1950NT （2）选择材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由机械设 计P240 表 1
20、1-1 选用常用的材料 45 钢，调质处理。 （3）计算轴径 因为高速轴外伸段上安装带轮，所以轴径可按下式求得，通常取 ，由机械设计 P250 表 11-3 取 C=120，则160C ，考虑到轴上有键槽，轴径应增m26.72d360.43nP 大 ，则%5 ，则取62.80.5.7）（ dmin=28.5mm。 （4）结构设计 1 轴承部件的结构设计 轴的初步结构设计及构想如图 1 所示。为方便轴承部件的装拆，减速 器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两 端固定方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从 dmin处开始设计。 2 轴段 1 的设计： 轴段 1 上安装带轮，此
21、段设计应与带轮设计同步进行。由最小直径可 初定轴段 1 的直径 d1=30mm，带轮轮毂的宽度为 ，取为 60mm，则轴段m604530.250.25）（）（ 1 的长度略小于毂孔宽度，取 。81L 3 轴段 2 的设计 考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度为 。轴段 2 的轴径m31.20.7.0d1.07.h）（）（ ，该处轴的圆周速度36242d2）（ 。由机械设计课程设计手s/8.1063106n2 带 册P90 表 7-12 可选用毡圈油封 30JB/ZQ4606-1997，则 d2=30mm，由 45 钢 dmin=28.5mm 于轴段 2 轴段的长度 L2
22、涉及的因素较多，稍后再确定。 4 轴段 3 和 7 的设计 轴段 3 和 7 安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用球轴 承即可，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴 承为 6212，由机械设计课程设计手册P64 表 6-1 查得轴承内径 d=60mm，外径 D=110mm，宽度 B=22mm，内圈定位轴肩直径 da=69mm，外 圈定位凸肩内径 Da=101mm，故 d3=60mm，该减速器齿轮的圆周速度小于 2m/s，故轴承采用脂润滑，需要挡油环，取挡油环端面到内壁距离 B1=2mm，为补偿箱体的制造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承 端面至箱体内壁的距离取 ，则
23、m14 。通常一根轴上的两个轴承取38213L 相同型号，则 d7=40mm，L 7=L3=33mm。 5 轴段 2 的长度设计 轴段 2 的长度 L2除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端 面零件有关。由机械设计课程设计手册P158 表 11-1 知下箱座壁 厚由公式 。8m15.724605.1a.0 取 上箱座壁厚由公式 ；由于88取 中心距 a1=246mmPB,故只需校核轴承 A，P=P A。轴承在 以下工作， fT=1。对于减速器，载荷系数 fP=1.2，10 ，减速器寿命有h54.137h h34.281.703601fn36）（ ）（ PCTL 故轴承寿命足够。 h， 图
24、 1、高速轴 4、2 低速轴的设计计算 （1）已知条件：低速轴传递的功率 P2=4.10kw，转速 n2=77.42r/min，齿轮 2 分度圆直径 d2=405mm，齿轮宽度 b2=90mm，转 矩 。m507NT （2）选择材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由机械设 计P240 表 11-1 选用常用的材料 45 钢，调质处理。 （3）计算轴径 由机械设计P250 表 11-3 取 C=120，则低速轴外伸段的直径可按 下式求得 ，考虑到轴上有键槽，m06.45120d32.713nPC 轴径应增大 ，则%5 ，则取7.31.640.）（ 轴承寿命足够 dmin=50
25、mm。 （4）结构设计 1 轴承部件的结构设计 轴的初步结构设计及构想如图 2 所示。该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方。然后，可按轴上零件的安装顺序，从 dmin处开 始设计。 2 轴段 1 的设计： 轴段 1 上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行。为补偿 联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由 机械设计P324 表 14-2 取 KA=1.5 则计算转矩 。由机械设计课程设计m7586205.12 NTKAC 手册P99 表 8-7 查得 GB/T5014-2003 中 型联轴器符合要求，公3L 称转矩为 1250N mm，许用转速 4700r/
26、min,轴孔长度 60mm，相应的轴 段 1 的直径 d1=30mm，其长度略小于毂孔宽度取 L1=58mm。 3 轴段 2 的设计 在确定轴段 2 的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸两 方面问题。联轴器用轴肩定位，轴肩高度为 。轴段 2 的轴径m31.20.7.0d1.07.h）（）（ ，最终密封圈确定，用毡圈油36242d2）（ 封，查机械设计课程设计手册P90 表 7-12 选用 40JB/ZQ4606- 1997，则 d2=40mm。 4 轴段 3 和 6 的设计 轴段 3 和 6 上安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用深 沟球轴承即可，其直径应既便于轴承安装，又
27、符合轴承内径系列。现 暂取轴承为 6009，由机械设计课程设计手册P64 表 6-1 查得轴承 内径 d=45mm，外径 D=75mm，宽度 B=16mm，内圈定位轴肩直径 da=51mm，外圈定位凸肩内径 Da=69mm，故 d3=45mm，通常一根轴上的两 个轴承取相同型号，则 d6=45mm。 dmin=50mm TC=758625N mm d1=30mm L1=58mm d2=40mm d3=45mm d6=45mm 5 轴段 4 的设计 轴段 4 上安装带轮，为便于齿轮的安装，d 4必须略大于 d3可初定 d4=50mm。齿轮 2 轮毂的宽度为 ，取其轮毂宽度等于齿m7560.51.
