二级圆柱齿轮减速器(机械设计设计)

二级圆柱齿轮减速器计算说明书 学院： 专业： 班级： 姓名： 目录目录2一、 设计数据及要求2二、 确定各轴功率、转矩及电机型号.31.工作机有效功率32.查各零件传动效率值43.电动机输出功率44.工作机转速45.选择电动机46.理论总传动比47.传动比分配58.各轴转速59.各轴输入功率：510.电机输出转矩：511.各轴的转矩512.误差6三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级6四、 齿轮传动设计与校核计算6（二）、低速级16五、初算轴径17六、校核轴的强度和轴承寿命：18（一）、中间轴18（二）、输入轴23（三）、输出轴277、 滚动轴承的校核计算 .328、 平键联接的选用和计算.37九、选择联轴器39十、润滑方式39十一、设计总结40十二 、参考文献411、 设计数据及要求1. 设计题目 设计一链板式输送机传动装置，两班制工作，连续单向运转，轻微振动，使用年限5年，单件生产，输送带允许误差为%5。 2.原始数据 链条曳引力F= 5200N 链条速度v= 0.3m/s 链条节距t=125mm 链轮齿数Z= 6 3.方案图二、 确定各轴功率、转矩及电机型号1.工作机有效功率 2.查各零件传动效率值联轴器（弹性），轴承 ，齿轮 链轮 故：3.电动机输出功率4.工作机转速链轮转速 电动机转速的可选范围：5.选择电动机选电动机型号为Y112M6，同步转速940r/min，满载转速1000r/min，额定功率2.2Kw 电动机外形尺寸 中心高H外形尺寸底脚安装尺寸底脚螺栓直径 K轴伸尺寸DE建联接部分尺寸FCD1322161401238801086.理论总传动比7.传动比分配， 故 ， 8.各轴转速 9.各轴输入功率： 10.电机输出转矩：11.各轴的转矩 12.误差带式传动装置的运动和动力参数 轴 名功率 P/Kw转矩 T/N.m 转速 n/r/min传动比 i效率 /%电 机 轴1.9119.40940199 轴1.8318.639404.2896 轴1.7676.60219.633.0596 轴1.69224.3272.01 轴1.52222.0872.01398链轮轴1.51213.2624三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为4055HRC，齿轮均为硬齿面。选用8级精度。4、 齿轮传动设计与校核计算4.1 高速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用40Cr渗碳淬火，齿面硬度为 55HRC，接触疲劳强度极限 ，弯曲疲劳强度极限 高速级大齿轮选用钢正火,表面淬火，齿面硬度为55HRC,接触疲劳强度极限 ，弯曲疲劳强度极限。取小齿齿数=19则 Z=iZ=4.2819=81.32 取Z=82。 齿轮精度按GB/T100951998，选择8级，齿根喷丸强化。2.初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查机械设计表10-6 选取区域系数 Z=2.5 由图10-26查得 则由公式10-13计算应力值环数 查图10-19得：, 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得: 许用接触应力 由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =13.设计计算小齿轮的分度圆直径d计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=48.39mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.251.86=4.176计算纵向重合度=0.318计算载荷系数K使用系数=1根据,8级精度, 查机械设计图10-8得动载系数K=1.08,查表10-4得K=1.45查图10-13得: K=1.38查表10-3 得: K=1.4故 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩 计算当量齿数 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋角 载荷系数K 查取齿形系数和应力校正系数查机械设计表10-5得:齿形系数2.85 2.24应力校正系数1.54 1.77 重合度系数根据，从图10-28查得=0.88 计算大小齿轮的 查图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.9 K=0.95 取弯曲疲劳安全系数 S=1.25= 比较结果 小齿轮的数值大，所以对小齿轮进行计算。 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，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d=40.36来计算应有的齿数.于是由: 取z=19那么z=3.5519=67.45 取整为68 几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为100mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整的 4.2 低速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用40Cr渗碳淬火，齿面硬度为 55HRC，接触疲劳强度极限 ，弯曲疲劳强度极限 高速级大齿轮选用钢正火,表面淬火，齿面硬度为55HRC,接触疲劳强度极限 ，弯曲疲劳强度极限。取小齿齿数=23则 Z=iZ=2.5423=58.42 取Z=59。 齿轮精度按GB/T100951998，选择8级，齿根喷丸强化。2.初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查机械设计表10-6 选取区域系数 Z=2.5 由图10-26查得 则由公式10-13计算应力值环数 查图10-19得：, 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得: 许用接触应力 由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =13.设计计算小齿轮的分度圆直径计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=37.40mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.43=5.47计算纵向重合度=0.318 计算载荷系数K使用系数=1根据,8级精度, 查机械设计图10-8得动载系数K=1.02,查表10-4得K=1.454查图10-13得: K=.42查表10-3 得: K=1.4故按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩 计算当量齿数 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋角 载荷系数K 查取齿形系数和应力校正系数查机械设计表10-5得:齿形系数2.60 2.24应力校正系数1.59 1.77 重合度系数根据，从图10-28查得=0.88 计算大小齿轮的 查图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.9 K=0.95 取弯曲疲劳安全系数 S=1.25= 比较结果 小齿轮的数值大，所以对小齿轮进行计算。 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm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d=62.86来计算应有的齿数.