机械设计基础课程设计A(带式运输机传动装置)

1、课 程 设 计 课程名称 机械设计基础课程设计A 题目名称 带式运输机传动装置 学生学院_材能学院_专业班级_11级材加2班 学 号 3111006xxx 学生姓名 xxx 指导教师_xxx_2013年7月 05日机械设计课程设计计算说明书1、绪论22、传动方案的拟定和说明43、电动机的选择44、计算总传动比及分配各级的传动比55、运动参数及动力参数计算56、传动零件的设计计算6 7、箱体尺寸的选择10 8、轴的设计计算11 9、滚动轴承的选择及校核计算16 10、键联接的选择及计算18 11 、联轴器的选择18 12、润滑与密封1913、减速器附件19 14、其他技术说明19 15、设计总结

2、及心得体会20 16、参考资料目录21广东工业大学课程设计任务书题目名称带式运输机传动装置学生学院材能学院专业班级11级材加2班姓 名xxx学 号3111006xxx 组 号 48一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：两级传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件：（1）运输带工作拉力：F = 2.8kN；（2）运输带工作速度：v = 2.2m/s；（3）卷筒直径： D = 360 mm；（4

3、）使用寿命： 8年；（5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；（6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量；（7）工作环境：室内，轻度污染环境；（8）边界连接条件：原动机采用一般工业用电动机，传动装置与工作机分别在不同底座上，用弹性联轴器连接。三、课程设计应完成的工作（小组成员A：1减速器装配图1张（1号图纸）；2输出轴上齿轮零件图1张（3号图纸）； 3设计说明书 1份。小组成员B：1上箱体零件图1张（1号图纸）；2输入轴零件图1张（3号图纸）； 3设计说明书 1份。小组成员C：1下箱体零件图1张（1号图纸）；2输出轴零件图1张（3号图纸）； 3设计说明书 1份。四、课程设计进程安

4、排序号设计各阶段内容地点起止日期1设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数第1 天2传动零件设计计算:带传动、齿轮传动主要参数的设计计算第2 天3减速器装配草图设计: 初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算;减速器箱体及附件的设计第35 天4减速器装配图设计第57 天5零件工作图设计第8 天6整理和编写设计计算说明书第9 天7课程设计答辩第10 天五、应收集的资料及主要参考文献（1） 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版（2）林怡青

5、、谢宋良、王文涛编著. 机械设计基础课程设计指导书M. 北京：清华大学出版社，2008年11月第1版（3）机械制图、机械设计手册等。发出任务书日期：2013年 06月 24 日 指导教师签名：计划完成日期： 2013年 07 月05 日 基层教学单位责任人签章：主管院长签章：计算过程及计算说明2 传动方案拟定和说明2.1设计单级圆柱齿轮减速器2.1.1 已知条件：滚筒圆周力F=2800N；带速V=2.2m/s；滚筒直径D=360mm。2.1.2 工作条件：使用年限8年，工作为两班工作制，载荷较平稳。2.1.3 设想传动简图，如下：3 电动机选择3.1 电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机3

6、.2 电动机功率选择：3.2.1 传动装置的总效率：总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒×滑动轴承=0.90×0.992×0.97×0.99×0.95×0.90=0.7243.2.2 卷筒工作功率：P卷筒=FV/1000 =（2800×2.2）/1000=6.16KW3.2.3 电机所需的工作功率：P电机= P卷筒/总 =6.16/0.724=8.51KW3.2.4 确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.2/（&#

7、215;360）=116.8r/min取V带传动比i1=24，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=36。则总传动比理时范围为ia=624。i取小于等于15，根据几个常用电机的同步转速有750、1000、和1500、3000r/min。初步选取n=1500r/min进行计算 。3.2.5确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-4。其主要性能：额定功率：11KW，满载转速1460r/min。4 计算总传动比和分配各级的传动比4.1 总传动比：i总=n电动/n筒=1460/116.8=12.54.2 分配各级传动比取V带传动的传动比

