&&&&展开式二级圆柱齿轮减速器装配图
展开式二级圆柱齿轮减速器装配图
展开式二级圆柱齿轮减速器cad装配图，做得很认真
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设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器
一、设计任务书（一）、题目设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.（二）、原始数据运输机工作轴转矩T800N.m运输带工作速度V1.20m/s卷筒直径D360mm（三）、工作条件连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为10年,小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5.二、传动方案的分析与拟定（1）为满足工作机的工作要求（如所传递的功率及转速），且综合考虑其在结构简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对本次设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器.。该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。传动方案简图如下所示对传动简图中各标号零件的说明1电动机2联轴器3二级圆柱齿轮减速器4运输带5带筒三、电动机的选择计算（一）、选择电动机的类型和结构形式根据工作要求采用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。（二）、选择电动机的容量按照机械设计课程设计（后文简称机）中式（21），电动机所需工作功率为PdPw/η按照机中式（22）计算结果计算结果工作机所需功率为Pw（Tnw）/9550Fv/1000单位kwPw05.33Kw传动装置的总效率为η0.825所需电动机效率为Pd5.33/0.8256.46Kw因载荷平稳，电动机的额定功率Ped选略大于Pd即可。由表161Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为7.5kw。（三）、确定电动机的转速滚筒轴工作转速Nw（601000V）/（πD）63.66r/minV带传动比i24二级圆柱齿轮减速器为i2840.则总传动比的范围为I16160,故电动机转速的可选范围为ndInw16～.56～10185.6r/min.符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min,3000r/min三种。方案对比如下表所示，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格以及总传动比，可以看出，如为使传动装置结构紧凑，选用方案1效果较好如考虑电动机重量和价格，则应选用方案2。现选用方案2。选定电动机的型号为Y132M4电动机数据及总传动比四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算（一）、传动装置总传动比的确定和分配1、传动装置总传动比ianm/nw2.62其中，nm为选定的电动机的满载转速2、分配传动装置各级传动比减速器的传动比i为iia/i022.62/37.54取两级圆锥圆柱齿轮减速器高速级的传动比i?（1.4i）0.51.47.54）0.53.25则低速级的传动比i?i/i?7.54/3.252.32二、传动装置运动及动力参数的计算1、0轴（电机轴）P?Pd6.46kw方案电动机型号额定功率Ped/KW电机转速n/r/min同步转速满载转速1Y132S227.Y132M47.Y160M67..825Pd6.46kwnw63.66r/minY132M4ia22.62i13.25Y112M6P?6.46kwn?1440r/minn?nm1440r/minT?9550P?/n?042.84N.M2、1轴（高速轴）P1P0η01P0η２6.460.966.20kwN1n0/i12480r/minT550?6.20/N.M3、2轴（中间轴）P2P1η12P1η2η３6.200.970.995.95kwN2n1/i47.69r/minT.69384.74N.M4、3轴（低速轴）P?P?η??P?η2η35.950.990.975.71kwn?n?/i??147.69/2.3263.66r/minT?9550P?/n?.66856.59N.M5、4轴（滚筒轴）P?P?η??P?η?η45.710.990.995.60kwT?9550P?/n?.66840.09N.M6、说明13轴的输入功率或输出转矩，分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.997、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示各轴运动和动力参数轴名功率P/KW转矩T/（N?m）转速n/r/min传动比i效率η输入输出输入输出电机轴6.3.252.．960．960.981轴6.206...955..轴5.715..0263.66滚筒轴5.605..6963.66五、传动零件的设计计算减速箱内传动零件设计（一）、圆柱齿轮传动1、选择材料，确定许用应力由机表94得，小齿轮用40cr表面淬火，硬度为5256HRC，取为55大齿轮用45钢表面淬火，硬度为4348HRC，取为45。小齿轮许用接触应力σнMPaT?42.84N.MP16.20kwN1480r/minT1123.35N.MP25.95kwn2147.69r/minT2384.74N.MP35.71kwn363.66r/minT?856.59N.Mp45.60kwn463.66T?840.09N.Mσн11105MPa计算结果大齿轮许用接触应力σнMPa小齿轮许用弯曲应力σf.5MPa大齿轮许用弯曲应力σf.5MPa2、齿面接触疲劳强度设计1、选择齿数通常Z12040,取Z122Z324Z2iZ13.iZ32.3224572、小齿轮传递的T1T19.23350N.MMT39.84740N.MM3、选择齿宽系数由于齿轮为非对称分布，且为硬齿面，所以取Ψd0.54、确定载荷系数KK1.3～1.6，由于齿轮为非对称布置，所以取K1.55、计算法面膜数一般β1820°取β112°cosβ10.978当量齿数Zv124,Zv278齿型系数由1表97查的YF12.67YF22.27取YF1Mn1≥3211cos6.1???????????????zYKTdFdFI???2.33取Mn12.5一般β2820°取β212°cosβ20.978当量齿数Zv326,Zv461齿型系数由1表97查的YF32.60YF42.28取YF3Mn21231.6cosIFdFKTYz????????????????3.08取Mn23.56、齿轮几何尺寸的计算确定中心距??cosZZMna????取a1115mm??cosZZMna????σн2995MPaσf1297.5MPaσf2272.5MPaZ122Z324Z273Z457Mn12.5Mn23.5a1115mma2145mm计算结果计算β角β1arcos??12112ZZMna?11.96°cosβ10.978β2arcos??34222ZZMna?12.13°cosβ10.978°分度圆cosZMndmm???cosZMndmm???cosZMndmm???cosZMndmm???