28、14）（）（ 轮宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能 够顶到齿轮端面，轴段 4 的长度应比轮毂略短，由于 b2=90mm，故取 。m84L 6 轴段 2 的长度设计 轴段靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离 、端盖与轴承座间的调整 垫片厚度 均同高速轴，为避免联轴器轮毂外径与端盖螺栓的拆装发t 生干涉，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离取 K=13mm，则有 m45)163025(-et2 BKL 7 轴段 5 的设计 该轴段为齿轮提供定位作用，定位肩的高度为 。取 h=5mm 则 d5=60mm。齿轮端面m5.3d1.07.h5）（ 距箱体内壁距离为 。取挡油环m b.120
29、2)1( )905( 端面到内壁距离为 ，则轴段 5 的长度为5.4 。m102-.-435L 8 轴段 3 和 6 的长度设计 轴段 6 的长度 。m325.32.1464 LBL取 轴段 3 的长度为 79.791.8-95b323取BL 9 轴上力作用点间的距离 轴承反力作用点距距离轴承外圈大端面的距离 ，则轴m8a2B d4=50mm L4=88mm L2=45mm 5.123m4 L5=10mm L6=32mm L3=79mm l1=83mm 的支点及受力点间的距离为 ， m748-1032al4526b563220m1 L （5）键连接 联轴器与轴段 1 及齿轮与轴段 4 间采用普
30、通平键连接，由机械设计 课程设计手册P53 表 4-1 得键的型号为键 10 50 GB/T1096-1990 和 键 14 50GB/T1096-1990。 （6）轴的受力分析 1 支承反力 在水平面上为 ；NRFBHA 68.354-740.936l32r 在垂直面上为 ,FBVA .12-7456.23-l32t 轴承 A、B 的总支承反力为 ,NRRAVH 36.1978.6.8222 2 弯矩计算 在水平面上 m.4535.4l32 MA 在垂直面上 729871268RV m23.108.3.452NH （7）校核轴的强度 危险处的抗弯截面系数为 3502.-14.3502dt-b
31、3 m8.7244 ）（）（ W 抗扭截面系数为 3502.-14.16502dt-b16 46.23434 ）（）（ T 弯矩应力为 a.983.074b2MPWM l3=l2=74mm RA=1369.36N RB=1369.36N M2=100082.23N m m W=10740.83mm3 WT=23006.46mm3a07.1bMP （7）校核轴强度 扭剪应力 。a98.2146.23057MPTW 对于单向转动的转轴转矩按脉动循环处理，故折合系数 ，则6.0 当量应力为 。查a97.28.160432.942be2 MP）（）（ 机械设计P152 表 8-1 得 45 钢调质处理
32、抗拉强度极限 ，由机械设计 P241 表 11-1 查得轴的许用弯曲应力a650bMP ， ，强度符合要求。1-1eb （8）校核键连接的强度 齿轮 2 处键连接的挤压应力为 取键、轴及齿轮的材料都为钢，MPahldTp 8.124)50(9744 由机械设计P101 表 5-2 查得 强,15022ppPa 度足够。联轴器处的键的挤压应力为 ，故其强度也足够。a73.210-50874hld1p42 PT）（ （9）校核轴承寿命 1 当量动载荷：由机械设计课程设计手册P64 表 6-1 查 6009 轴 承得 C=21000N，C 0=14800N。因为轴承不受轴向力，轴承 A、B 当量动