8、i带=3则单级圆柱齿轮减速器的传动比为：i齿轮= i总/ i带=12.5/3=4.175 计算传动装置的运动和动力参数5.1 各轴转速电动机轴为1轴，减速器高速轴为2轴，低速轴为3轴，各轴转速为：n1=n电机=14600r/minn2=n1/i带=1460/3=486.7(r/min)n3=n2/i齿轮=486.7/4.17=116.7(r/min)5.2 计算各轴的功率按电动机所需功率P计算各轴输入功率，即P1=P电机=8.51KWP2=P1×带=8.51×0.90=7.66KWP3=P2×轴承×齿轮=7.766×0.99×0.97

9、7.35KW5.3各轴扭矩T1=9.55×103P1/n1=9.55×103×8.51/1460=55.67N·mT2=9.55×103P2/n2=9.55×103×7.66/486.7=150.3N·mT3=9.55×103P3/n3=9.55×103×7.35/116.7=601.5N·m以上计算结果整理后列于下表：轴号轴1轴2轴3转速(r/min)1460486.7116.7功率（kw）8.517.667.53转矩（N·m）55.67150.3601.5传动比

10、34.176传动零件的设计计算（此部分计算所查表、图全来自机械设计基础课本）6.1 皮带轮传动的设计计算 已知：n1=1460 r/min P1=8.51KW 工作16小时6.1.1 求计算功率 Pca查表8-7得kA=1.2，故Pca=KAP=1.2×8.51=10.21KW6.1.2 选V带型号（普通V带）据Pca=10.21KW，n1=1460r/min，由图8-10查出选用B型。6.1.3 求大、小带轮基准直径d2、d1现取d1=132mm,由式（8-15a）得d2i带d1 =3x132=396mm由表8-8取d2=400mm6.1.4 验算带速VV=d1n1/(60

11、5;100)=×132×1460/(60×1000)=10.8m/s在53m/s范围内，故带速合适。6.1.5 带基准长度Ld和中心距aa0 =0.7（d1+ d2）2（d1+ d2）=356至468mm取a0 =400mm由式（8-22）得带长Lo =2ao +（d1+d2）/2 +（d1-d2）2/4ao=2515mm由表8-2选带的基准长度为L0=2500mmaa0+(Ld- L0) /2=400+（2500-2515）/2=393mm6.1.6 验算小带轮包角1 =180o-（d1-d2）/ a×57.3o =142°>90度，合

12、适6.1.7 求确定V带根数z由式（826）得z今n11460r/min d=132mm，查表8-4a得P0=2.82kw查表8-4b得P0=0.46KW，查表8-5得ka=0.91查表82得1.03，由此可得z3.33 取4根6.1.8求作用再带轮轴上的压力由表8-3得q0.18kg/m,故由式子得单根V带的初拉力F0=500Pca/（zv）（2.5/-1）+qv2=500×10.21/（4×10.8X0.91）×(2.5-0.91)+0.18×10.82N=227N作用在轴承的压力FQ=2zF0sin（1/2）=2×4×227&#

13、215;sin（1420/2）N=1717N6.2 齿轮传动的设计计算 已知:单向传动，轻微冲击P=7.66KW i=4.17 n1=486.7r/min6.2.1 选择齿轮材料及确定需用应力设计成结构紧凑故采用软齿面的组合：小齿轮用40Cr(调质)，齿面硬度为280HBS；大齿轮用45钢(调质)，齿面硬度为240HBS6.2.2按齿面接触强度设计计算齿轮按8级精度制造。小齿轮上的转矩T1=150300N·mm初设螺旋角为140 齿数 取Z1=24， Z2= Z1×i=24×4.17=100.08 实际传动比为i=101/24=4.2计算公式：d1t2k T1 /

14、d×(u±1)/u×(ZE ZH /H)2 1/3确定公式内的各计算数值试选K=1.6选取区域系数ZH 为2.433等于0.78+0.90=1.68选取齿宽系数d =1.0查得材料的弹性影响系数ZE =189.8H=（H1+ H2）/2=（570+550）/2=560MPa计算 小齿轮分度圆直径：d1t 2×1.6×150300/(1×1.68)×(4.2+1)/4.2×(2.433 ×189.8 /560)2 1/3 =62.2mm圆周速度：v=x d1t n/（60x1000）=1.59m/s齿宽b和

