機械設計課程設計帶式輸送機二級齒輪傳動設計（含全套圖紙）

1、全套cad圖紙，qq153893706機械課程設計帶式輸送機二級齒輪傳動設計班級：機化2班學號：姓名：指導老師： 目錄1. 設計任務與方案32. 選擇電動機43. 電動機參數(shù)表44. 分配傳動比55. 計算傳動裝置各軸的運動和參數(shù)66. 減速箱外部傳動零件（帶傳動）67. 設計高速級齒輪108. 設計低速級齒輪159. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計19軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計20軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計24軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計2810. 箱體結構尺寸3011. 潤滑與密封3112. 設計總結3213. 參考文獻32一、設計任務與方案1、題目：帶式輸送機傳動裝置

2、2、已知輸送機工作條件：輸送機用于谷物、型沙碎礦石的擔升，運輸方向不變，工作載荷穩(wěn)定，工作壽命為8年，每年300個工作日，每日工作16個小時。已知設計參數(shù)：輸送帶的牽引力9，帶速0.4，提升機鼓輪直徑300mm工作效率為0.972、確定傳動方案（如下圖）1、輸送帶鼓輪2、帶傳動3、減速器4、聯(lián)軸器5、電動機2、輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.。3、方案分析：這是一個帶式輸送機傳動簡圖，結構簡單，減速器為二級展開式圓柱齒輪減速器，此方案中齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，

3、這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。4、設計的主要任務：1）選擇電動機，2）帶傳動裝置的設計，3）齒輪的設計，4）軸承、聯(lián)軸器的選擇4）軸的設計5）繪制裝配圖和零件圖二.選擇電動機目的過程分析結論類型根據(jù)輸送機的工條件選擇選用全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機y系列，380功率工作機所需有效功率為pwfv9000n0.4m/s帶傳動效率10.96球滾動軸承傳動效率(四對)為20.99 4圓柱齒輪傳動(7級精度)效率(兩對)為30.972彈性聯(lián)軸器傳動效率(一個)取40.99 輸送

4、機滾筒效率為50.96電動機所需要的工作效率pdfv/100012345 =4.32kw因為載荷穩(wěn)定，電動機的額定功率ped略大于pd 即可查表選用ped 5.5kw的電動機y132s1-2y132s-4y132m2-6y160m2-8轉(zhuǎn)速鼓輪軸的工作轉(zhuǎn)速nw601000v/d=25.48 r/min通常帶傳動比的合理范圍為24，二級齒輪傳動比的合理范圍為840，所以總傳動比的合理范圍為16160，所以電動機的轉(zhuǎn)速范圍為ntd =ite nw =(16160) 25.48 r/min = 4084080 r/min查表符合的同步轉(zhuǎn)速有四種750 r/min1000r/min1500 r/min

5、3000 r/min型號比較四種方案方案型號ped/kw同步nr/min滿載nmr/min重量/n總傳動比1y132s1-25.530002900640113.82y132s-45.51500144068056.53y132m2-65.5100096084037.74y160m2-85.5750720119028.3綜合考慮機重，價格，結構緊湊性等，選用電動機y132s-4三、y132s-4的安裝尺寸中心高外形尺寸l1*(ac/2+ad)*hd底腳安裝尺寸底腳螺栓軸伸尺寸鍵聯(lián)接部分尺寸gd132475*(270/2+210)*315216*1401238*8010*8注：以上數(shù)據(jù)由機械手冊所得

6、四.分配傳動比目的過程分析結論分配傳動比1、傳動系統(tǒng)的總傳動比其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nw 為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/min。計算如下 nw601000v/d=25.48 r/min 1440/25.4856.52、分配各級傳動比。帶傳動比設為io3，則減速器的傳動比igi/io =18.8，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取i1 =目的過程分析結論傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉(zhuǎn)速分別為 、 、 、 、 ；對應于0軸的輸出功率和

7、其余各軸的輸入功率分別為 、 、 、 、 ；對應于0軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其余名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為 、 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動比分別為 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為 、 、 、 。軸號電動機兩級圓柱減速器工作機o軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min)n0=1440n1=480n2=93.57n3=25.57n4=25.57功率p(kw)p0=4.32p1=4.15p2=3.99p3=3.83p4=3.75轉(zhuǎn)矩t(nm)t0=28.65t1=82.57t2=407.23t3=1430.45t4=1400.57相鄰兩軸帶傳動齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比 ii01=3i12=5.13i23=3.