齿顶圆直径22.558.680naddmmm??????22.naddmmm??????23.592.890anddmmm??????23.anddmmm??????齿根圆直径2.52.547.430nfddmmm??????02.52.nfddmmm??????2.53.577.140nfddmmm??????82.53.nfddmmm??????齿宽2d1bd0.553.mm?????取30mmmm?????4d3bd0.585.mm?????取45mm34bb545550mm?????齿面接触疲劳强度校核β111.96°β212.131d?53.680mm2d?183.937mm3d?85.890mm4d203.988mm?b230mmb135mmb445mmb350mm????HHKTibidd?????满足强度要求????HHKTibddi?????满足强度要求????HHKTibidd?????满足强度要求????HHKTibidd?????满足强度要求验证速度误差smndv/66.90.23????????由表95取10级精度smDnv/249.04????????58.9.125.1???????v齿轮设计满足工作要求二高速级普通V带传动的设计计算1确定设计功率cP由1表85查，1.1AK?，已知PPd7.5kW根据1式（815）设计功率为1.17.58.25cAPKPkW?????2选定带型根据图89a确定为A型V带3小带轮和大带轮基准直径取小带轮基准直径1112ddmm?，则大带轮基准直径ddmm???取2355ddmm?4验算带速根据1式（817），带速v为108.44/601000ddnvms????带速太高则离心力大，使带与带轮间的正压力减小，传动能力下降带速太低，在传递相同功率Pc8.25kwda1112mmda2335mmv8.44m/sa0550mm时，则要求有效拉力Fe过大，所需带的根数较多，载荷分布不均匀，则一般带速在525m/s范围内，符合要求。5初定中心距中心距过大，则结构尺寸大，易引起带的颤动中心距过小，在单位时间内带的绕转次数会增加，导致带的疲劳寿命或传动能力降低。中心距a直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕转次数。根据1式（713），中心距0a为????ddddddadd????a??取0550amm?6初算带基准长度根据1式（714），带的基准长度0dL为????addddaLddddd??????????224550mm????????由1表82选取标准基准长度d0L1800mm?7实际中心距由1式（715），实际中心距a为dd00LLamm22a?????考虑到安装，调整和补偿张紧的需要，实际中心距允许有一定变动。取a520mm8验算小带轮包角由1式（717），小带轮包角1?为57.3.dddda?????????????故小带轮包角?1201??，符合要求9V带根数由1式（822）V带根数Z为??LdKKPPPZ?00???取01.62PKW?00.17PKW??0.93K??1.01LK?所以4.907Z?根取Z5根。Ldo1800mma520Z510单根V带张紧力初拉力Fo过小，传动能力小，易出现打滑初拉力Fo过大，则带的寿命低，对轴及轴承的压力大，一般认为，既能发挥带的传动能力，又能保证带寿命的单根V带的初拉力由1式（824），单根V带的张紧力0F为??205.2500qvPZvKKFC??????由1表81查得mkgq/10.0?计算结果故0F?213.394N11作用在轴上的压力由1式（825），带作用在V带上的压力QF为sinsin207622QFFZN???????六、轴的计算一、初步计算轴的最小直径A、高速轴设计1.选择轴的材料45号钢调质处理2.轴径的初步计算⑴确定A值45号钢，A103～126因为为减速器的高速轴，所以A取较大值A120⑵初步计算直径d≥A??√P?/n?120??√6.20/48028.16mm取d35mmB、中间轴设计1.选择轴的材料45号钢调质处理2.轴径的初步计算⑴确定A值45号钢，A103～126因为为减速器的中间轴，所以A取中间值A105⑵初步计算直径d≥A??√P2/n2105??√5.95/147.6936.00mm⑶考虑键槽两个对轴强度削弱的影响，应将直径加大7取d250mmC、低速轴设计1.选择轴的材料45号钢调质处理2.轴径的初步计算⑴确定A值45号钢，A103～126因为为减速器的低速轴，所以A取较小值A105⑵初步计算直径d≥A??√P?/n?105??√5.71/63.6647.01mm⑶考虑键槽对轴强度削弱的影响，应将直径加大3取d260mm（二）、选择滚动轴承及联轴器角接触球轴承因为是斜齿齿轮传动，所以角接触球接触轴承。初步选定三轴轴承分别为7208C、7210C、3.394NNFQmmD250mmD360mm选用轴承7208C、7210C、7212C联轴器a、选联轴器类型运输机的安装精度一般不高，易用挠性联轴器，输出端转速低，动载荷小，转矩较大，选用结构简单、制造容易、具有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振能力弹性柱销联轴器。b、输出轴端联轴器的选择计算i计算转矩cTT848.02Nm?由1表131查取工况系数K1.5mNKTTc??????03.5.1c、选择型号由2P141查得HL2型型号公称直径Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmHL（三）、输出轴的校核计算（1）画出轴的结构简图，确定轴上的作用力主动轮上的转矩为T856.59N?m作用在齿轮上的圆周力tF,径向力rF,轴向力aF分别为kNdTFt40.59.8562243?????kNaFFntr34.3cos/tan???kNFFta84.tan?????（2）作水平面内的弯矩图支承反力kNFRtHA98.55.945.525.94????kNRFRHAtHB42.298.540.8?????截面C处的弯矩mNRMHAHC????05.）作垂直面内的弯矩图支承反力NkNldFFRarVA7.97..3224?????????NkNldFFRarVB7.297..3224????????截面的弯矩左侧m8.45N2.5R3VA???????左VCM右侧mNRMVBVC????????9..右（4）作合成弯矩M图截面C左侧的合成弯矩mMMMVCHCC??????N17..0522221左截面C右侧的合成弯矩mMMMVCHCC??????N7..0522222右（5）作转矩T图T899.77N?m（6）作当量弯矩Me图,因单向传动，转矩可认为按脉动循环变化，所以应力校正系数取6.0??危险截面C处的当量弯矩mNTMMCEC???????79..07.?（7）校核危险截面轴径mmMdbEC45.9.???????在结构设计草图中，此处轴径为65mm，故强度足够。（四）、轴承的校核低速轴1、滚动轴承的选择7212C型，轴承采用正装2、验算滚动轴承寿命（1）确定Cr由表114查得7212C型轴承基本额定动载荷kNCr0.61?