15、模数mnt： b=d d1t =1.0x62.2=62.2mmmnt = d1tcos/ Z1=62.2Xcos140/24=2.51mm；h=2.25 mnt=2.25×2.51=5.65mm；b/h=62.2/5.65=11纵向重合度为1.903；载荷系数k=2.21 d1 = d1t x（k/ kt）1/3 =69.3mm； mn = d1tcos/ Z1=69.3Xcos140/24=2.80mm6.2.3按齿根弯曲强度设计计算齿形系数ZV1=24/COS3140=26.27 ZV2=101/COS3140=110.56 查表得 YFa1=2.59 YFa2= 2.17查表得

16、 YSa1=1.59 YSa2=1.80因YFa2YSa2/F2=2.17×1.80/238.86=0.0164YFa1YSa1/F1=2.59×1.59/ 303.51=0.0136故应对大齿轮进行弯曲强度计算齿轮分度圆直径:mn2k T1 Ycos2 /d×Z1 2 ×(YFa YSa /F) 1/3 2.06mm 6.2.4 几何尺寸计算 对比上述结果，取m=2.5，同时取d1 =69.3mm来计算应有的齿数，z= d1 cos B/m=26.9，取z1 =27，则z2 =4.2x27=113 ,z2取113，中心距 a= mn×（ Z2

17、+ Z1 ）/2×cos=2.5×（27+113）/2×cos140 =180.4 mm 取a=181mm确定螺旋角： =arccos mn（ Z2+Z1 ）/2a = 14.790齿轮分度圆直径d1= mnZ1/ cos=2.5×27/cos14.79070mmd2= mnZ2/ cos=2.5×113/cos14.790292mm齿宽b=dd1=1.0×70=70mm 取b2=70mm，b1=75mm据以上所求，可得出大小齿轮的各参数，汇总列表如下，方便以后计算查阅。单位：mm项目ddadf小齿轮707268大齿轮29229429

18、0 7 箱体尺寸的选择箱体为铸铁减速器箱体，结构尺寸按课程设计书P21表4-1（图4-1）规定选择。单位：mm箱体壁厚=8箱盖壁厚1=8箱体凸缘厚度b=12，b1=12， 加强肋厚m=6.8，m1=6.8地脚螺钉直径df =18地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=14箱盖、箱座联接螺栓直径d2=10轴承盖螺钉直径和数目d3=8，n=4轴承盖（轴承座端面）外径D1=80D2=100观察孔盖螺钉直径d4=6df至箱外壁距离C1=26，C2=24箱缘尺寸C1=18, C2=22轴承端盖螺钉分布直径 D1'=8,D2'=8箱体外壁至轴承座端面距离C1+C2+10=40齿轮顶圆至箱

19、体内壁的距离1=12齿轮端面至箱体内壁的距离2=12减速器中心高H=210底脚凸缘尺寸C1=26，C2=24圆锥定位销直径与数目8，2箱体外壁至轴承座端面的距离60轴承座孔长度25，308轴的设计计算输入轴的设计计算8.1按扭矩初算轴径选用45号钢调质处理，根据dA(P/n)1/3，并查表，取A=120,则d120×(7.66/486.7)1/3mm=28.1mm考虑有键槽，将直径增大3%，则d=28.1×(1+3%)mm=28.9mm选d=30mm 为外伸出端的最小直径为dmin =30mm假定选用弹性套柱联轴器，查课程设计指导书136页选用TL6，孔径30mm,半联轴器

20、长为L=60mm, 毂孔长度为L1=56mm8.2 轴的结构设计8.2.1确定轴各段直径和长度段：d=30mm，长度取L=60mmII段:dII=36 mm，因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以取长度取LII=60mm段：初选用32208型其内径为d=40mm,宽度为25mm，考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑带轮和箱体外壁应有一定矩离且安装挡油盘与轴衬而定，为此，取该段长为L=25mmIV段与小齿轮固定配合，计算得轴长均为LIV=95 mm，直径为dIV=76mm对于V段，此段亦安装轴承，直径为dV=40mm，综合考虑

21、取长度LV=25mm8.3按弯矩复合强度计算Ft=2T2/ d1=2×150300/70=4294N；Fr= Fttann/ cos=4905×tan200/ cos14.790=1616N；Fa=Fttan=4294×tan14.790=1134N作用在轴右端带轮上外力F=2530 N（方向未定）；分度圆直径为70mm;对于32208型的圆锥滚子轴承,a=19mm 则L=101mm；K=139mm；(如图a)8.3.1 求垂直面的支承反力 F1v=（Fr·L/2-Fa·d1/2）/L=（1616×101/2-1134×70

