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1、湖南工學院 題目 單級直齒圓柱減速器設計 機械工程系 專業(yè) 班 設計人 學號 指導教師 2006 年 1 月 07 日 課程設計評語： 課程設計答辯負責人

2、簽字 年 月 日 一、設 計 課 題 設計一用于帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器，運輸機連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)、載荷變化不大、空載啟動，減速器小批量生產(chǎn)，使用期限5年，一班制工作，卷筒不包括其軸承效率為97%，運輸帶允許速度誤差為5%。 原始數(shù)據(jù)：運輸帶拉力 F=2.4Kn 運輸帶速度 V=1.6m/s 卷筒直徑 D=430mm 二、設計任務要求 1．減速器裝配圖一張（1號圖紙） 2．軸、齒輪零件圖各一張（2號圖紙或3號圖紙） 3．設計說明書一份

3、 三、擬訂傳動方案 減速器采用單級直齒圓柱齒輪傳動，工作機與減速器輸出軸采用彈性聯(lián)軸器連接，因為彈性聯(lián)軸器有一定的緩沖和吸震能力而且成本低，原動機與減速器輸入軸采用一級帶傳動，其作用是帶傳動能緩沖減震，且傳動平穩(wěn)宜布置在高速級。傳動方案示意圖如圖（一）所示 圖（一） 四、選擇電動機 1．選擇電動機類型 按工作要求和條件選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。 2．選擇電動機容量 由Pd=Pw/ηa kw Pw=FV/10

4、00 kw 得Pd= FV/1000ηa kw 由電動機至運輸帶的傳動總功率為 ηa=η1η2η3η4η5 式中：η1、η2、η3、η4、η5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。 取：η1 =0.96 η2=0.98 η3=0.97 η4=0.99 η5 =0.97 ηa=0.960.9820.970.990.97=0.86 Pd= FV/1000ηa =2.41031.6/10000.86 =4.7kw 3．確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為n=601000V/πD=6010001.6/π430

5、 =71.1r/min 查傳動比合理范圍表，取普通V帶傳動的傳動比i1’ = 2～4 一級圓柱齒輪減速器傳動比i2’ =3～6 則總傳動比合理范圍為ia’ =6～24,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd’ =ia’n=(6～24)71.1=426.6～1706.4 r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min和1500r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由機械設計手冊查出有三種適用的電動機型號因此有三種傳動比方案。 具體參數(shù)情況如下表（一） 方案 型 號 額定功率 Pd kw 轉(zhuǎn)速r/min 重量 kg 傳動裝置傳動比 同步 異步

6、總傳動比 V帶傳動 減速器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 68 20.25 3 5 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 85 13.5 2.8 4.5 3 Y160M2-8 5.5 750 720 125 10.13 2.5 4 表（一） 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、帶傳動和減速器的傳動比，可見第2種方案比較適合，因此選定電動機型號為Y132M2-6。其主要性能如下表（二） 型 號 額定功率 kw 滿 載 轉(zhuǎn) 起動電流 額定電流 起動轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)

7、矩 額定轉(zhuǎn)矩 噪音 dB(A) 轉(zhuǎn)動慣量 Kg．m2 轉(zhuǎn)速 r/min 電流 A 效率 % 功率因數(shù) Y132M2-6 5.5 960 6.5 85.3 0.78 6.5 2 2 71 0.04 表（二） 電動機主要外形和安裝尺寸列于下表（三） 中心高 H 外形尺寸 L(AC/2+AD) HD 地腳安裝尺寸 AB 地腳螺栓孔直徑K 軸 伸 尺寸 裝鍵部位尺寸 FGD 132 515345315 216178 12 3880 1041 表（三） 圖（一）

8、 五、確定傳動裝置的總傳動比 并分配各級傳動比 1． 總傳動比確定 電動機型號為Y132M2-6，滿載轉(zhuǎn)速nm =960r/min ia=nm/n=960/71.1=13.5 2． 分配傳動裝置的傳動比 ia= ioi 式中io、i分別為帶傳動和減速器的傳動比 為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取io=2.8(實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算)則減速器傳動比為： i=ia/io=13.5/2.8=4.82