基本额定静载荷kNCr5.480?（2）计算raCF0值，并确定e值kNFa84.2?Mec703.79N?mkNCr0.61?kNCr5.480?kNFa84.2?059.05.48.84.20??raCF由表1212查得raCF00..430.46用线性插值法确定e值e≈0.432，24.1?Y（3）计算内部轴向力SF已知kNRHA98.5?，kNRHB42.2?NRVA7.158??，NRVB7.3832?则NRRFHAVAr2.822221??????NRRFHBVBr8.2022222?????NYFFrS8..5993211????NYFFrS3..5020222????（4）计算轴承所受的轴向载荷因为123.SSaFFF????此时整个轴有向左移动的趋势，所以轴承1被压紧，而轴承2被放松NNFFFSaa3.4021?????NFFSa3.204322??（5）计算当量动载荷Pr轴承1eFFra???815.02.查表,44.011??YXNFYFXar26..12.Pr11111???????轴承2eFFra???423.08.查表,44.022??YXNFYFXar8..18.Pr22222???????e≈0.432，24.1?YNFr2.59931?NFr8.50302?NFS8.23241?NFS3.20432?12PrPr?，轴承1危险（6）验算轴承寿命因为轴承1比轴承2危险,所以在此只校核轴承1,若其寿命满足工作要求,则低速轴所选轴承合适.1）选择温度系数tf，载荷系数pf，寿命指数?认为轴承的工作温度t≤120°,所以0.1?tf工作时有轻微冲击，取0.1?pf对于球轴承，3??2）预期寿命hL单班制工作，使用期限为10年，hLh25000?3）计算轴承1寿命hpthLPfCfnL??????.3?所以所选轴承满足寿命要求。七、键连接的强度校核（一）中间轴从动轮段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A型）根据mmd50?及该轴段长度，取键长mmL40?2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr，且轻微振动由表75查得许用应力取MPap120??mNT??7.411mmthk4610?????mmbLl261440?????34.7.41122ppMPadklT??????????故采用双键，按?180布置，按1.5个键计算56.1055.1/pppMPa??????强度符合要求。（三）低速轴齿轮段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A型）根据mmd60?及该轴段长度，取键长mmL55?2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr，且轻微振动由表75查得许用应力取MPap120??mNT??3.912mmthk5611?????mmbLl371855?????3.91222ppMPadklT??????????故采用双键，按?180布置，按1.5个键计算3.1095.1/pppMPa??????强度符合要求。（四）低速轴联轴器段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A型）根据mmd40?及该轴段长度，取键长mmL105?2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr，且轻微振动由表75查得许用应力取MPap120??mNT??3.912mmthk448?????mmbLl9312105?????9.3.91222ppMPadklT??????????强度符合要求。八、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择（一）齿轮的润滑1、润滑方式闭式齿轮传动的润滑方法取决于其圆周速度。v＜12m/s，采用浸油润滑2、浸油深度对双级齿轮减速器，当采用浸油润滑时较小齿轮的浸油深度不超过10mm,较大齿轮的浸油深度不得超过其分度圆半径的1/3，即1/3?194.、油池深度大齿轮顶圆距油池底面距离h30～50mm，避免齿轮旋转激起沉积在箱底的污物，造成齿面磨损。4、油量二级传动，传递每千瓦功率需油量为L2?（0.350.7）升（0.71.4）升（二）轴承的润滑方法及浸油密封1、润滑方式高速级92,148040????nd查表1215，采用脂润滑中间级66.069.14745????nd查表1215，采用脂润滑低速级35.066.6355????nd查表1215，采用脂润滑2、密封类型采用挡油环（三）轴外伸处的密封设计1、类型采用毡圈油封，适用于脂润滑及转速不高的稀油润滑。2、型号低速轴毡圈45JB/ZQ460686高速轴毡圈30JB/ZQ460686（四）箱体为保证密封，箱体剖分面处的联接凸缘应有足够的宽度，联接螺栓的间距亦不应过大，以保证足够的压紧力。为保证轴承座孔的精度，剖分面间不能加垫片，可以选择在剖分面上制处回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。但这种方法比较麻烦，为提高密封性能，选择在剖分面间涂密封胶。（五）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，箱内温度升高、气体膨胀，压力增大，对减速器的密封极为不利，因此在箱盖顶部的窥视孔盖上设置通气器，使箱体内的热胀气体自由排出，以保证箱体内外压力相等，提高箱体油缝隙处的密封性能。选择材料为Q235的M18?1.5通气器，这种通气器结构简单适用于比较清洁的场合。（六）放油孔螺塞与油面指示器为将污油排放干净，应在油池的最低位置处设置防油孔。平时放油孔用螺塞基封油垫圈密封。选用圆柱螺塞，配置密封垫圈，采用皮封油圈，材料为工业用革。螺塞直径约为箱体壁厚的23倍，选用18mm。设计放油螺塞在箱体底面的最低处，并将箱体的内底面设计向成孔方向倾斜，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。选择螺塞M18?1.5JB/ZQ445086。箱体设计中，考虑到齿轮需要一定量的润滑油，为了指示减速器内油面的高度，以保持向内正常的油量，应在便于观察和油面比较稳定的部位设置油面指示器。选用带有螺纹的杆式油标。最低油面为传动零件正常运转时所需的油面，最高油面为油面静止时高度。且游标位置不能太低，油标内杆与箱体内壁的交点应高于油面。油标插座的位置及角度既要避免箱体内的润滑油溢出，又要便于油标的插取及插座上沉头座孔的加工。选择杆式油标M12。九、箱体设计（一）结构设计及其工艺性采用铸造的方法制造，应考虑到加工时应注意的问题，例如壁厚应均匀，过度平缓，外形简单，考虑到金属的流动性，避免缩孔、气孔的出现，壁厚要求?8，铸造圆角要求mmr5?，还要考虑到箱体沿起模方向应有120的起模斜度，以便方便起模。要保证箱体有足够的刚度，同时要保证质量不会过大，因为初始设计时此减速器各个零件都较大，综合考虑壁厚取10mm，并在轴承座附近加支撑肋，选用外肋结构。另外，为提高轴承座处的联接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，但不得不与轴承端盖联接螺钉的螺钉孔干涉，为此轴承座附近做出凸台，有一定高度以留出足够的扳手空间，但不超过轴承座外圆。