22、/2）/101=415NF2v= Fr - F1v=1616-415=1201N8.3.2 求水平面的支承反力 F1H=F2H=Ft/2=4294/2 N =2147N ；8.3.3 F力在支点产生的反力F1F=F·K/L=2147×（139/101）N =1488N ；F2F=F+F1F=(2147+1488)N =3635N ； 8.3.4绘垂直面的弯矩图（图b） Mav=F2v·L/2=1201×0.101/2=61N·mMav=F1v·L/2=415X0.101/2=21N·m8.3.5绘水平面的弯矩图（图C） Ma

23、H=F1H·L/2=2147×0.101 /2 N·m =108 N·m8.3.6 F力产生的弯矩图（图d） M2F=F·K=2147×0.139N·m =298N·ma-a截面（两轴承的中心所在的垂直面）F产生的弯矩为：MaF=F1F·L/2=1488×0.101/2 N·m=75N·m8.3.7求合成弯矩图（图e）；考虑到最不利的情况，把MaF与（M2av+ M2aH）1/2直接相加。 Ma=（M2av +M2aH）1/2+ MaF=（61 2+1082）1/2+75N&

24、#183;m =199N·mM a=（Mav）2+ (MaH）21/2+ MaF=（212+1082）1/2+75 N·m =185N·m 8.3.8 求轴传递的转矩（图f） T=Ft·d1/2=4294×70/2 N·mm =150300N·mm=150.3N·m8.3.9 求危险截面的当量弯矩 由上可知a-a截面最危险，其当量弯矩为Me=M2a+（T2）21/2取=0.6，代入上式可得Me=1992+(0.6×150.3）2)1/2 N·m =218N·m ；8.3.10 计算危险

25、截面处轴的直径轴的材料选用45号钢调质处理，由课本P362表15-1查得许用弯曲应力-1b=60Mpa，则 dMe/0.1-1b 1/3=218×1000/(0.1×60) 1/3=33.1mm故d=33.1mm<76mm,安全，该轴强度足够。输出轴的设计计算8.4 按扭矩初算轴径选用45号钢，根据dA(p3/n3)1/3并查课本P370表15-3，取A=112， d112×(7.35/116.7)1/3mm=44.56mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=44.66×(1+5%)mm=46.79mm初选输出轴的最小直径d=48mm8.5 轴的结构

26、设计8.5.1 轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用挡油盘轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，采用过盈配合固定8.5.2 确定轴各段直径和长度按照轴上两直径略有差值15mm，轴肩处的直径差可取610mm的规定，确定输入轴各级的直径。具体方法同上输入轴的设计计算一样。按照箱体结构尺寸确定输入轴各级的长度。具体尺寸如下：d1d2d3d4d5d6485660657560L1L2L3L4L5L68460466612308.6 按弯矩复合强度计算8.6.1 已知作用在齿轮上的圆周力Ft=2T3/d2=2&

27、#215;601500/292N=4120N；径向力Fr= Fttan/ cos=4120×tan200/ cos14.790=1551N；轴向力Fa=Fttan=4120×tan14.790=1088N(图a)所示齿轮分度圆直径d2=292mm；对于33112型的圆锥滚子轴承,a=23.1mm则L=108mm；K=163mm8.6.2 求垂直面的支承反力 F1v=（Fr·L+Fa·d2/2）/L=（1551×108/2-1088×292/2）/108=-695N ；F2v= Fr -F1v = 1551+695=2246N ；8.6

28、.3 求水平面的支承反力F1H=F2H= Ft/2=4120/2=2060N8.6.4 绘垂直面的弯矩图（图b）Mav=F2v·L/2=2246×0.108/2=121.3N·mMav=F1v·L/2=695×0.0108/2=35.1N·m8.6.5 绘水平面的弯矩图（图C） MaH=F1H·L/2=2060×0.108/2=141227N·mm =111.24N·m 8.6.6 求合成弯矩图（图d）；Ma=（M2av+ M2aH）1/2=（121.32+111.242）1/2=164.58

