《單級直齒圓柱減速器設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《單級直齒圓柱減速器設(shè)計（24頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、湖南工學(xué)院 題目 單級直齒圓柱減速器設(shè)計 機械工程系 專業(yè) 班 設(shè)計人 學(xué)號 指導(dǎo)教師 2006 年 1 月 07 日 課程設(shè)計評語： 課程設(shè)計答辯負責人

2、簽字 年 月 日 一、設(shè) 計 課 題 設(shè)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(shè)計任務(wù)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(shè)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。 ?。害? =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(shè)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(shè)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(yīng)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(yīng)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(shè)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(yīng)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(yīng)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(yīng)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(xué)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(xué)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(xué)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(shè)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(yīng)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(shè)計 1．根據(jù)設(shè)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(yù)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(yīng)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(shè)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(shè)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(shè)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(shè)計要求。 十二、聯(lián)軸器設(shè)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(shè)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(yīng)選用潤滑脂潤滑 采用潤滑脂潤滑軸承時，應(yīng)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(yīng)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(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精刨，其表面粗糙度應(yīng)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(shè)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(guān) 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(shè)計小結(jié) 通過一級圓柱齒輪減速器個部件的設(shè)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(dǎo)致在進行齒輪傳動部分設(shè)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(shè)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(yù)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(shè)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(fù)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(chǔ)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(shè)計時，其先沒有對其零部件進行設(shè)計考慮，尤其是像滾動軸承等一些標準零件。而軸在設(shè)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(shè)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(shè)計過程中的重復(fù)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(shè)計，使我更進一步認識到每一個零件在設(shè)計中都是極其重要的，那 怕是一個小小的螺絲釘在設(shè)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(shè)計中，都應(yīng)一絲不茍認真對待。要養(yǎng)成嚴謹?shù)墓ぷ髯黠L(fēng)。 十六、設(shè)計心得與體會 減速器設(shè)計的設(shè)計是我們對《機械設(shè)計教程》課程學(xué)習(xí)成果的檢驗。 設(shè)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(xué)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(shè)計出現(xiàn)了較多的困難，但是通過向同學(xué)請教，以及對課本所學(xué)知識的復(fù)習(xí)和任老師的耐心指導(dǎo)下，我們的理論知識水平有所提高。在任老師的精心指導(dǎo)下，我們不斷的改正錯誤，填補知識空缺，增長自行設(shè)計水平和實踐檢驗?zāi)芰?。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(dǎo)和組員的共同協(xié)作下，讓設(shè)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(dǎo)和熱情幫助！ 附、參考文獻 機械設(shè)計教程（1994年修訂本） 西北工業(yè)大學(xué)出版社 濮良貴 機械設(shè)計手冊（第2版） 機械工業(yè)出版社 機械零件設(shè)計手冊（第3版） 冶金工業(yè)出版社 機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)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?？茖W(xué)技術(shù)出版社 甘永立 26