凸台高度取40mm。箱盖、箱座的联接凸缘及箱座底凸缘应有足够的刚度。设计箱体结构形状时还应尽量减小机械加工面积，减少工件和刀锯的调整次数，保证同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便镗孔并保证镗孔精度。各轴承座外端面应位于同一平面，箱体两侧应对称，便于加工检验。尽量减少加工面积，螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑，结构设计满足连接和装配要求，螺纹连接处留出足够的扳手空间等等。（二）附件结构的设计要设计启盖螺钉，其上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成半圆形，以免顶坏螺纹。为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体联接凸缘的长度方向两端各设一圆锥定位销。两销间的距离尽量远，以提高定位精度。长度应大于箱盖和箱座联接凸缘的总厚度，以利于装拆。为了拆卸及搬运减速器，在箱盖上装有吊耳，可直接在箱盖上铸出在箱座两端凸缘下面直接铸出吊钩，用于调运整台减速器。游标的设计主要以可以方便装拆为设计准则，注意使箱座油标的倾斜位置便于加工和使用。游标的作用是保持向内正常的油量。选用带有螺纹的杆式油标。最低油面为传动零件正常运转时所需的油面，最高油面为油面静止时高度。窥视孔的设计应保证可以看到两齿轮的啮合点，以便观察工作是否正常。通气器选M185.1?，通气器作用降低箱体内压力，自由排气，保证减速器正常运行。放油孔设在油池的的最低位置处，作用是将废油及污垢排尽，平时放油孔用螺塞及封油垫圈密封，选用外六角螺塞M18X1.5，采用纸制封油圈材料为石棉橡胶纸。根据机械设计课程设计表41计算得铸铁减速器箱结构尺寸列于下表铸铁减速器箱体结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸关系箱座壁厚?8mm箱盖壁厚1?8mm箱座凸缘厚度b1.5δ12mm箱盖凸缘厚度1b1.5δ112mm箱座底座凸缘厚度2b2.5δ20mm地脚螺钉直径fd16mm地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径1d12mm箱盖与箱座联接螺栓直径2d8mm轴承端盖螺钉直径3d8mm窥视孔盖螺钉直径4d6mm定位销直径d6mmfd、1d、2d至外箱壁距离1fdC26mm11dC22mm21dC16mmfd、2d至凸缘边缘距离2fdC24mm22dC14mm轴承旁凸台半径1R20mm外箱壁至轴承座端面距离1l1210cc??大齿轮顶圆与内箱壁距离1?19.6??10取齿轮端面与内箱壁距离2?18??10取箱盖、箱座筋厚1m、m10mm十、设计小节及心得体会时间过得很快，一眨眼已经三个礼拜过去了。咱这三个礼拜的时间里，我体会到了什么叫做融入的感觉。回想上周四，和几个同学从新图走出来计算时间的情景，那个时候我们都惊异于每天在上就来图书馆一直到晚上才回去的日子竟然已经持续了一个多礼拜。而我们却是全然没有感觉，也许这就是努力做一件事时的状态吧，现在看着手里的图，觉得它比平时很喜欢的东西都珍贵，原因呢就是我们为他付出了好多。希望以后我们还能有这样的机会，体会大家齐头并进在一起的感觉十一、参考文献1王大康主编机械设计基础机械工业出版社20032王大康、卢颂峰主编机械设计课程设计北京工业大学出版计算结果
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二级圆柱齿轮减速器装配图和设计说明书
机械课程设计说明书11.设计任务书1设计任务设计带式输送机的传动系统，要求传动系统中含有V带和两级圆柱齿轮减速器。2原始数据输送带有效拉力F46000N输送带工作速度v0.55m/s（允许误差±5）;输送机滚筒直径d475减速器设计寿命5年3工作条件两班制工作，常温下连续运转空载起动，工作载荷有轻微振动电压为380/220V的三相交流电源。2.传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示。带式输送机由电动机驱动。电动机1通过V带传动2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再经过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送机6工作。传动系统中经V带轮减速之后，再通过两级齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动。3.电动机的选择1电动机容量的选择由已知条件可以算出工作机所需有效功率机械课程设计说明书2PwkW2）传动系统总效率ηη5w输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率ηc联轴器效率，ηc0.99ηg闭式圆柱齿轮传动效率，ηg0.97ηb对滚动轴承效率，ηb0.99ηbV带效率，ηv0.94ηcy输送机滚筒效率，ηcy0.96估算传动系统总效率ηη23η34η45η56η7w式中η23ηv0.94η34ηbηg0.99?0.970.9603;η45ηbηg0.99?0.970.9603;η56ηbηc0.99?0.990.9801;η7wηbηcy0.99?0.950.9504;系统总效率ηη23η34η45η56η7w0.94?0.3?0.40.8074;工作机所需要电动机功率Pr?wP3.14kW;由文献1表32所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm≥Pr条件的电动机额定功率Pm应该取为4.0kW。2电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速dvn??60000?≈22.132r/由文献1表32初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，对应于额定功率Pm为4.0kw的电动机型号应分别取为Y112M4型和Y132M16型。把Y112M4型和Y132M16型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于下表方案的比较方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比IY112M44..07IIY132M64..383电动机型号的选择Pw2.53kWPr3.14kWPm4.0kWY112M4Pm4.0kW?n1440r/min机械课程设计说明书3对两级圆柱齿轮传动来说，方案I选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为65.07，这对两级减速传动来说不算大，故方案I较合理。选用Y系列三相异步电动机，型号为Y112M4，其主要性能数据如下电动机额定功率Pm4.0kW电动机满载转速nm1440r/min电动机中心高H112mm电动机轴伸直径D28mm电动机轴伸长度E60mm4.传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比iwmnn132.