29、N·mMa=（Mav）2+ (MaH）21/2=（25.12+111.242）1/2=116.64N·m8.6.7 求轴传递的转矩（图e） T=Ft·d2/2=4120×292/2601500N·mm601.5N·m8.6.8 求危险截面的当量弯矩 由弯矩图可知a-a截面最危险，其当量弯矩为Me=M2a+（T）21/2对不变的转矩，取=0.6，代入上式可得Me=164.582+（0.6×601.5）21/2=396.66N·m 8.6.9 计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45号钢调质处理，由课本P362表15-1

30、查得许用弯曲应力-1b=60Mpa，则 dMe/0.1-1b 1/3=396.66×103/(0.1×60) 1/3=40.43mm故d=40.43mm<65mm,安全，该轴强度足够。9滚动轴承的选择及校核计算根据已知条件，轴承预计寿命16×300×8=38400小时9.1 计算输入轴承9.1.1 两轴承径向反力：F1Q=FQ×( KL )/L- F1H =2147×( 101139)/101-2147=2954.78NF2Q=FQ×K/L- F2H =2147× 139/101- 2147=807.78N

31、FR1= FR2= Fr=1616N轴承受的总径向力为 Fr1=（FR12F1Q2）1/2=（161622954.782）1/2=3367.82NFr2=（FR22F2Q2）1/2=（16162807.782）1/2=1806.64N初选两轴承为圆锥滚子轴承32208型号查表得32208型号轴承Cr=77.8KN Cor=77.2KN =14.790Y=0.4/tan=1.52 e=0.37查得轴承的内部轴向力：Fs1 =Fr1/2Y= 3367.82/（2×1.52）2559.5NFs2= Fr2/2Y =1806.64/（2×1.52）1373NFa=1134N因为Fs

32、2+ Fa =1373+11342507N < Fs1轴承1为放松端，Fa1= Fs12559.5N轴承2为压紧端Fa2=Fs1-F a =1425.5NFa1/F r1=2559.5/3367.82=0.76>e所以 X1=0.40 Y1=1.6Fa2/Fr2=1425.5/1806.64=0.79<e所以 X2=0.40 Y2=1.69.1.2 计算当量载荷P1、P2当量动载荷为P1= (X1Fr1+Y1Fa1)= 0.4×3367.821.6×2559.5=5442.3NP2= (X2 Fr2+Y2Fa2)= 3460.8N9.1.3 计算所需的径向

33、基本额定动载荷Cr因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P1 P2，故以轴承1的径向当量动载荷P1为计算依据。因受轻微冲击载荷，查课本P321表13-6得fp=1.2；工作温度正常，查课本P320表134得ft=1。Cr1=（fp P /ft) (60nLh/1000000）3/10=1.2×5442.3×(60×486.7×38400/1000000）3/10=53.69kN因为Cr1 < Cr=77.8KN 故选圆锥滚子轴承32208合适。9.2 计算输出轴承 同理计算输出轴两轴承径向反力: Fr1=（FaL/2+ FrX K）/L=(108

34、8x108/2+1551x163)/108=2884.86N Fr2=FR-Fr1=-1334.6N初选两轴承为圆锥滚子轴承33112型号对比输入轴的轴承所受的径向力可知，输出轴的轴承也一定合格。10键联接的选择及校核计算10.1 输入轴与带轮联接采用平键联接轴径d=30mm,L=60mm查课程设计课本P106表6-1得，选用A型平键，公称直径b×h=8×7，则工作长度L56mm查表6-2得许用压应力p=110 MPa.T2=1503000N·mm k=0.5h=0.5×7=3.5mm l=L-b=56-8=48mm根据课本式得p =2T2/kld=2&

35、#215;150300/（3.5×48×30）59.64MPa<p故合适。10.2 输出轴与大齿轮联接采用平键联接轴径d=65mm ,轴长66mm, 查表，选用A型平键，公称直径b×h20×12，则工作长度L50mm查表6-2得许用压应力p=110 MPaT3=601500N·mm k=0.5h=0.5×12=6mm l=L-b=50-20=30mmp=2T3/kld=2×601500/(6×30×65)102.8MPa<p，故合适。10.3 输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d=48mm 轴长