33、载荷为 ,36.19NRPABA 2 轴承寿命：轴承在 以下工作，f T=1。对于减速器，载荷系 数 fP=1.2， ，减h63.4275h36.192.04.7601fn601h32 ）（）（ PCTL 速器寿命有 故轴承寿命足8h8 L， 够。 a98.21MPa97.2e 强度符合 强度足够 轴承寿命足够 图 2 低速轴 5、减速器箱体的结构尺寸 名称 符号 尺寸（mm） 机座壁厚 8 机盖壁厚 1 8 机座凸缘厚度 b 12 机盖凸缘厚度 b1 12 地脚螺钉直径 df M16 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联结螺栓直径 d1 M12 轴承旁连接螺栓通孔直径 d1 13.5 轴承旁连接螺
34、钉沉头座直径 剖分面凸缘螺栓凸台尺寸 （扳手空间） D0 c1 c2 24 20 16 外机壁至轴承座端面距离 l1 60 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 10 齿轮端面与内机壁距离 2 10 上下箱连接螺栓直径 d2 M10 轴承端盖外径 D2 115,130 上下箱连接螺栓通孔直径 d2 11 上下箱连接螺栓沉头座直径 D0 24 下箱座剖分面处凸缘厚度 b 12 上箱座剖分面处凸缘厚度 b1 12 地脚螺栓底脚厚度 p 20 箱座肋厚 M 8 箱盖上肋厚 m1 8 地脚螺栓通孔直径 d20 地脚螺栓沉头座直径 D0 45 地脚凸缘尺寸（扳手空间） L1 L2 27 25 箱缘尺寸（扳手空间）
35、 c1 c2 18 14 轴承盖螺栓直径 d3 M8 检查孔盖连接螺栓直径 d4 M6 圆锥定位销直径 d5 6 减速器中心高 H 170 轴承旁凸台高 h 45 轴承旁凸台半径 R16 轴承旁连接螺栓距离 S 118,135 箱体外壁至轴承座端面的距 离 K 42 轴承座空长度 50 6、图形 （1）装配图和零件图 （2）输入轴结构示意图 （3）输出轴上的齿轮 7、总结 通过为期将近一周的没日没夜的课程设计过程，反复的修改设计，终于完成了一级闭 式圆柱齿轮减速器的设计过程，现在写总结心得还是很有感触的，支辛涛老师刚开始在课 堂上和我们说我们要做课程设计的时候，觉得课程设计是怎么一回事都不知道
36、，似乎离我 好遥远，我不认识它，它更不认识我一样，似乎感觉这么庞大的工程我是不可能做得出来 的，所以刚开始时候真的感觉非常困难的。 刚开始就是需要手稿的一份设计计算说明书部分，其中对电动机、齿轮、还有轴和 轴承的设计不用说了，翻看了好多教材终于稍微明白了点事怎么设计出来的，设计计算说 明部分真的是很重要的一个环节 对工具书的使用和查阅：在设计过程中，我们用到了 大量的经验公式以及大量取范围值的数据，需要我们翻阅大量的工具书来进行自己设计计 算，这让我们这些一直在给定精确公式及数值下学习的我们顿时感到非常的艰辛，取值时 往往犹豫不决，瞻前顾后，大大减慢了我们的设计速度。与此同时，我们也发觉到，对
37、工 具书使用的不重视是一个非常严重的错误，这也是对我们今后工作中自我学习的一次良好 警告。其实画好的减速器装置上的每一个零部件都是有表可查的。哪怕是一个小小的螺钉。 细节决定成败：这是在设计的后期过程中体会到的，在设计基本完成后的检查过程中 发现有的细节甚至有致命的错误，会将自己在整个设计中的认真全部否决，这是对我今后 的学习工作的一次实战训练。 通过本次设计我对减速器的工作原理以及各种工作机构有了很全面的认识，更对机械 传动中的电动机、齿轮、轴、轴承、联轴器、键、箱体等都很做了认真的分析计算和选取， 是对一个机械学习者的初次挑战，整个设计过程中每个人都是很辛苦的，但它是对今后学 习生活的一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，而且在做完此次课 设之后第一次觉得在大学期间这么有成就感，对自己整体的观念的培养和各种工具书的使 用等都有所突破，我想这都是这次设计过程收获最大的地方。
