单级齿轮减速箱课程设计说明书

设计项 目 一．设计任务 1.题目：设计带式运输机传动装置 2.传动方案简图 设计任务 原始数据 电动机类型确定 电动机功率确定 数据计算与说明 计算结果 F=1100N 原始数据： V=1.5m/s 运输带工作拉力：F=1100N 运输带工作速度：v=1.5m/s 卷筒直径： D=250mm 工作条件：带式输送机连续单向运转，工作平稳无过载，空载起动， 输送带速度允许误差±5% ；两班制工作（每班按8小时计算），使 用期限8年，小批量生产。 二．电动机的选择 1）选择电动机类型和结构形式：采用Y系列三相交流异步电动机，具有高效、节能、振动小、噪声小和运行安全可靠的特点，安装选择Y型电动机 尺寸和功率等级符合国家标准，适合于无特殊要求的各种机械设 备 Y系列：一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用 于 不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2）电动机功率的确定 根据已知条件，工作机的效率ηw=0.96，取V带的效率η1=0.96， 一般圆柱齿轮的效率η2=0.97，齿式联轴器的效率η3=0.99，滚子η=0.87 轴承（稀油润滑；一对）的效率η4=0.98 精选文档

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电动机转速确定 传动比分配 各轴运动和动力参数计算 电动机到工作机的总效率=0.96×0.97×0.99×0.98=0.87 工作机所需的功率 工作时电动机所需的功率Pd=PW/η=1.72/0.87=1.98kw 因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，故选用电动机的额定功率为2.2kw。 3)电动机转速的确定 初选V带的传动比i1=2~4，单级齿轮的传动比i2=3~5 电动机转速可选范围nd=(i1.i2)nw=(6~20)114.59=687.55~2291.84 符合这一范围的电动机转速有750r/min,1000r/min,1500r/min 综合考虑各方面因素，选取电动机型号为Y112M-6,参数如下 电机型号 额定功率/kw Y112M-6 2.2 满载转速/r·min-1 940 额定转矩/N·m 2.0 最大转矩/N·m 2.2 4 Pd= 1.98kW nw= 114.59 r/min 选用型号为Y112M-6的电动机 i带=2.5 i齿=3.28 nm=940r/min Pd=1.98kW Td=20.12N·m n1=376r/min P1=1.90kW T1=48.29N·m n2=114.63r/min P2=1.81kW T2=150.57N·m n3=114.63r/min P3=1.75kW T3=146.08N·m 4）传动比的分配 传动装置的总传动比 取i带=2.5，i齿=3.28 计算传动装置的运动和动力参数 各轴转速，输入功率，输入转矩如下 电动机轴 nm=940r/min Pd=1.98kw Td= Ⅰ轴（减速器高速轴） Ⅱ轴（减速器低速轴） Ⅲ轴（工作轴） m 三．V带轮传动设计 根据传送带工况，每天工作8小时，取工况系数Ka=1.1 1、确定计算功率 精选文档

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确定功率、V带型号、带轮直径、带轮中心距、基准长度 验算小带轮包角 计算V带根数 计算V带初拉力最小值 2、选择V带型号 ，n=940，选用A型普通V带。 3、确定带轮直径 确定小带轮直径 确定大带轮直径. 验算带速v ，在规定的之间 4、确定带轮中心距和基准长度 初选中心距 0.7( 0.7( 取 初选长度 =2×500+ =1629.86mm Ld取标准值1800 实际中心距a a= 5、验算小带轮包角 经计算，小带轮包角取值合理 6、计算V带根数 计算单根V带的基本额定功率 根据，，查表用插值法取 额定功率的增量Δ 根据，，查表用插值法取Δ 根据查表得包角系数，根据得带长修正系数 =，Z取2根 7、计算单根V带的初拉力的最小值 确定单根V带的预紧力 ，查表得每米长度质量m=0.10 确定带对轴的压力 Pc=2.18kW 选用普通V带 d1=112mm d2=280mm a0=500mm Ld=1800mm a=585.07mm α1 162°＞120° Z=2 四．齿轮设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数： 使用直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮材料为40Cr（调质处理），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质处理），硬度为240HBS，硬度差为40HBS。选取小齿轮齿数为24，传动比为3.28，大齿轮齿数为79(圆整) 2、按齿面接触强度设计齿轮参数 取载荷系数K=1.2，小齿轮转矩48.29N·m，齿宽系数，材料的弹性影响系数，小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 计算应力循环次数 接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1 精选文档