36、为84mm查表得，选用A型平键, 公称直径b×h=14×9,则工作长度L80查表6-2得许用压应力p=110 MPaT3=601500N·mm k=0.5h=0.5×9=4.5mm l=L-b=80-14=66mm 则p=2T/kld=2×601500/(4.5×66×48)=84.38<p，故合适。11 联轴器的选择对于输入轴，查课程设计指导书136页选用弹性套柱联轴器TL6，轴孔直径为30mm。对于输出轴，选用弹性套柱联轴器TL8，轴孔直径为48mm。12 润滑与密封12.1润滑方式由齿轮的传动设计计算结果可知齿轮

37、圆周速度v=×d1 n/（60×1000）=×70×486.7/(60×1000)=1.59m/s,故齿轮选用油润滑。齿轮mn =2.5<20，且全齿高h=5<10mm，故浸油高度定为15mm。润滑油选择N150号工业齿轮油(GB5903-86)。因轴承旁小齿轮的齿顶圆小于轴承的外径，为防止齿轮啮合时所挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，所以加挡油盘，同时，可定期向轴承加入润滑。12.2 密封方式采用凸缘式轴承盖，易于调整轴承，采用毡圈密封，密封毡圈型号按所装配轴的直径确定为32FZ/T9201091、60FZ/T92010

38、-9113 减速器附件的选择窥视孔及视孔盖：采用180mm规格通气器：选通气螺塞，采用M33×2油面指示器：选用油标尺M6起吊装置：采用吊环螺钉M10油塞：选用外六角油塞及封油垫M18×114其它技术说明1、装配前，滚动轴承用汽油清洗，其它零件用煤油清洗， 箱体内不允许有任何杂物存在，箱体内壁涂油油漆；2、齿轮副的侧隙用铅丝检验，侧隙值应不小于0.128mm；3、滚动轴承的轴向调整间隙均为0.050.1mm；4、齿轮装配后，用涂色法检验齿面接触斑点，没齿高不小于45%，沿齿长不小于60%；5、减速器剖分面涂密封胶或水玻璃，不允许使用任何填料；6、减速器内装N150号工业齿轮

39、油（GB5903-86），油量应达到规定高度；7、减速器外表面涂灰色油漆；8、装配过程用圆锥销进位上下箱位的定位;9、拆卸时先拆附件，再拆除螺钉等紧固件，再分开箱体，安装时先合箱，再上紧固件，最后加附件。10、定时检查维修，定时向轴承加入润滑油，注意箱内油面，以免油量过少。15 设计总结及心得体会15.1 设计总结 设计优点：该传动装置为V带单级圆柱齿轮减速器装置。采用为肋式，凸缘端盖结构，轴承用油润滑，箱体结构设计紧凑，过渡面平缓易于加工，装拆。齿轮传动比为4.2，可有效降低转速，功率在传递的过程中损失较少。按照相关的公式及查阅相关的资料，箱体各零部件的使用年限，强度均达到要求。该减速结构简

40、单，尺寸较小，适合一般机械厂生产，在保养维修恰当的条件下，工作寿命较长，适于小功率传送，各零件的工作能力均达到所要求的标准，同时由于采用斜齿轮传动，使得运转更加平稳。缺点：选择材料和零件的方面没有经验，很多都模棱两可，虽然整体达到所需要求，但因此也会提高减速器的成本，造成不必要的浪费，所以选材经验的不足，可能会导致减速器的工作能力会受环境（如温度等）的影响而导致工作不稳定等等，应查阅多种书籍还有多和老师同学交流。15.2 心得体会经过两个星期的课程设计，我收获了很多东西。很清楚的记得，这两个星期是在计算数据和绘图中度过的。在这个过程中，迷茫过，浮躁过，但受班上的学习氛围和同学的影响，最终冷静了下来，努力完成了整个课程设计。很欣慰，可以和舍友一起呆在宿舍用CAD绘制装配图。我们宿舍有三个人都是负责画装配图的，在画图的过程中，我们相互请教，相互学习，其乐融融。我也慢慢学会了与人合作的能力。不得不提的是，在设计的过程中，曾和其他组员闹过矛盾，因为沟通不畅，我没有清楚地把我的数据告知其他组员，拖延了他们的时间，但是，很快，我承认了自己的错误，并及时告知他们一些数据，并将自己遇到的困难与他们分享，一起解决。另外，在整个设计过程中，正如老师在课堂提到的，当我们设计完课程设计以后，很多关于机械原理，机械设计的知识都慢慢掌握了，也懂