由传动系统方案知i121按表31查取V带传动的传动比ivi2324则V带传动比取为i233.5由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比i∑i34i45错误未找到引用源。18.591为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS≤350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比i34?i3.14.916低速级传动比i2312ii?18.2传动系统各级传动比分别为i121i233.5i344.916i453.7825.传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下1轴（电动机轴）n1nm1440r/minP1Pr3.134kwT50?3.5N?mi65.07i121i233.5i344.916i453.782n11440r/minP13.134KwT120.785N?m机械课程设计说明书43轴（减速器高速轴）n.r/minP3P1η133.134?0.942.946kwT.382N?m4轴（减速器中间轴）n94.r/minP4P3η342.946?0.kwT2.814N?m5轴（减速箱低速轴）n3.r/minP5P4η452.829?0.kwT72.39N?m6轴（输送机滚筒轴）nr/minP6P5η560.2.663kwT49.090N?m将上述计算结果和传动比效率汇总如表轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机1轴3轴4轴5轴6轴转速nr/min83..132nr/minP32.946kwT368.382N?mn483.692r/minP42.829kwTN?mn522.132r/minP52.717kwT51172.39N?mn622.132r/minP62.663kwTN?m机械课程设计说明书51低速级圆柱齿轮设计（此处的下标1表示为小齿轮，2为大齿轮）①选择齿轮材料及热处理方式小齿轮选用45号钢，调质处理，2862291?HBS大齿轮选用45号钢，正火处理，2302002?HBS②确定许用接触应力1HP?和2HP?LWNHHHPZZZminlim????MPa取疲劳极限应力MPaH6201lim??MPaH5102lim??根据接触应力变化次数018.160t160t60????????????????????????naNnaNHH按文献3取接触强度计算寿命系数1NZ1，2NZ1因1对齿轮均为软尺面，故取工作硬化系数WZ1一般计算中取润滑系数LZ1;按文献3，当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数1min?HS。将以上数值代入许用接触应力计算公式功率PkW3.92.转矩TN?m20..149.090联接件传动件V带齿轮齿轮联轴器传动比i3.54.传动效率η0.940..9801小齿轮45钢调质大齿轮45钢正火MPaHP6201??MPaHP4702??机械课程设计说明书6LWNHHHPZZZminlim????得MPaHP6201??MPaHP5102??③按齿面接触强度条件计算中心距a????KTuZZZZuaHPHE??大齿轮转矩96.3962?TN?m理论传动比68.32?i齿宽系数35.0?a?初取载荷系数70.1?K弹性系数8.189?EZMPa初取节点区域系数5.2?HZ初取重合度系数88.0??Z将以上数据带入公式mmKTuZZZuaHPHE95.67..05.28..34.??????????????按表取mma1702?④确定主要参数和计算主要尺寸模数nmmmmmmmmmamnnn5.225..002.001.0????????齿数21,zzmma1181?mma1702?mmmn5.2?机械课程设计说明书794.06.0212121???????????uzzumazn经元整后取107,2921??zz理论传动比68.3??ui实际传动比68.31212???zzui传动比误差068.368.368.3????iii（在允许误差范围内）分度圆直径2,1ddmmzmdmmzmdnn5..????????齿宽21,bbmmabba5.??????取mmb602?mmbb???取mmb651?⑤确定载荷系数K使用系数AK,按表65，AK1.0动载系数VK，齿轮圆周速度smndv/18.0006011????????齿轮精度，参考表66取为8级精度，按图620，动载荷系数12.1?VK，齿向载荷分布系数20.1??K，761621??zz??95.12?mmdmmd95.1??mmb501?mmb452?机械课程设计说明书8端面重合度??1.883.2（11z21z）1.883.2?（.74当总重合度74.1??????时，则齿间载荷分配系数?K1.24，最后求得在和系数43.122.112.105.11????????KKKKKvA⑥验算齿面接触疲劳强度按文献3,算得重合度系数?Z868.??????316.188.07.3.12222????????ZKKZ由于22??ZKKZ?，故设计偏于安全。⑦确定许用弯曲应力21FPFP??，STXNTFFFPYYYSminlim???MPa按文献3，取弯曲疲劳极限应力MPMPFF210,2402lim1lim????根据弯曲应力变化总次数018.160t160t60????????????????????????naNnaNHH取弯曲强度计算系数1,121??NTNTYY当5?nm时，尺寸系数1?XY,按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数2?STY。按文献3，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最小安全系数1min?FS。K1.667机械课程设计说明书9代入公式STXNTFFFPYYYSminlim???得MPaMPaFPFP420,48021????⑧验算齿轮弯曲强度???YYYYmdbKTSaFanF????YYYYmdbKTSaFanF?根据齿数107,2921??ZZ。按文献3，取齿形系数FaY和应力修正系数SaY分别为80.1,63.1,17.2,52.22121????SaSaFaFaYYYY按文献3算的重合度系数68.074.175.025.075.025.0?????aY??将以上数值代入应力计算公式MPaYYYYmdbKTSaFanF23.?????MPaYYYYmdbKTSaFanF40.?????因为2211,FFFF??????，故齿轮弯曲强度满足要求，设计偏于安全。⑨主要设计计算结果中心距a170mm法面模数mn2.5mm齿数1z292z107分度圆直径1d72.5mm2d267.5mm齿顶圆直径1ad77.54mm2ad272.5mm齿根圆直径1fd66.25mm2fd261.25mm机械课程设计说明书10齿宽1b65mm2b60mm齿轮精度等级8级材料及热处理小齿轮选用45号钢，调质，HBS，油润滑大齿轮选用45号钢，正火，HRS，油润滑6.