9、 圖（二） 圖（三） 其V帶輪的輪槽尺寸由普通V帶輪的輪槽尺寸表查得：小帶輪尺寸如表（五）所示，大帶輪尺寸如表（六）所示。輪槽示意圖如圖（四） 槽 型 bd Hamin e Fmin Hfmin δmin φ(。) B 14 3.5 190.4 11.5 10.8 7.5 34 表（五） 槽 型 bd Hamin e Fmin Hfmin δmin φ(。) C 19 4

10、.8 25.50.5 16 14.3 10 38 表（六） 圖（四） ⑤許用應力由彎曲疲勞極限圖查得 σFlim1=320MPa σFlim2=313MPa 由最小安全系數(shù)表查得SF =1.4 則［σF］1=σFlim1/SF=320/1.4=228.57MPa ［σF］1=σFlim2/SF=223.57MPa ⑥計算大、小齒輪的YFS /［σF］并進行比較 YFS1 /［σF］1

11、=4.3/228.57=0.0188 YFS2 /［σF］2 =3.94/223.57=0.0176 將各參數(shù)代入公式（二）計算得 σF1 =36.38 MPa≤［σF］1 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求。 5． 幾何尺寸計算 d1= m z1=422=88mm d2= m z2=4106=424mm a = m/2(z1+z2)=4/2(22+106)=256mm b =64.02mm 取b2=65mm b1=b2+(5～10)mm 取b1 =70mm 7．驗算初選精度等級是否合格 齒輪圓周速度 U=πd1 n1/601000=

12、π88342.86/601000=1.58m/s<6m/s 對照常用圓柱齒輪傳動的精度等級及其應用范圍表可知選擇8級精度合適。 8． 根據(jù)計算所得的齒輪參數(shù)繪制齒輪零件圖 九、傳動軸設計 1． 擬訂軸上零件的裝配方案——確定其定位和固定方式 Ⅰ軸：該軸采用齒輪軸，擋油環(huán)、左端軸承、軸承端蓋依次從軸左端向右安裝，而右端只安裝軸承及端概。其示意圖如圖（五）所示 Ⅱ軸：齒輪、套筒、右端軸承、軸承端蓋、半聯(lián)軸器依次從軸的右端向左安裝，而左端只安裝軸承及端蓋。其示意圖如圖（六）所示 圖（五） 圖（六） 2． 按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑

13、 材料選45號鋼 Ⅰ軸：輸入功率 P1=4.512kw 轉(zhuǎn)速 n1=342.86r/min Ⅱ軸: 輸入功率 P2=4.289kw 轉(zhuǎn)速 n2=71.13r/min 可得d1min=C(P/n)1/3=120(4.512/342.86)1/3=28.33mm d2min=C(P/n)1/3 =120(4.289/71.13)1/3 =47.05mm 3． 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段長度和直徑 Ⅰ軸：參見圖（五） ① 從左端起第一段，該段安裝V帶輪，因有一鍵槽軸徑應增加5%，取φ30mm，長度l1=60mm ② 左起第二段，考慮V帶輪軸向定

14、位要求，該段直徑取φ38mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與V帶輪右端面間的距離為45mm，故取該段長l2 =70mm ③ 左起第三段，該段裝滾動軸承，直徑取φ40mm，長度l3 =20mm ④ 左起第四段，考慮滾動軸承的軸向定位要求，該段應為定位軸肩，直徑取φ48mm，長度l4 =10mm ⑤ 左起第五段，該段為齒輪軸的輪齒部分，其d1 =88mm，b1=70mm ⑥ 左起第六段，該段為定位軸肩，直徑取φ48mm，長度l6 =10mm ⑦ 左起第七段，該段安裝滾動軸承，直徑取φ40mm，長度l7 =20mm Ⅱ軸：參見圖（六） ① 從聯(lián)軸器開始

15、右起第一段，由于聯(lián)軸器處有一鍵槽，軸徑應增加5%取φ50mm，軸段長l1 =80mm ② 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該但直徑取φ55mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及便于對軸承添加潤滑脂要求，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離為45mm，故取該段長l2 =70mm ③ 右起第三段，該段裝滾動軸承，直徑取φ=60mm，長度l3 =40mm ④ 右起第四段，該段裝有齒輪，直徑取φ65mm，齒輪寬為b2=65mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度l4 =63mm ⑤ 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位要求，需有定位軸肩，取軸肩直徑φ75mm 長度l5 =12mm ⑥ 右起第六段，該段