于是由: 取z=20那么z=2.9220=58.4 取整为59 几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为122mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度 圆整的 4.3 齿轮校核（一）高速轴校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135公式8.7 式中各参数：（1）齿数比。 （2）由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数。 （3）由参考文献1 P136图8.14查得节点区域系数。 （4）由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献1 P145公式8.26计算许用接触应力 式中： 接触疲劳极限，由参考文献1 P146图8.28（）分别查得， ； 寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得 ，； 安全系数，由参考文献1 P147表8.7查得。故 满足齿面接触疲劳强度。（二）、低速级校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P135公式8.7 式中各参数： （1）齿数比。 （2）由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数。 （3）由参考文献1 P136图8.14查得节点区域系数。 （4）由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献1 P145公式8.26计算许用接触应力 式中： 接触疲劳极限，由参考文献1 P146图8.28（）分别查得， ； 寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得 ，； 安全系数，由参考文献1 P147表8.7查得。故 满足齿面接触疲劳强度。五、初算轴径由参考文献1P193公式10.2可得：齿轮轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。中间轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取输出轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。式中：由许用扭转应力确定的系数，由参考文献1P193表10.2，取六、校核轴及键的强度和轴承寿命：（一）、中间轴1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算：由参考文献1P140公式8.16可知 式中：齿轮所受的圆周力，N； 齿轮所受的径向力，N； 齿轮所受的轴向力，N； 2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算： 由参考文献1P140公式8.16可知 式中：齿轮所受的圆周力，N； 齿轮所受的径向力，N； 齿轮所受的轴向力，N；3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： 4.轴向外部轴向力合力为：5.计算轴承支反力： 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。 轴承2，与所设方向相反。 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧，竖直方向 水平方向a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为故a-a剖面右侧为危险截面。7.计算应力 初定齿轮2的轴径为=38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献2P135表11.28选择=108，t=5mm,=25mm。齿轮3轴径为=40mm，连接键由P135表11.28选择=128，t=5mm,=32mm，毂槽深度=3.3mm。由，故齿轮3可与轴分离。又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故：抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 8.计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：键槽应力集中系数由附表10.4查得：（插值法）由参考文献1P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数S=1.51.8，显然SS，故危险截面是安全的9校核键连接的强度 齿轮2处键连接的挤压应力 齿轮3处键连接的挤压应力由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！10.计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN，基本额定静负荷=17.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求（二）、输入轴1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力2.平移轴向力所产生的弯矩为：3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力 由参考文献1P205附表10.1知：抗弯剖面模量抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：由参考文献1P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数S=1.51.8，显然SS，故危险截面是安全的7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135表11.28选择=87，t=4mm,=40mm。轴径为=25mm 联轴器处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷=17.8KN，基本额定静负荷=12.8KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求。（三）、输出轴1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力2.平移轴向力所产生的弯矩为：3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力 初定齿轮4的轴径为=44mm，连接键由参考文献2P135表11.28选择=128，t=5mm,=28mm。 由参考文献1P205附表10.1知：抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：键槽应力集中系数由附表10.4查得：（插值法）由参考文献1P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数S=1.51.8，显然SS，故危险截面是安全的7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献2P135表11.28选择=108，t=5mm,=70mm。轴径为=35mm联轴器处键连接的挤压应力齿轮选用双键连接，180度对称分布。 齿轮处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命 由参考文献2P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷=26.8KN，基本额定静负荷=20.