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选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按齿面接触强度设计齿轮参数 FQ=0.61N 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值，得： 直齿圆柱齿 =46.78mm 轮 计算圆周速度v， 8级精度 计算齿宽b 计算齿宽与齿高之比，模数 Z1=24 齿高 Z2=79 计算载荷系数 ，8级精度，动载系数，直齿轮，使用系数，，载 荷系数 σHlim1= 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 600Mpa σHlim2= 计算模数 550Mpa 3、按齿根弯曲强度设计 N1=8.66× 810 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 N2=8.66×大齿轮的弯曲疲劳强度极限 810 取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4， 计算载荷系数K 查取齿形系数 ，，应力校正系数， [σH]1= 计算小齿轮，大齿轮 600Mpa [σH]2= 605Mpa 大齿轮数值大 设计计算 取标准值m=2mm， 4、几何尺寸计算 分度圆直径 齿顶圆直径 V=0.92m/s B=46.78m/s 齿根圆直径 精选文档

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按齿根弯曲强度计算 中心距， 齿轮宽度 取 5、结构设计和绘制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于，而又小于，故用锻造毛坯的腹板式结构。 大齿轮相关尺寸：轴孔直径，轮毂直径 并绘制大齿轮零件图如下。 m=2.14 [σF]1= 303.57 Mpa [σF]2= 238.86 Mpa =0.01379 =0.015 最终结果 m=2 Z1=26 Z2=86 其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，可采用实心结构。 五．减速箱传动轴的设计计算 Ⅰ.输出轴设计计算 1、输出轴的各项参数 功率，转速，转矩 2、初步确定输出轴的最小直径 选择轴的材料为45钢，调质处理， 取得：考虑轴有一个键槽，将所得轴颈增大5%，即，输出轴的最小直径即是安装联轴器处轴的直径，同时应选取联轴器的型号，取工况系数联轴器的计算转矩计算转矩应小于联轴器的公称转矩，选用弹性柱销联轴器，型号为LH2，轴孔直径为，半联轴器长度为，半联轴器与轴的配合长度 精选文档

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几何尺寸计算 结构设计和齿轮零件图绘制 3、确定阶梯轴各段的直径 输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，，取。选用深沟球轴承6008，，右端滚动轴承采用轴肩定位，取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ直径。轴环处的直径为 4、确定阶梯轴各段长度 左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的轮毂宽度，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度略短于，取。轴承端盖总宽度为，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离，。。齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，齿轮宽度为，，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高，轴环宽度，取。取齿轮距箱体内壁距离考虑箱体的铸造误差，确定滚动轴承位置应距箱体内壁一段距离s，取，。滚动轴承宽度为，（轴承的宽度B为15mm，加1mm 的挡油环） 轴段 直径 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ Ⅶ-Ⅷ d1=52mm d2=172mm d1a=84mm d2a=176mm d1f=47mm d2f=167mm a=112mm B2=52mm B1=55mm 30 ３５ ４０ 42 50 44 ３５ 长度 58 50 38 48 6 23 16 5、轴上零件装配方案 （1）确定轴上零件的布置方案和固定方法： 参考一般减速器结构，将齿轮布置在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（H7/r6）作轴向固定。右端参考一般减速器结构，将齿轮布置在轴的中部，对称于两端的轴承齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（H7／r6）作周向固定，右端轴承用轴肩和过度配合（H7／K6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（H7／K6）固定内套圈。轴的定位则由两端的轴承端盖轴向固定轴承的外套圈来实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板轴向固定，用平键作周向定位。 （2）直齿轮在工作中不会产生轴向力，故两端采用深沟球轴承。轴承采用润滑，齿轮采用油浴润滑。 6、从动齿轮的受力计算 分度圆直径 圆周力 径向力 7、按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 精选文档