减速器传动零件的设计计算（数据图表来源自文献2）2高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算①选择齿轮材料及热处理方式小齿轮1选用45号钢，调质处理，HBS大齿轮2选用45号钢，正火处理，HRS②确定许用接触应力1HP?和2HP?LWNHHHPZZZminlim????MPa取疲劳极限应力MPaH6201lim??MPaH4702lim??根据接触应力变化次数033.07.60t60????????????????????????naNnaNHH按文献3取接触强度计算寿命系数1NZ1，2NZ1因1对齿轮均为软尺面，故取工作硬化系数WZ1一般计算中取润滑系数LZ1;按文献3，当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数1min?HS。将以上数值代入许用接触应力计算公式LWNHHHPZZZminlim????得MPaHP6201??机械课程设计说明书11MPaHP4702??③按齿面接触强度条件计算中心距a????KTuZZZZuaHPHE??初取螺旋角β10°，大齿轮转矩33.1122?TN?m理论传动比76.32?i齿宽系数35.0?a?初取载荷系数75.1?K弹性系数8.189?EZMPa初取节点区域系数475.2?HZ初取重合度系数80.0??Z初取螺旋角系数992.0??Z将以上数据带入公式mmKTuZZZZuaHPHE47.275.2.08.4.323222????????????????按表取mma1181?④确定主要参数和计算主要尺寸中心距mma1181?，按表42，低速级mma1702?模数nmmmmmmmmmamnnn5.225..002.001.0????????机械课程设计说明书12齿数21,zz初设??10?理论传动比76.3??ui91..45.210cos11821cos2121???????????uzzumazn?经元整后取76,1621??zz实际传动比75.41212???zzui传动比误差8.079.475.479.4????iii（在允许误差范围内）螺旋角??????????95.cos21??azzmn在??208范围内，取小齿轮右旋，大齿轮左旋分度圆直径2,1ddmmzmdmmzmdnn95.5.2cos044.5.2cos2211??????????齿宽21,bbmmabba3.??????取mmb452?mmbb???取mmb501?⑤确定载荷系数K机械课程设计说明书13使用系数AK,按表65，AK1.0动载系数VK，齿轮圆周速度smndv/09.44.11????????齿轮精度，参考表66取为7级精度，按图620，12.1?VK，齿向载荷分布系数20.1??K，端面重合度??1.883.2（11z21z）cosβ1.883.2?（161761）cos12.95°1.596纵向重合度??nmb??sin1.284总重合度??????2.88，则齿间载荷分配系数?K1.24最后求得在和系数667.124.120.112.11????????KKKKKvA⑥验算齿面接触疲劳强度节点区域系数，按图630，HZ2.47重合度系数?Z1??0.791螺旋角系数?Z?cos0..08.0.7.??????????????ZZZKZZZKHH由于22????ZZZKZZZKHH?，故设计偏于安全。⑦确定许用弯曲应力STXNTFFFPYYYSminlim???MPa机械课程设计说明书14按文献3，取弯曲疲劳极限应力MPMPFF190,2302lim1lim????根据弯曲应力变化总次数033.07.60t60????????????????????????naNnaNHH取弯曲强度计算系数1,121??NTNTYY当5?nm时，尺寸系数1?XY,按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数2?STY。按文献3，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最小安全系数1min?FS。代入公式STXNTFFFPYYYSminlim???得MPaMPaFPFP380,46021????⑧验算齿轮弯曲强度???YYYYmdbKTSaFanF????YYYYmdbKTSaFanF?根据当量齿数7863.77cos/,1734.16cos/322311????????ZZZZvv按文献3，取齿形系数FaY和应力修正系数SaY分别为82.1,63.1,18.2,47.22121????SaSaFaFaYYYY按文献3算的重合度系数72..075.025.01?????aFaY?机械课程设计说明书15按文献3，当纵向重合度284.1???时，螺旋角系数79.0??Y。将以上数值代入应力计算公式MPaYYYYmdbKTSaFanF72.?????MPaYYYYmdbKTSaFanF46.?????因为2211,FFFF??????，故齿轮弯曲强度满足要求，设计偏于安全。⑨主要设计计算结果中心距a118mm法面模数mn2.5mm螺旋角β12.95°小齿轮左旋、大齿轮右旋齿数1z162z76分度圆直径1d41.044mm2d194.959mm齿顶圆直径1ad46.044mm2ad199.959mm齿根圆直径1fd35.544mm2fd187.459mm齿宽1b50mm2b45mm齿轮精度等级7级材料及热处理小齿轮选用45号钢，调质，HBS，油润滑大齿轮选用45号钢，正火，HRS，油润滑6.减速器轴及轴上零件的设计1轴的布置轴的布置参照图机械课程设计说明书16已知数据mmbmmblh60,4565mm,b50mm,b170mm,a118mm,a22l1h121??????考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s10mm。考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k10mm.为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c5mm。初取轴承宽度分别为n120mm，n222mm，n322mm。3根轴的支承跨距分别为11112nbsbkcllh??????175mm21122nbsbkcllh??????177mm31132hllckbsbn??????177mm2轴的设计①高速轴（1轴）的设计机械课程设计说明书17轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。选择轴的材料及热处理45号钢，调质。轴的受力分析轴的受力简图如图（a）所示。图中1llAB?175mm2211hACbkcnl????50mmACABBClll??125mma计算齿轮的啮合力机械课程设计说明书18NdTFt94.2.1?????NFFntr41.44495.12cos20tan94.1189costan11?????????NFFta63.23795.12tan94.1189tan11???????b求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在水平面内的受力简图如（b）所示。NllFRABBCtAX96.8491???NRFRAXtBX98.3391???0??BXAXMM42498???ACBXACAXCXlRlRMN?mm轴在水平面内的弯矩图如图（d）所示c求垂直面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。