8、66i34=1傳動效率01=0.9623=0.9623=0.9634=0.98注： 五、計算傳動裝置各軸的運動和參數(shù)六、減速箱外傳動零件設計（帶傳動）目的過程分析結論普通帶傳動1、 確定計算功率查表（87）得工作情況系數(shù)，故2、 選擇帶帶型根據(jù)，查圖（811）得使用型帶3、 確定帶輪的基準直徑）確定小帶輪的基準直徑，驗算帶速由于電動機的伸出軸38，所以由表（86）選擇小帶輪基準直徑再由公式算得，所以適合）由公式算得大帶輪mm再查表88選用mm所以實際傳動比4、 確定帶的中心距a和基準長度1）根據(jù)式得初定2）由查表82得3）實際中心距則中心距的變化范圍mm1、 選擇型帶2、 小帶輪采用實心式3、

9、 大帶輪采用腹板式（帶輪的具體結構尺寸如下）普通帶傳動5、 驗算小帶輪包角6、 計算帶的根數(shù)） 計算單根帶的額定功率由查表（84a）得kw由和帶，查表（84b）得kw查表（85）得，表（82）得帶長修正系數(shù)，故kw） 計算帶的根數(shù)z,故取z77、 計算單根帶的初拉力的最小值由表（83）得型帶的單位長度質(zhì)量8、 計算最小壓軸力9、 帶輪結構設計） 選擇材料根據(jù)已知的工作條件和帶速，選取材料為150） 設計帶輪結構由dd1 =90mm2.5d=95mm，所以小帶輪做成實心式,dd2=280mm300mm，那么大帶輪都采用腹板式（具體見下圖） 設計帶輪輪槽，查（810）表得以下參數(shù)槽型bd槽寬ham

10、in齒頂高hfmin齒根高e齒距fmin齒厚dd分度圓()dd分度圓()11.02.758.7159118注：y為谷角） 帶輪的技術要求輪緣、腹板上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡；允許對輪緣、腹板進行表面缺陷修補1、選擇型帶2、小帶輪采用實心式3、大帶輪采用孔板式（帶輪的具體結構尺寸如下）1、 帶輪材料1502、 小帶輪基本尺寸大帶輪結構1、材料一樣2、大帶輪尺寸七.設計高速級齒輪目的過程分析結論高速級齒輪設計1、選定齒輪類型、精度、材料、齒數(shù)及螺旋角）選用斜齒圓柱齒輪傳運輸機速度不高，故選用級精度） 材料選擇。由表（101）小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為hbs，

11、二者材料硬度差為hbs。） 選小齒輪齒數(shù)10，大齒輪齒數(shù)2115.1320=102.6,取z2=103。） 選取螺旋角。初選螺旋角2、按齒面接觸強度計算按公式（1021）試算，即 ）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選 （）由圖，選取區(qū)域系數(shù)（）由圖查得（）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （）由表選取齒寬系數(shù)（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)（）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)，（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由式得1、齒輪參數(shù)2、齒輪材料1）小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為2）大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)

12、），硬度為hbs3、齒輪結構1）初設小齒輪1采用齒輪軸式2）大齒輪2采用腹板式（附有零件圖）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）計算齒寬及模數(shù)（）計算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)k查表（102）知使用系數(shù)，根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由，由表查得，由表查得，根據(jù)，在圖（1013）查得所以（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數(shù)1、齒輪參數(shù)2、齒輪材料1）小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為2）大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為hbs3、齒輪結構1）初設小齒輪1采用齒輪軸式2）大齒輪2采用腹板式（附有零件圖）3、按齒根彎曲強度計算由式） 確定計算參數(shù)（）計算