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输出轴各项参数 初步确定输出轴的最小直径 确定阶梯轴各段直径 1）绘制轴的受力简图 2）将齿轮所受力分解成水平H和铅垂平面V内的力 3）求水平面H和铅垂平面V的支座反力 1 水平面H内的支座反力: 2 铅垂平面V内的支座反力： PⅡ=1.81Kw NⅡ=114.63r/min TⅡ=150570Nmm 受力简图 Dmin=29.51mm 20868.3水平面弯矩 69594.3 联轴器选择LH2型 垂直面弯矩 72655.7 组合弯矩 482300 扭矩 2380 当量弯矩 4）绘制弯矩图: 1 水平面H的弯矩 2 铅垂面V的弯矩 3 合成弯矩 4 绘制扭矩 5 绘制当量弯矩图 单向转动，故切应力脉动循环，取 ，a截面当量弯矩为： 8、校核轴的强度 根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断a、b截面为危险截面，下面分别进行校核： 1）校核a截面 dⅠ-Ⅱ=30mm dⅡ-Ⅲ=35mm dⅢ-Ⅳ=40mm dⅣ-dⅤ=42 dⅤ-Ⅵ =50 dⅥ-Ⅶ=44mm dⅦ-Ⅷ=40mm 精选文档

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确定阶梯轴各段长度 考虑键槽后，由于，故a截面安全。 2）校核b截面 考虑键槽后，由于，故b截面安全。因为危险截面a、b均安全，所以原结构设计方案符合要求。 LⅠ-Ⅱ=58mm LⅡ-Ⅲ=50mm LⅢ-Ⅳ=38mm LⅣ-Ⅴ=48mm LⅤ-Ⅵ=6mm LⅥ-Ⅶ=23mm LⅦ-Ⅷ=16mm Ⅱ.输入轴的设计计算 1、输入轴的各项参数 功率，转速，转矩 2、初步确定输出轴的最小直径 选择轴的材料为45钢，调质处理，硬度为280HBS， 取得：考虑轴端有一键槽，将所得轴颈增大5%，即，最后取轴的最小直径为 轴的结构设计，确定轴上零件的布置方案和固定方式。单级齿轮减速器，齿轮布置在箱体内壁的中间，轴承对称布置在齿轮的两边，两端轴承靠轴肩实现轴向定位和固定，靠过盈配合实现周向固定，轴通过轴承盖实现轴向定位。轴上零件的周向定位，带轮和轴的周向定位均采用平键连接。 轴上零件 装配方案 3、确定轴的各端直径 外端直径，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，，取标准值，Ⅲ-Ⅳ段选用 深沟球轴承，初选深沟球轴承型号为6206，，， 4、确定各轴的长度： 查表8-10得 A型V带轮f=9，e=15 。轴承端盖总宽度为，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润 滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离，。根据所选 6206型号的深沟球轴承，轴承与箱体内壁s=8mm，齿轮距箱体内壁 距离a=16mm，加1mm 的挡油环 LⅢ-Ⅳ=16+8+15+1=45.75mm，圆整46.小齿轮宽为55,取LⅣ-Ⅴ=53。LＦｔ＝１７５０．８Ｎ 考虑箱体的铸造误差，确定滚动轴承Ⅴ-Ⅵ=5(轴环宽度为b≥1.4h)。 位置应距箱体内壁一段距离s，取S=10mm.LⅥ-Ⅶ=10+16+1=27mm（轴Ｆｒ＝６３７．２Ｎ 从动齿轮承的宽度B1为16mm，加1mm 的挡油环） 受力计算 轴段 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ d 21 24 30 34 40 30 L 48 50 46 53 5 27 5、主动轴的受力计算 精选文档

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按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 分度圆直径 圆周力 径向力 6、按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 (1)绘制轴的受力简图 (2)将齿轮所受力分解成水平H和铅垂平面V内的力 (3)求水平面H和铅垂平面V的支座反力 水平面H内的支座反力: 铅垂平面V内的支座反力： (4)绘制弯矩图: 1 水平面H的弯矩图 2 铅垂面V的弯矩图 3 合成弯矩图如下 4 绘制扭矩图 5 绘制当量弯矩图 单向转动，故切应力脉动循环，取 ，a截面当量弯矩为： ＦＨ１=ＦＨ２=３１８.６Ｎ ＦＶ１=ＦＶ２=８７５.４Ｎ ＭＨ=２０８６８.３Ｎ·ｍｍ ＭＶ=６５９４.３Ｎ·ｍｍＭ=７２６５５.７Ｎ·ｍｍ Ｍｅａ＝９９０３４１．２８Ｎ·ｍｍ 精选文档