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于轴承1的轴向力 故轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求七、滚动轴承的校核计算(一)高速轴的滚动轴承校核计算：选用的轴承型号为代号为33007,由资料1表9-16查出=63200N =46800N由工作条件知轴承的预期寿命为=283005=34000h，由轴的设计可知作用在齿轮上的力分别为1.求作用在轴承上的载荷：（1)径向负荷： 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个力系，如图5-1所示：则，由力的分析可知（轴的设计计算时已算出）：图5-11处轴承, 2处轴承, （2).轴向载荷：对于33007型轴承，按资料1表13-7，轴承派生轴向力，查手册知33007型轴承Y=2,e=0.31则轴承的派生轴向力 则轴承的轴向力 轴承2压紧，轴承1放松 （3).计算当量动载荷：求比值. 则 2.验算轴承寿命：因为,故只需校核2处轴承即可.滚子轴承=10/3 解雇所选的轴承合格。 (二)中间轴滚动轴承的校核计算：选用的轴承型号为代号为33010,由资料1表9-16查出=110000N =76800N由工作条件知轴承的预期寿命为=283005=24000h，由轴的设计可知作用在齿轮上的力分别为1.求作用在轴承上的载荷：（1).径向负荷： 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个力系，如图5-2-1所示：则，由力的分析可知（轴的设计计算时已算出）：图5-2-14处轴承, 3处轴承, （2).轴向载荷：对于33010型轴承，按资料2表13-7，轴承派生轴向力，查手册知33010型轴承Y=1.9,e=0.32则轴承的派生轴向力由，则轴承4“压紧”，轴承3“放松” （3).计算当量动载荷：求比值. 则： 2.验算轴承寿命：因为,故只需校核3处轴承即可.滚子轴承=10/3 具有足够的使用寿命.(三)低速轴滚动轴承校核计算：选用的轴承型号为代号为32013，由资料1表9-16查出=128000N，=82800N由工作条件知轴承的预期寿命为=283005=24000h，由轴的设计可知作用在齿轮上的力分别为1.求作用在轴承上的载荷：（1)径向负荷： 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个力系，如图5-3-1所示：则，由力的分析可知（轴的设计计算时已算出）：图5-3-16处轴承, 5处轴承, （2).轴向载荷：对于32013型轴承，按资料1表13-7，轴承派生轴向力，查手册知32013型轴承Y=1.3,e=0.46则轴承的派生轴向力 由，则轴承5“压紧”，轴承6“放松” （3).计算当量动载荷：求比值. 则 2.验算轴承寿命：因为,故只需校核5处轴承即可.滚子轴承=10/3 具有足够的使用寿命.八、平键联接的选用和计算(一) 输入轴上两个平键联接的强度计算：大带轮与轴的平键： 由轴的设计时知键的截面尺寸为 ， ，键和轴以及半联轴器的材料都是钢，由资料1表6-2查得许用应力=110MPa键的接触长度=L-b=40-8=32mm,接触高度=h/2=7/2=3.5mm由资料2式（6-1）得：可见键的联接强度足够.，则该键合格。键的标记为：键 （二）中间轴上键联接的强度计算： 由轴的设计时知键的截面尺寸为 ， ，键和轴以及半联轴器的材料都是钢，由资料1表6-2查得许用应力=110MPa键的接触长度=L-b=45-16=29mm,接触高度=h/2=10/2=5mm由资料1式（6-1）得：可见键的联接强度足够.，则该键合格。键的标记为：键 （三）输出轴上的两个平键的强度计算：1.联接大齿轮与轴的平键的计算： 由轴的设计时知键的截面尺寸为 ， ，键和轴以及半联轴器的材料都是钢，由资料1表6-2查得许用应力=110MPa键的接触长度=L-b=63-20=43mm,接触高度=h/2=12/2=6mm由资料1式（6-1）得：可见键的联接强度足够，则该键合格。键的标记为：键 2.联轴器与轴的平键的计算： 由轴的设计时知键的截面尺寸为 ， ，键和轴以及半联轴器的材料都是钢，由资料1表6-2查得许用应力=110MPa键的接触长度=L-b=80-18=62mm,接触高度=h/2=11/2=5.5mm由资料1式（6-1）得：可见键的联接强度足够.，则该键合格。键的标记为：键 九、选择联轴器 由于电动机的输出轴径（d=38mm）的限制，故由参考文献2P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选HL3型，孔径取35mm。十、润滑方式 由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB59031986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在6880mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY14131980）。牌号为ZL2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。九、减速器附件： 1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。盖板周围分布6个M616的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。 2.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可。 3.放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M201.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。 4.油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。 5.吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。 6定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A635。 7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M1022。其中螺纹长度为16mm，在端部有一个6mm长的圆柱。十一、设计总结 这次关于链板式运输机上的两级圆柱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。 通过减速器的设计，使我对机械设计的方法、步骤有了较深的认识。熟悉了齿轮、带轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法。进一步巩固了以前所学的专业知识，真正做到了学有所用学以致用，将理论与实际结合起来，也是对所学知识的一次大检验，使我真正明白了，搞设计不是凭空想象，而是很具体的。每一个环节都需要严密的分析和强大的理论做基础。另外，设计不是单方面的，而是各方面知识综合的结果。 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。从整个设计的过程来看，存在着一定的不足。像轴的强度校核应更具体全面些，尽管如此收获还是很大。相信这次设计对我以后从事类似的工作有很大的帮助，同时也为毕业设计打下了良好的基础。诸多不足之处，恳请老师批评指正。十二 、参考文献1 朱龙根主编简明机械零件设计手册（第2版）北京：机械工业出版社，20052 芦书荣主编. 机械设计课程设计.西安：西安交通大学出版社