16、為滾動軸承安裝處，取軸徑φ60mm，長度l6 =23mm 4． 求齒輪上作用力的大小方向 Ⅰ軸：作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為 T1=125.682Nm 圓周力 Ft1=T1/(d1/2)=125.682103/(88/2)=2856.4N 徑向力 Fr1=Ft1tanα=2856.4tan20。=1039.64N 軸向力 Fα1=0N 各力方向如圖（七）a所示 Ⅱ軸：作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為 T2 =575.86 N

17、m 圓周力 Ft2=T2/(d2/2)=575.86103/(424/2)=2716.32N 徑向力 Fr2=Ft2tanα=2716.32tan20。=988.66N 軸向力 Fα2=0N 各力方向如圖（八）a所示 5． 軸承的支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點，以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置建如圖（七）Ⅰ軸、如圖（八）Ⅱ軸的力學模型。 Ⅰ軸：水平面的支反力 RA=RB=Ft1/2=2856.4/2=1428.2N

18、 垂直面的支反力 RA’=RB’=Fr1/2=1039.64/2=519.82N Ⅱ軸: 水平面的支反力 RA=RB=Ft2/2=2716.32/2=1358.16N 垂直面的支反力 RA’=RB’=Fr2/2=988.66/2=494.33N 6． 畫彎矩圖 Ⅰ軸：剖面C處的彎矩 水平面的彎矩 Mc=RA50=1428.250=71410 Nmm=71.41 Nm 水平彎矩圖如圖（七）c所示 垂直面的彎矩 Mc’= RA’50=519.8250=25991Nm

19、m=25.99Nm 垂直面彎矩圖如圖（七）e所示 合成彎矩 M= (Mc2+ Mc’2)1/2 =(71.412+25.992)1/2=75.99Nm 綜合彎矩圖如圖（七）f所示 Ⅱ軸：剖面C處的彎矩 水平面的彎矩 Mc=RA50=1358.1650=67908 Nmm=67.9 Nm 水平面彎矩圖如圖（八）c所示 垂直面的彎矩 Mc’= RA’50=494.3350=24716.5Nmm=24.7Nm 垂直面彎矩圖如圖（八）e所示

20、 合成彎矩 M= (Mc2+ Mc’2)1/2 =(67.92+24.72)1/2=72.25Nm 綜合彎矩圖如圖（八）f所示 7． 畫扭矩圖 Ⅰ軸：TⅠ=Ft1d1/2=2856.488/2=125681.6Nmm=125.68Nm 扭矩圖如圖（七）g所示 Ⅱ軸：TⅡ=575.86Nm 扭矩圖如圖（八）g所示 8． 畫當量彎矩圖 因軸是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán) α=0.6 Ⅰ軸剖面C處的當量彎矩 MecⅠ=[M2+(αT)2]1/2=[75.992+(0.6125.68)2]1/2=107.06Nm

21、 其當量彎矩圖如圖（七）h所示 Ⅱ軸剖面C處的當量彎矩 MecⅡ=[M2+(αT)2]1/2=[72.252+(0.6575.86)2]1/2=352.99Nm 其當量彎矩圖如圖（八）h所示 9．判斷危險截面并驗算強度 Ⅰ軸：①剖面C處當量彎矩最大，所以剖面C為危險截面 MecⅠ=107.06 Nm 由軸的常用材料及其主要力學性能表查得 [σ-1]=55 MPa σeⅠ= MecⅠ/0.1 d13=107.06103/0.1883=1.57MPa<[σ-1] ②剖面D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但

22、其直徑較小，故該面也為危險截面 MD=75.408Nm σe=M/W=75.408103/0.1303=27.9 MPa<[σ-1] 故確定的尺寸是安全的。 Ⅱ軸：①剖面C處當量彎矩最大而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面 MecⅡ=352.99 Nm 由軸的常用材料及其主要力學性能表查得 [σ-1]=55 MPa σeⅡ= MecⅡ/0.1 d23=352.99103/0.1653=12.85MPa<[σ-1] ②剖面D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該截面也