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校核轴的强度 输入轴各项参数 初步确定输出轴的最小直径 确定轴的各端直径 22139 60827.23 730.848290.0ＰⅠ=１.９ｋＷ ｎⅠ＝３７274.04 7、校核轴的强度 根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断a、b截面为危险截面，下面分别进行校核： ６ｒ／ｍｉｎ ＴⅠ=４８２９０Ｎ·ｍｍ ｄ１＝２１ｍｍ dⅠ-Ⅱ=２１mm dⅡ-Ⅲ=２４mm dⅢ-Ⅳ=３０mm dⅣ-dⅤ=３４ｍｍ 1）校核a截面 考虑键槽后，由于，故a截面安全。 2）校核b截面 考虑键槽后，故b截面安全。 因为危险截面a、b均安全，所以原结构设计方案符合要求。 六、键的选择与强度校核 1、带轮与输入轴间键的选择及校核 轴颈，轮毂宽度48mm，A型平键， 2、小齿轮与输入轴间键的选择及校核 轴颈，轮毂宽度53mm，A型平键， 3、输出轴与大齿轮间键的选择与校核 轴颈，轮毂宽度48mm，A型平键， 4、输出轴与联轴器间键的选择及校核 轴颈，轮毂宽度，A型平键， 精选文档

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确定各轴的长度 主动轴的受力计算 按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 dⅤ-Ⅵ =４０ｍｍ dⅥ-Ⅶ=３０七．滚动轴承的选择与校核 mm 1．滚动轴承的组合设计 LⅠ-Ⅱ= ４8mm (1)滚动轴承的支承结构 LⅡ-Ⅲ=50mm 输出轴和输入轴上的两轴承跨为H1=H2=131， LⅢ-Ⅳ=４６(2)滚动轴承的轴向固定 mm 轴承内圈在轴上的定位以轴肩固定一端位置，另一端用弹性圈固LⅣ-Ⅴ=５３定。 mm (3)滚动轴承的润滑 LⅤ-Ⅵ=５mm 对于输出轴承，内径为d2=40，转速为nⅡ=114.6r/min，则 dn=d2×nⅡ=40×114.6=4854，查表13-10，可知其润滑的方式可为LⅥ-Ⅶ=２７mm 润滑脂、油浴 、润滑、滴油润滑、循环油润滑以及喷雾润滑等。 同理，对于输入轴承，内径为d30mm，转速为n=376r/min,则查表13-10，可知其润滑的方式可为润滑脂、油浴润滑、滴油润滑、循环油润滑以及喷雾润滑等 (4)滚动轴承的密封 对于输出轴承，其接触处轴的圆周速度 故可采用圈密封。 2.输出轴上轴承寿命的计算 ’输出轴承所受径向反力,输出轴预计寿命LH=2×8×300×8=38400h.查表得6008型轴承基本额定动载荷CR=13.7kN，基本额定静载荷C0=9.9kN，6008型轴承为球轴承，寿命指数ε=3，查表得温度系数,,故满足要求。 3.输入轴上轴承寿命的计算 ’输入轴承所受径向反力，输入轴的预计寿命LH=2×8×300×8=38400h。查表得6206型轴承基本额定动载荷CR=19.5kN，基本额定静载荷C0=11.5kN，6206型轴承为球轴承，寿命指数ε=3，查表得温度系数,,故满足要求。 １ Ｆｔ＝ ８５７．３１Ｎ Ｆｒ=６７６Ｎ ＦＨ１=ＦＨ２=３３８Ｎ ＦＶ１=ＦＶ２=９２８.６６Ｎ ＭＨ=２２１３９Ｎ·ｍｍ ＭＶ=６０８２７.２３Ｎ·ｍｍ Ｍ=６４７３０.８８Ｎ 八．联轴器的选择 选取联轴器的型号取工况系数联轴器的计算转矩计算转矩应小于联轴器的公称转矩，选用弹性柱销联轴器，型号为LH2，轴孔直径为，半联轴器长度为，半联轴器与轴的配合长度 九．箱体结构设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用 精选文档

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H7配合. is61. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 低速轴上齿轮的圆周速度为，速度较小，故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便. 4.对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固 B 排油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 定位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. F 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 6.3·ｍｍ Ｔ=４８２９０.０６Ｎ·ｍｍ  名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 符号 计算公式 结果 8mm 8mm  δ=0.025a+1≥8 1 δ1=0.02a+1≥8 精选文档