NldFlFRABaBCrAY31.???NRFRAYrY87.941????0??BYAYMM174761?CYMN?mm7.118582?CYMN?mm轴在垂直面内的弯矩图如图（e）所示。d求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图NRA02.919?NRB97.352?轴向力NFa63.273?，故得拟用深沟球轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A上。0??BAMMCcxcyMMM???N?mmCcxcyMMM???N?mm传动力矩1T24419.95N?mme）轴的初步设计由文献2表151和153查表得MPab637????MPa7.581???，取折算系数?≈0.6机械课程设计说明书19由式mmTMd32210????所以?d20.18mm,f）轴的结构设计按经验公式，减速器输入端的轴端直径mmddme6,334..18.0????初步确定轴的最小直径，由式（152）估算，查表得，所选电动机轴直径mmde25?输入轴端选用MPab637??弹性套柱销联轴器Tn125N.mm,n4600r/min输入轴端直径选用de32mm安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表52确定所以高速轴的结构设计如下②中间轴（2轴）的设计选择轴的材料及热处理45号钢，调质a轴的受力分析轴的受力简图如图（a）所示。机械课程设计说明书20图中2llAB?177mmmmbkcnlhAC212?????????mmlllACABBC?????mmbkcnllBD5.212?????????计算齿轮的啮合力NdTFt34.33.22?????NFFntr37.43095.12cos20tan34.1152costan22?????????NFFta98.26495.12tan34.1152tan22???????NdTFt47.?????NFFntr26.tan47.2995tan33???????轴在水平面内的受力简图如（b）所示。NllFlFRABBDtBCtAX34.181032???bca（a）轴的受力简图（b）轴在水平面内的受力分析（c）轴在垂直面内的受力简图机械课程设计说明书21NRFFRAXttBX47.233732????0??BXAXMM?CXM92327.34N?mm?DXM136741N?mm轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。NllFlFdFRABBDrBCraAY91.????NRFFRAYrrBY98.45923????0??BYAYMM?1CYM10195.41N?mm2CYM15635.07N?mm?DYM26908.83N?mm求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图AR1821.34NBR2382.30N轴向力NFa63.273?，故得拟用深沟球轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承B上。0??BAMM?1CM92888.56N?mm?2CM93461.82N?mm50.139363?DMN?mm2222dFTt?N?mmb轴的初步设计由文献2表151和153查表得45号钢调制处理，MPab637????MPa7.581???取折算系数?≈0.6由式mmTMdC312210?????mmTMdD312210?????机械课程设计说明书22所以?Cd26.99mm?Dd29.77mm在轴C、D段开有二个键槽，直径增大4，?Cd28.07mm，?Dd30.96mm轴的结构设计安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表52确定按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径D?Cd0.3～0.35a0.3～0.35?.3mm。取减速器中间轴的危险截面的直径?dd40mm减速器中间轴的结构图。③低速轴（3轴）的设计选择轴的材料及热处理45号钢，调质机械课程设计说明书23a轴的受力分析b轴的受力简图如图（a）所示。图中3llAB?177mmmmbkcnllBC5.213?????????mmlllBCABAC5.?????c计算齿轮的啮合力NdTFt93..34?????NFFtr24.tan93.2967tan44???????求水平面内的支承反力，轴在水平面内的受力简图如（b）所示。93.9804??ABCtAXllFRN29.7234???AXtBXRFRN0??BXAXMM?CXMN?mm求垂直面内的支承反力，轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。95.3564??ABBCrAYllFRN29.7234???AYrBYRFRN0??BXAXMM?CYM42298.58N?mm求支承反力，合成弯矩，转矩（a）轴的受力简图（b）轴在水平面内的受力分析（c）轴在垂直面内的受力简图bca机械课程设计说明书24AR980.93NBR??BAMM?CMN?mm?3T396969N?mmd轴的初步设计由文献2表151和153查表得MPab640????MPa7.581???取折算系数?≈0.6由式mmTMd32210????所以?Cd35.76mm在轴C段开有1个键槽，直径增大4，?Cd37.19mme轴的结构设计按经验公式，减速器低速级从动轴的危险截面直径Cd0.3～0.35a0.3～0.35?1mm。安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表52确定取减速器中间轴的危险截面的直径d56mm减速器低速轴的结构图6206GB∕T276－94机械课程设计说明书257.减速器滚动轴承的选择1高速轴（1轴）上滚动轴承的选择因为支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，轴承类型选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为24000?hLh。由前计算结果所知，轴承所受径向力02.919?rFN轴向力63.273?aFN基本额定动载荷27?rCKN，基本额定静载荷2.150?rCKN轴承工作转速1440?nr/min初选滚动轴承6206GB∕T276－94参见附录E2018.0/?oraCFe0.21eFFra??298.0/X0.56Y2.09,径向当量动载荷5.1?pfNLPLPCNfYFXFPrrjsparr14.981.309.202.1????????????????因为jsCrC所以选深沟球轴承6206GB∕T276－94满足要求。相关数据如下D72mmB19mm37min?admm2中间轴（2轴）上滚动轴承的选择选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为24000?hLh。