23、為危險截面 MD =345.516 Nm σe=M/W=345.516103/0.1503=27.64 MPa<[σ-1] 故確定的尺寸是安全的。 圖（七） 圖（八） 10．繪制齒輪零件圖（Ⅰ軸、Ⅱ軸） 十、鍵聯(lián)接設計 根據(jù)課題要求總共有3處需用鍵聯(lián)接：①V帶輪與傳動軸Ⅰ軸；②齒輪2與傳動軸Ⅱ軸；③傳動軸Ⅱ軸與聯(lián)軸器。 1． 選取鍵的類型及尺寸 經(jīng)分析3處聯(lián)接均選用A型普通平鍵 ① 處

24、根據(jù)軸的直徑d1=30mm，V帶輪輪轂寬度B以及傳遞轉(zhuǎn)矩T1=125.682Nm 綜合考慮。 由普通平鍵和鍵槽的尺寸表查得：平鍵寬度b=8mm;高h=7mm; 長L=50mm ② 處根據(jù)軸直徑d2 =65mm， 齒輪寬度b2 =65mm， 傳遞轉(zhuǎn)矩 T2 =575.86 Nm 查表得 b=18mm；h=11mm；L=55mm ③ 處根據(jù)軸直徑d3 =50mm，半聯(lián)軸器長82mm，傳遞轉(zhuǎn)矩 T3 =564.34 Nm 查表的 b=14mm; h=9mm; L=150mm 2． 校核鍵的聯(lián)接強度 由鍵聯(lián)接的許用擠壓應力和許用壓強表查得 ① 處[σP1]=50～

25、60 MPa ② 處[σP2]=100～120 MPa ③ 處[σP3]=60～90 MPa 由式σP=4T/dhl計算得 ① 處σP1=26.6MPa<[σP1] ② 處σP2 =58.6 MPa<[σP2] ③ 處σP3 =33.4 MPa < [σP3] 經(jīng)強度校核所選平鍵都符合強度要求。 十一、滾動軸承設計 1．根據(jù)設計參數(shù)選擇軸承型號 總共有2處需用滾動軸承：①處支承Ⅰ軸；②處支承Ⅱ軸 根據(jù)工作條件，決定選用深溝球軸承，軸承主要承受徑向載荷，所承受的軸向載荷非常小可不予考慮。 Ⅰ軸徑向載荷大小由FtⅠ=TⅠ/(d/2)=125

26、.682103/(40/2)=6284.1N FrⅠ=Fttanα=6284.1tan20。=2287.2N Ⅱ軸徑向載荷大小由FtⅡ=TⅡ/(d/2)=575.86103/(60/2)=19195.3N FrⅡ=Fttanα=19195.3tan20。=6986.5N 軸承預期壽命為5年，一班制工作 根據(jù)以上條件初步選擇軸承型號：Ⅰ軸上軸承選用6308；Ⅱ軸上軸承選用6212 2．初步計算當量載荷P，求軸承應有的徑向基本額定動載荷值 根據(jù)P=fp(XFr+Y

27、Fα) C’=fdP/ft(60nLh’/106) 由機械設計手冊查得：Y=0；X=1；ft=1；fd=1.2；fp=1.2 Ⅰ軸承：P=2744.64N C’=26509.373N Ⅱ軸承：P=8383.8N C’=46508.135N 3．校核軸承壽命 由Lh= (ftC/P)ε106/60n （h） Ⅰ軸：其中n=342.86r/min ft=1 由機械設計手冊查得壽命系數(shù)ε=3 額定動載荷 C=40800N Lh=15968

28、2 h>Lh’ Ⅱ軸: 其中n=71.13r/min ft=1 查機械設計手冊可得ε=3 額定動功率 C=47800N Lh=43427 h>Lh’ 經(jīng)校核所選軸承符合設計要求。 十二、聯(lián)軸器設計 1．數(shù)據(jù)分析、載荷計算 所需最大功率為4.289kw；轉(zhuǎn)速為71.13r/min；外伸軸徑d=50mm；T=575.86Nm 由Tca=KAT(其中KA為工況系數(shù)，由聯(lián)軸器工況系數(shù)表查得KA=1.7) Tca=1.7575.86=978.96 Nm 2．類型、型號選