13、載荷系數(shù)（）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（）計算當量齒數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應力校正系數(shù)由表查得（）由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.4，由式得1、齒輪參數(shù)（）計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由取，則，取4、幾何尺寸計算） 計算中心距將中心距圓整為176mm）按圓整后的中

14、心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。） 計算大、小齒輪的分度圓直徑1、齒輪參數(shù)高速級齒輪設計） 計算大、小齒輪的齒根圓、齒頂圓直徑） 計算齒輪寬度圓整后?。?、驗算故齒間載荷分配系數(shù)適合6、齒輪結構1）小齒輪直徑很小，故采用齒輪軸式2）大齒輪齒頂圓直徑大于160，又小于500故采用腹板式1、齒輪參數(shù)八.設計低速級圓柱直齒傳動目的設計過程結論選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)） 選用直齒傳動，級精度） 由表選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為hbs。） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)取按齒面接觸強度計算1）由設計計算公式計算2）確定公式各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)（2

15、）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（3）由表選取齒寬系數(shù)（4）由表查得材料的彈性影響系數(shù)（5） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由式得3）計算（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值1、齒輪參數(shù)2、齒輪結構） 小齒輪3用實心結構） 大齒輪4用腹板式按齒面接觸強度計算（） 計算圓周速度v （） 計算齒寬（） 計算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高（） 計算載荷系數(shù)k根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)因為是直齒，所以由表查得使用系數(shù)由表查得由圖2查得故載荷系數(shù)（）按實際的載

16、荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得計算模數(shù)1、齒輪參數(shù)2、齒輪結構） 小齒輪3用實心結構大齒輪4用腹板式按齒根彎曲強度計算由式得彎曲強度的設計公式為） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值（） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（） 由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （） 計算彎曲疲勞許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1.4，由式得（） 計算載荷系數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應力校正系數(shù)由表查得（） 計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大） 計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.87，并就近圓整為標準值3。1、齒輪參數(shù)

17、2、齒輪結構） 小齒輪3用實心結構大齒輪4用腹板式按齒根彎曲強度計算按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)取大齒輪齒數(shù)取幾何尺寸計算） 計算分度圓直徑） 計算齒根圓和齒頂圓直徑） 計算中心距） 計算齒寬取1、齒輪參數(shù)齒輪結構） 小齒輪3用實心結構） 大齒輪4用腹板式九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計布置圖如下（此圖主要表現(xiàn)軸的形狀，齒輪、鍵、鍵槽等和一些交線沒有畫出）1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計目的過程分析結論輸入軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計輸入軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在齒輪上的力初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取（以下軸均取此值），于是由式初步估算軸的最小直徑選軸的材

18、料為鋼，調(diào)質(zhì)處理輸入軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計該段為伸出段，有鍵槽，為了滿足強度要求，所以計算值應該增大3，即，取軸的結構設計）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（）為滿足帶輪的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，故取段的直徑，比l略短，取，（2）因為軸承受到軸向力比較小，主要受徑向力，所以初選型號6206的深溝球軸承，參數(shù)如下：外形尺寸，安裝尺寸，基本額定動載荷，基本額定靜載荷，故， （3）這是一根齒輪軸，所以，根據(jù)安裝情況取，因為軸環(huán)，3）軸上零件的周向定位（以下軸均一樣）滾動軸承與的周向定位是采用過渡配合的方式4）確定軸上圓角和倒角的尺寸（以下軸