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带轮与输入轴间键的选择及校核 小齿轮与输入轴间键的选择及校核 输出轴与大齿轮间键的选择与校核 滚动轴承的组合设计 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 平凸缘座底厚度 地脚螺钉直径 b b1.5 12mm 12mm 20mm Ａ型平键 ６×６ Ａ型平键 １０×８ Ａ型平键 １２×８ Ａ型平键 ８×７ b1 b11.51 b2 b22.5 df df0.036a12M16 17 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 n d1 4 M12 d10.75df d2 d2=（0.5~0.6）M8 df 轴承端盖螺钉直径 d3 d3=（0.4~0.5）M8 df 视孔盖螺钉直径 d4 d4=（0.3~0.4）M8 df 定位销直径 d d=d1 10mm （0.7~0.8）26mm 22mm 18mm 24mm 20mm 16mm 20mm 30mm 95mm 85mm 50mm df，d1，d2至外机壁距离 C1 df，d1，d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 轴承旁联接螺栓距离 外箱壁至轴承座端面距离 C2 R1 C2 h s l1 D2 l1=C1+C2+（5~8） H1=H2 =131 精选文档

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联轴器选择 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 箱座肋厚 箱盖肋厚 轴承端盖外径 1 1>1.2 12mm 10mm 8mm 8mm 95mm 85mm ’ V=0.24m/s 2 2> m m0.85 m1 m10.851 D2 D2D+（5~5.5）d3 箱体深度 Hd ra30 112mm LH=38400h LH=8.92×10h 7箱体分箱面凸缘圆角半径 箱体内壁圆角半径 R2 0.7(c1c2)35mm R3  8mm LH=42566h Tca=KAT= L=60mm 十． 减速器的润滑密封设计 1.润滑 滚动轴承采用脂润滑。 齿轮采用浸油润滑，即将齿轮浸入油中，当齿轮回转时粘在其上的mm 油液被带到啮合区进行润滑，同时油池的油被甩上箱壁，有助散热。225855N·为避免浸油润滑的搅油功耗太大和保证轮齿啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿轮的一个齿高为适度，但不得少于10mm。 2.箱体密封 ①轴伸出处的密封： 垫圈式密封：利用矩形截面的毛垫圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，获得防止润滑油漏出和外界杂质灰质等侵入轴承室的密封效果。密封简单、价廉。 ②轴承室内侧的密封： 封油环密封：作用是使轴承室与箱体内部隔开，防止油脂漏进箱内及箱内润滑油溅入轴承室而稀释和带走油脂。封油环做成齿状，封油效果更好。 精选文档

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箱体结构设计 ③箱体与箱座接合面的密封： 在箱体和箱座接合面上涂密封胶密封。 ④其他部位的密封： 检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面间均需加纸封油垫或皮封油圈。螺钉式轴承端盖与箱体之间需加密封垫片 十一.设计心得 经过二个礼拜的辛苦劳动和努力，课程设计已成功的完成。在这段时间中首先是翻阅了大量资料和结合所学过的知识，并通过自己的努力，不断摸索，创新。在这次的课程设计中，不仅巩固以前所学的知识，而且还为以后的工作打下了坚实的基础。在直齿圆柱减速器的设计中，看到这个题目的时，心里一点底到没有，在以前学到的知识只是对表面的一个了解。通过老师的指导下和翻阅了大量的资料后，对直齿圆柱减速器有了一定的了解，才能开始定方案，才知道从那里下手。在设计的过程经常遇到了很多的问题，这些问题是要通过查资料来解决或问老师，设计中都是要反反复复修改，所以对每个零部件都必须有一定了解。特别是在画装配图的时候，对结构的设计，有很多的部件采用的是标准化，有些是参照其它的，对其改进，设计中是有很多部件在达到要求的基础上，可以参照以往的成果，但最主要是根据自己的想法去设计，在设计时要考虑要成本底，结构简单，加工方便，性能好，所以在画装配图是经过了无数的修改。还有对重要的部件的核算，也是比较复杂的，也是要经过反反复复的计算。在这次的课程设计中不仅学到了知识，而且学会运用知识和如何去解决问题，在设计中有很多是要根据实践，计算只是一个理论，实践是占主要，往往在理论中设计的运用到实践中都是要根据实际的来修改。 十二.参考文献 [1] 吴宗泽，罗圣国主编.机械设计课程设计手册.第二版.北京：高等教育出版社，1999 [2] 任济生，唐道武，马克新主编.机械设计机械设计基础课程设计.徐州：中国矿业大学出版社，2008 [3 ] 濮良贵,纪名刚.机械设计.8版.北京:高等教育出版社,2006 精选文档

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减速器的润滑密封设计 精选文档

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设计心得 参考文献 . .

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