29、擇 由于傳遞轉(zhuǎn)矩較大，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)且結(jié)構(gòu)簡單，加上要有一定的緩沖和吸振能力，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 根據(jù)Tca、d1、n等條件，由GB/T 5843 – 2003 選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=1250 Nm；許用轉(zhuǎn)矩[n]=400r/min；孔軸直徑為50mm； 符合要求。 十三、潤滑與密封設計 1．滾動軸承的潤滑與密封 根據(jù)浸油圓周速度的大小選潤滑方式 n=71.13r/min D=0.424m U=πDn/60=3.140.42471.13/60=1.58m/s<2m/s

30、由計算可得應選用潤滑脂潤滑 采用潤滑脂潤滑軸承時，應在軸承旁加擋油板以防止?jié)櫥魇АＴ谳斎胼S和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥盎覊m、水汽和其他雜質(zhì)進入機體內(nèi)，在端蓋軸孔內(nèi)安裝密封件。 這里我采用毛氈封油圈，雖其密封效果較差，但其結(jié)構(gòu)簡單，對潤滑脂潤滑能可靠工作。 2．機體內(nèi)零件的潤滑密封 由于該減速器傳動件的圓周速度U≤12m/s故采用浸油潤滑，因機體內(nèi)需有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱，同時為了避免油攪動時沉渣泛起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30～50mm傳動件的浸油深度h為一個齒高，由此即可決定機座的高度為60mm，浸油深度決定后，即可定出所需油量，

31、并按功率大小進行驗算，以保證散熱，每傳遞1kw需油量Uo=0.35～0.7dm3 其功率為P=4.422kw 即所需總油量Uo=4.7 dm3 為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精刨，其表面粗糙度應不大于6.3微米。為了提高密封性，在機座凸緣上銑出回油溝，以便滲入凸緣聯(lián)接縫隙面上的油重新流回機體內(nèi)部。 十四、箱體結(jié)構(gòu)設計 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算及結(jié)果如下表所示（a=750mm） 名 稱 符號 尺 寸 關 系 尺寸結(jié)果數(shù)據(jù) 機座壁厚 δ 0.025a+

32、1 20 機蓋壁厚 δ1 0.02a+1 16 機座凸緣厚度 b 1.5δ 30 機蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 24 機座底凸緣厚度 b2 2.5δ 50 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12 40 地腳螺釘數(shù)目 n a>500 8 軸承旁聯(lián)接螺柱直徑 d1 0.75df 30 機蓋與機座聯(lián)接螺柱直徑 d2 (0.5～0.6) df 20 聯(lián)接螺栓d2的間距 l 150～200 180 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4～0.5) df 16 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3～0.4) df 12 定

33、位銷直徑 d (0.7～0.8) d2 14 df、d1、d2至外機壁距離 C1 由上面數(shù)據(jù)查表得 50 df、d2至凸緣邊緣距離 C2 由上面數(shù)據(jù)查表得 44 軸承旁凸臺半徑 R1 C2 44 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定以便于扳手操作為準 200 外機壁至軸承座端面距離 l1 C1+ C2+（8～12） 102 機蓋、機座肋厚 m1、m m1≈0.85δ1 m≈0.85δ m1 =14 m=18 軸承端蓋外徑 d2 軸承孔直徑+（5～5.5）d3 Ⅰ軸：118 Ⅱ軸:138 軸承端蓋凸緣厚度 t （1～1.