由前计算结果所知，轴承所受径向力30.2382?rFN6307GB∕T276－946208GB∕T276－946329GB∕T276－94机械课程设计说明书26轴向力98.264?aFN工作转速63.300?nr/min初选轴承6307GB∕T276－94参见附录E2基本额定动载荷?rC33.2KN基本额定静载荷?rC019.2KN014.0/?oraCFe0.205eFFra??104.0/X1Y2径向当量动载荷5.1?pfNLPLPCNfYFXFPrrjsparr49..8.????????????????因为jsCrC所以选深沟球轴承6307GB∕T276－94满足要求。相关数据如下D80mmB21mm44min?admm3低速轴（3轴）上滚动轴承的选择选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为24000?hLh。由前计算结果所知，轴承所受径向力55.2114?rFN工作转速69.81?nr/min初选轴承6239GB∕T276－94参见附录E2基本额定动载荷?rC31.5KN径向当量动载荷5.1?pf机械课程设计说明书27NLPLPCNfFPrrjsprr26..15.155.????????????因为jsCrC所以选深沟球轴承6239GB∕T276－94满足要求。相关数据如下D85mmB19mm52min?admm8.键联接和联轴器的选择1高速轴（1轴）由前面的计算结果知工作转矩T24.42N?m，工作转速1440?nr/min选择工作情况系数K1.75计算转矩74.????KTTcN?m选TL型弹性套柱销联轴器。按附录F，选用TL4联轴器，型号为??JAZCGB432384许用转矩T63N?m,许用转速n5700r/min.因cTT,nn,故该联轴器满足要求。选A型普通平键mmd2511?mmL4411?mmL???初选键b8mm，h7mm，L34mm，l26mm参考文献5表4318，σ110MPa，τ90MPa由表0004000???????dhlTp?σMPa39.0002000??????dblT?τMPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。2中间轴（2轴）上键联接的选择由前面的计算结果知工作转矩T112.33N?m机械课程设计说明书28选A型普通平键。高速极大齿轮连接键mmLmmd40,402121??mmL???初取b12mm，h8mm，L32mm，l20mm键12?32GB109679参考文献5表4318，σ110MPa，τ90MPa由表???????dhlTp?σMPa40..??????dblT?τMPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。低速级小齿轮mmLmmd65,402222??mmL???初取b12mm，h8mm，L56mm，l44mm键12?80GB109679参考文献5表4318，σ110MPa，τ90MPa由表???????dhlTp?σMPa64..??????dblT?τMPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。3低速轴（3轴）上键联接和联轴器的选择由前面的计算结果知工作转矩T396.96N?m齿轮连接处选A型普通平键mmLmmd60,563131??mmL???初取b16mm，h10mm，L50mm，l34mm键16?50GB107679参考文献5表4318，σ110MPa，τ90MPa由表???????dhlTp?σMPa机械课程设计说明书696.??????dblT?τMPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。联轴器设计，由前面的计算结果知选择工作情况系数K1.75计算转矩68..1????KTTcN?m选HL型弹性套柱销联轴器。按文献6中表179，选用HL4联轴器，型号为??JAZCGB432384。许用转矩T1250N?m,许用转速n4000r/min.因cTT,nn,故该联轴器满足要求。联轴器处选A型普通平键mmLmmd84,353232??mmL???初取b10mm，h8mm，L74mm，l64mm键10?74GB107679参考文献5表4318，σ110MPa，τ90MPa由表???????dhlTp?σMPa44..??????dblT?τMPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。9.减速器箱体及附件的设计箱体有关尺寸箱体壁厚mma83025.0????箱盖壁厚mm81??箱座凸缘厚度mmb12?箱盖凸缘厚度mmb121?箱座底凸缘厚度mmp205.2???箱座上的肋厚mmm8.685.0???箱盖上的肋厚mmm8.685.011???机械课程设计说明书30地脚螺栓直径16,16,12.Mmmdmmad??????地脚螺栓数目6?n螺栓通孔直径mmd20??螺栓沉头座直径mmd450?地脚凸缘尺寸mmLmmL35,2721??轴承旁联接螺栓直径12,1275.01Mmmdd??螺栓通孔直径mmd5.131?螺栓沉头座直径mmD260?剖分面凸缘尺寸mmcmmc16,2021??上下箱联结螺栓直径10,6.986.05.02Mdd???螺栓通孔直径mmd92?螺栓沉头座直径mmD200?剖分面凸缘尺寸mmcmmc12,1521??定位销直径mmddd64.66.58.07.0323???轴承旁凸台半径mmR201?大齿轮顶圆与内箱壁距离mm101??箱体外壁至轴承座端面距离mmccK478521????剖分面至底面高度mmaH1802.11??轴承盖1轴,62,10,,8,??????????DemmdDDmmdDDMdmmD机械课程设计说明书312轴,68,10,5.2,8,mmDemmdDDmmdDDMdmmD??????????3轴,75,,,mmDmmedDDmmdDDMdmmD??????????10.润滑方式、润滑剂及密封装置的选择齿轮采用脂润滑,工业闭式齿轮油，GB590395，粘度牌号LCKB150，运动粘度135～165mm/s40℃，倾点8℃,粘度指数大于90轴承采用脂润滑,通用钾基润滑脂，GB732494，代号1号，滴点大于170℃，工作锥入度31～34mm（25℃，150g）密封用毡圈密封。11.设计小结在此次的机械课程设计中，通过对减速器的设计，我有了很多的收获。首先，通过这一次的课程设计，我进一步巩固和加深了所学的机械设计基本理论、基本概念和基本知识，培养了自己分析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的能力。对减速器的所有组件都有了更加深刻的理解，为后续课程的学习奠定了坚实的基础。而且，这次课程设计过程中，我与同班同学们的激烈讨论让我认识深刻地感受到了众人拾材火焰高。其次，通过这次课程设计，对减速器各传动机构以及机构选型、运动方案的确定以及齿轮传动进行运动分析有了初步详细精确话的了解，这都将为我以后参加工作实践有很大的帮助。我觉得非常有成就感，培养了我对机械课程设计很深的学习兴趣。这次课程设计我投入了不少时间和精力，我觉得这是完全值得的。我独立思考的能力得到了进一步的加强，与此同时，又增强了我对积极求解的理解。在我的设计过程中，我采用了边设计边查阅
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