19、均相似）從表152，取軸端倒角1.5450，圓角半徑根據(jù)各段的直徑來選定求軸上的載荷并校核跨度為1）計算齒輪上的作用力軸參數(shù)如下輸入軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計2）計算支反力及彎矩扭矩圖（）水平面支反力（）垂直面支反力（3）合成彎矩輸入軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計（4）計算扭矩并作扭矩圖） 軸計算截面的當量彎矩由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，截面處彎矩和扭矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面。根據(jù)式，軸的扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，故取，該段軸為齒輪故0.1d3=0.1d13，所以軸的計算應力由表查得，故安全 校核軸承和計算壽命（） 校核軸承a和計算壽命徑向載荷，軸向載荷，相對的軸向載荷，查表1

20、35得e=0.275,再由e，故查表取x0.56， ，再由表取則，a軸承的當量動載荷，校核安全。計算軸承6206的壽命（2）校核軸承b和計算壽命徑向載荷當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命 選用校核鍵根據(jù)使用要求，我們先擇單圓頭平鍵，再由軸徑和輪轂查表，選用單圓頭平鍵的尺寸由式，查表，得，鍵校核安全軸承參數(shù)采用6206型鍵的參數(shù)2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計目過程分析結論中間軸及其軸承裝置、鍵的設計 ，轉(zhuǎn)矩輸出軸上的輸入功率轉(zhuǎn)矩求作用在低速級小齒輪上的力求作用在高速級大齒輪上的力 初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝軸承處軸的最小直

21、徑軸的結構設計）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）因為軸承受到軸向力比較小，主要受徑向力，所以初選型號6208的深溝球軸承，參數(shù)如下：外形尺寸，基本額定動載荷，基本額定靜載荷，故 （2）安裝齒輪段。取，。兩齒輪間以軸環(huán)定位，因為上h0.07d,b=1.4h,所以?。?）為滿足左端軸承和小齒輪（右端軸承和大齒輪）的軸向定位要求，軸承右端采用套筒定位，套筒的參數(shù)如下45，d40，15，所以選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理軸的參數(shù)5、求軸上的載荷并校核（受力圖、彎矩圖及扭矩圖見下一頁圖1）跨度為，） 計算支反力和彎矩（） 水平面支反力和彎矩（） 在c處，在處，（）

22、垂直面支反力和彎矩（）合成彎矩圖c處d處右側處左側）計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖）校核軸由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，c處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面。根據(jù)式，并取同，所以不安全，應適當增大d2-3,從而相應改變軸、軸承的尺寸，具體如下。改選軸承6209，其尺寸，軸做成七段，套筒的尺寸如下。軸的校核省略。1、低速軸彎矩圖2、中間軸彎矩圖校核軸承和計算壽命）校核軸承a和計算壽命徑向載荷由表取由式9當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命）校核軸承b和計算壽命徑向載荷軸向載荷所以由，查表135得，又e,查得x=1,y=0 ,所以軸承的當量動載荷為該軸承壽命該軸承壽命選用校核鍵）低速級小齒輪的鍵由

23、表選用圓頭平鍵l=100, 由式，查表，得，鍵校核安全） 高速級大齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵由式，查表，得，鍵校核安全軸承參數(shù)鍵的參數(shù)1）l=1002）3.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計目的過程分析結論輸出軸及其軸承裝置、鍵的設計由第二軸的計算可知第三軸上齒輪,輸入功率,轉(zhuǎn)矩初定軸的直徑軸的材料同上。由式，初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，查表，取，兩軸器的計算轉(zhuǎn)矩查簡明機械設計手冊，選用gl10型滾子鏈聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500n。半聯(lián)軸器的孔徑，又因有鍵槽，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度。 軸的結構設計）軸的形狀見前面的結構圖）確定各段直徑和長度（）在第段左端制一軸肩，