34、2）d3 18 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s 盡量靠近以Md1和Md3互不干涉為準，一般取s≈D2 Ⅰ軸：118 Ⅱ軸:138 十五、設計小結(jié) 通過一級圓柱齒輪減速器個部件的設計計算，主要圍繞三個方面的問題來表明 我的幾點看法。 1．傳動比分配問題 由于輸入軸、輸出軸轉(zhuǎn)速差異過大，以及帶傳動的傳動比不能過大（其原因是不能使帶輪過大）因此，齒輪傳動部分的傳動比會相對偏大，從而導致在進行齒輪傳動部分設計時，大、小齒輪齒數(shù)個數(shù)差距較大，如果在此過程中不慎重考慮其取值問題，則會在以下的設計部分出現(xiàn)個別參數(shù)誤差過大的問題。 解決此問題，

35、我認為在電動機選擇時，可選同功率而不同轉(zhuǎn)速的幾種不同型號電動機同時進行總傳動比預算，取其最佳。 2．V帶的根數(shù)問題 我這里所考慮的V帶根數(shù)問題，不是在V帶設計計算過程中，V帶根數(shù)不能大于10的問題，而是通過幾種不同型號V帶的反復驗算，得出的最佳V帶根數(shù)還是較大。而V帶根數(shù)多一根，就會對V帶的張緊、安裝、定位等多方面帶來多一些的不便。 緩解此問題，我認為可在計算結(jié)果基礎上向根數(shù)偏少的方向取舍V帶根數(shù)，例如：計算結(jié)果為3.299，我們不取4根，而取3根。如取3根，其V帶壽命會降低，但是可使其他很多方面簡便，況且我們都是通過額定功率來計算，其留有一定的余量，這樣可

36、使我們更好的利用資源。 3．傳動軸軸徑、長度確定及其結(jié)構(gòu)問題 在進行傳動軸設計時，其先沒有對其零部件進行設計考慮，尤其是像滾動軸承等一些標準零件。而軸在設計過程中其軸徑及其長度已確定，這樣會在以后的標準件確定過程中帶來很多問題，例如：強度校核達不到要求、軸徑找不到合適的系列等。由此在整個設計過程中產(chǎn)生矛盾。 解決此問題可在確定軸段直徑時，綜合考慮標準件的常用系列數(shù)以減少設計過程中的重復次數(shù)。 傳動軸結(jié)構(gòu)其一就是小齒輪部分，這里宜采用齒輪軸，但是齒輪軸上的輪齒部分的分度圓直徑與整個軸直徑大小差距較大，甚至超出使用齒輪軸的尺寸范圍，使整個軸陬徑大小

37、不合理。 針對這種情況，我認為可將整個軸的軸徑增大5%，從而使整個軸軸徑大小協(xié)調(diào)。 此次課程設計，使我更進一步認識到每一個零件在設計中都是極其重要的，那 怕是一個小小的螺絲釘在設計中也不能馬虎，否則就會造成安全隱患。因此，在 每一個細小部分的設計中，都應一絲不茍認真對待。要養(yǎng)成嚴謹?shù)墓ぷ髯黠L。 十六、設計心得與體會 減速器設計的設計是我們對《機械設計教程》課程學習成果的檢驗。 設計過程中，碰到了很多的問題：如數(shù)據(jù)的選用，以及數(shù)據(jù)的計算與檢驗等。前者需要對所學知識掌握熟練，而后者則需要冷靜的計算以及細心的審核。選用數(shù)據(jù)的過程中，我們對于課本知識的不熟練以及實際經(jīng)驗

38、的貧乏使得我們的設計出現(xiàn)了較多的困難，但是通過向同學請教，以及對課本所學知識的復習和任老師的耐心指導下，我們的理論知識水平有所提高。在任老師的精心指導下，我們不斷的改正錯誤，填補知識空缺，增長自行設計水平和實踐檢驗能力。在不斷的摸索爬行中，解決一個個疑團，嘗試不同的方案，在老師指導和組員的共同協(xié)作下，讓設計較圓滿的完成。 由于時間倉促，加之本人水平有限，錯誤在所難免，望任老師能夠提出寶貴意見，并予以指正！再次感謝任老師的精心指導和熱情幫助！ 附、參考文獻 機械設計教程（1994年修訂本） 西北工業(yè)大學出版社 濮良貴 機械設計手冊（第2版） 機械工業(yè)出版社 機械零件設計手冊（第3版） 冶金工業(yè)出版社 機械設計課程設計指導書（第2版）高等教育出版社 龔桂義 機械工程師手冊（第2版） 機械工業(yè)出版社 幾何公差與檢測 (第七版) 上海科學技術出版社 甘永立 26