24、取，右端用軸端擋圈定位，取直徑為d68。為保證壓緊聯(lián)軸器，?。ǎ┏踹x型號為6214的深溝球軸承，安裝尺寸基本額定動載荷基本額定靜載荷。可取左端應用軸肩定位（）由于裝有鍵槽,取安裝齒輪處直徑，應略小于齒輪寬度，取，右端用軸肩定位，左端用套筒定位，套筒的尺寸ddb707914，所以取，取軸的材料同上選用gl10型滾子鏈聯(lián)軸器與軸配合的孔長度軸的結構參數(shù)輸出軸及其軸承裝置、鍵的設計4、校核軸受力圖，彎矩圖，扭矩圖見上26頁圖2。跨度）計算支反力（）水平面支反力和彎矩 （）垂直面支反力和彎矩（）合成彎矩圖c處2）計算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖3）校核軸由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，c處當量彎矩最大，并且有較多的應力集

25、中，為危險截面。根據(jù)式，并取 ,w=0.1d32-3 校核安全5校核軸承和計算壽命）校核軸承a和計算壽命徑向載荷由式當量動載，安全。該軸承壽命該軸承壽命）校核軸承b和計算壽命徑向載荷當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命軸承參數(shù)輸出軸及其軸承裝置、鍵的設計6、選用校核鍵（）齒輪處的鍵由表選用圓頭平鍵由式，查表，得，鍵校核安全（）聯(lián)軸器的鍵由表選用單圓頭平鍵由式，查表，得，鍵校核安全鍵的參數(shù)1）2）十.箱體結構尺寸目的分析過程結論機座壁厚=0.025a+39mm機蓋壁厚11=0.02a+38mm機座凸緣壁厚b=1.513.5mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機座底凸緣壁厚b2=2.522.

26、5mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1220mm地腳螺釘數(shù)目a1.211mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離2210 mm其它詳見圖紙十一.潤滑與密封目的分析過程結論潤滑與密封1潤滑方式的選擇 因為潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失，而軸承的速度因子，所以適用脂潤滑，根據(jù)轉(zhuǎn)速由簡明機械設計手冊查得用2號鈣基潤滑脂齒輪的圓周速度都小于12m/s,所以采用浸油潤滑方式。查簡明機械設計手冊表1822用普通工業(yè)齒輪油120號。 2密封方式的選擇由于i，ii，iii軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封軸承端蓋上采用型密封圈密封。上下箱蓋采用研合面密封。十二、小結1、 很復雜。剛開始時，什么頭緒

27、都沒有，只是根據(jù)書本內(nèi)容，按需要一部分一部分設計，獨立了構件間的聯(lián)系，最終，弄得錯漏百出，頻頻修改。雖然功夫費了不少，但是收獲還是頗為豐富。因為要設計，查閱了大量的資料，認識了很多以前不會的知識，或者以前沒有留意的知識。一次設計，是一次新知識的學習，和一次舊知識的鞏固。2、 鍛煉邏輯思維能力。這個過程需要思前想后，顧左顧右。3、 心得。通過學習，深刻地認識了減速器，和各種各樣的零部件，了解了各零件之間的聯(lián)系，認識到自己學習機械設計的作用，把自己所學的內(nèi)容應用到實際，并且發(fā)現(xiàn)自己所學的知識是相當?shù)牟蛔?。當設計接近尾聲時，我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)自己的設計存在著多錯誤，但是來不及再修改，而且覺得沒必要。重要的是

28、知道錯誤，知道為什么。這次設計是一次難得的實習經(jīng)驗，除了給我們帶來煩惱，更多的是知識。十三、參考文獻1、機械原理第七版主編：孫桓，陳作模，葛文杰2、機械設計第八版主編：濮良貴，紀名剛（注：以上沒有特別指明表出處，均出自此書）3、簡明機械手冊第二版主編：唐金松4、機械設計課程設計主編：王連明5、計算機制圖與計算機繪圖主編：周靜卿張淑娟趙鳳芹附：由于軸設計不合理，在畫圖時尺寸有所出入，具體如圖所標。tgkqcwa3ptgz7r4i30ka1dkaghn3xtkknbycudxqa7fhyi2chhi92tgkqcwa3ptgshls50clmtwn60eo8wgqv7xav2ohum32wgeauwydiawgmer4i30k