毕业设计方案说明书一摆线锥齿轮减速器设计方案说明书

1、本科毕业设计说 明书EBJ-160 掘进机装载部件设计及关键件加工工艺EBJ-160 BORING MACHINE LOADED WITH THE KEYCOMPONENTS OF THE DESIGN AND PROCESSING TECHNOLOGY学院 部）：机械学院专业班级：机械设计05-2 班学生姓名：戴兵指导教师：周哲波2009年6月8日安徽理工大学1/39毕业设计 任务书专业班级机械 05 级 2 班姓名戴兵 日期 2009-6-81 设计题 目 EBJ-160 掘进机装载部件设计及关键件加工工艺专题 ）一级摆线锥齿轮减速器设计2设计原始 资料：3设计文件：说 明 书: 1-1.

2、5 万字图纸 : 减速器装配图，锥齿轮轴零件图，大锥齿轮零件图，偏心盘零件图，轴承座零件图模型工业设计专业 ）设计 任务下达日期：设计 完成日期：设计 各章节答疑人：部分 部分部分 部分部分 部分指导教师系室）负责人院负责 人中文摘要2/39摘要 ：本次设计的题目是EBJ-160 掘进机装载部件设计及关键件加工工艺设计，我的专题是对该掘进机的一级摆线锥齿轮减速器设计。首先，对有关掘进机的书籍进行初步阅读，了解掘进机的发展现状及其的技术上发展情况和瓶颈。核心是研究掘进机的装载部分的作用及其设计方案，为后期的设计打好基础。其次，对这次设计主题即掘进机一级摆线锥齿轮减速器设计进行研究，从现有的减速器

3、装配图上的研究开始，分析装配图上的各个零部件的作用及其位置关系，弄清部件彼此之间的装配关系。最后重新设计这个减速器，设计思想是在不改变原有结构的基础上，对不足的地方进行优化改进。这次设计的重点是摆线锥齿轮轴的设计和校核，以及该轴上的轴承的设计和校核。关键词：掘进机；摆线锥齿轮；减速器；English Abstract3/39Abstract: The design is the subject of EBJ-160 boring machine loaded with the key components of the design and processing technology desi

4、gn, my topic is the level of the boring machine cycloid bevelgear reducerdesign.First of all, boring machine for thepreliminary reading of thebookto understand the development ofboringmachineanditstechnicaldevelopments and bottlenecks. The core is to study the loading partof boringmachineanditsdesig

5、n,forthelatterdesignedtolay asolidfoundation.Secondly,thedesign theme oftheboringmachinethatisacycloidbevel gear reducer design study,thereducerfromtheexistingassembly drawing on the beginningofthestudy,analysisoftheassemblydrawingontheroleofthevariouscomponentsanditslocation,clarifythecomponents of

6、theassemblyrelationsbetween.Finally, re-design of the reducer, the design idea is not to changetheoriginalstructureonthebasisoflackofimprovementofthelocaloptimization.Isdesignedtofocusonthecycloidbevelgearshaftdesignandverification,aswellastheaxisofthebearingdesignandverification.Key words: boring m

7、achine。 cycloid bevel gear。 reducer 。4/39目录）3275.1.1275.1.2Fd285.1.3285.1.4285.1.5285.2(30222295.2.1295.2.2Fd29303030222306316/396.13131316.2323232327337.1337.2337.33333348348.1348.235 36 37 381、绪论7/39EBJ 160 型重型悬臂式掘进机为国家“八五”重点科技攻关成果。该机主要用于煤及半煤岩巷机械化掘进施工，也适用于其他矿山及隧道的掘进。该机主要特点为：整机采用低矮机型，悬臂纵轴式切割，切割机构的进

8、给速度采用自动调整，铲板随动式防干涉装置；切割头采用高强度齿座，截齿采用大直径“三高”硬质合金刀头高强度截齿，履带采用高强度铸造件液压系统采用了恒压变量伺服系统，液压系统比同类型进口机组优越，管件少34EBJ-160 型掘进机是重型掘进机，它切割功率大，断面大，广泛适用于铁路、公路、水利、国防等隧道的掘进施工，可以满足2-3 类到 4-5类围岩 软岩、次坚岩）的机械化掘进，实现掘进，运输，支护等同时作业，大幅度提高了隧道施工的效率。在煤矿、公路、铁路的隧道施工中都会用到掘进机这种机器设备，怎样设计掘进机使其能够高效、安全地在施工中完成掘进任务，确保工程安全顺利的完工设计掘进机的关键因素。掘进机

9、的装载机构一般分为星轮装载和扒爪两大类，因其型号和工作地点的不同，传统掘进机的装载机构各有其特点与不足 , 尤其出在减速器的问题较多。此次设计的目的：在原有两中装载方式的基础上对摆线锥齿轮减速器进行技术及结构上的改进与设计；指导思想：由于 EBJ-160 为重型掘进机，采用的的是星轮装载方式，吸取扒爪式的精华，在不改变星轮装载的主体结构的基础上，进行结构的优化设计。设计的解决的问题：在结构上对一级摆线锥齿轮减速器的进行优化设计2、传动装置的设计计算2.1 、传动方案拟定、已知条件1） 工作条件：煤矿隧道下使用，工作两班制。连续单向传动，载荷较平8/39稳，工作环境欠佳，有粉尘，环境最高温度35

10、。2）使用折旧期： 8 年，每年工作 350 天，每天工作 16 小时。3）检修间隔期： 2 年一次大修，每年一次中修，半年一次小修4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V。5）制造条件及生产批量：中型机械厂，单件小批生产。6）驱动方式：集中交流电机，采用后驱动，7）传动系统：交流电机驱动，直交锥齿轮传动，星轮8）装载方式：星轮连续装载9）链轮的张紧方式：黄油缸张紧 使用了一对开式齿轮传动，它的失效形式多为齿面磨损，同时，开式齿轮传动在没有防护罩的情况下容易对靠近的工作人员造成危险。2.2 、电动机选择、确定链轮分度圆直径9/3922d=td218264207.979090sin18

11、 0sin18 0sinsinzz注取齿数 Z=5、确定减速器输入轴及其传动比v6010001.2601000n 入d3.1415927110.26r / min207.97in 入110.26r / min2.45 按照设计要求，选用摆线齿锥齿轮传动。(2 因为掘进机的扒抓机构是一般工作机，速度不高，可选用7 级精度 材料选择参照机械齿轮设计手册表10-1 ，选择小齿轮的材料为40Gr( 调质，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢调质），硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。、摆线齿锥齿轮几何参数初算按照机械齿轮设计手册给定算法计算，过程如下表 3-1表 3-1 摆线齿

12、锥齿轮几何参数初算名称符号单位计算公式结果轴交角传动比理论值主动小轮转速主动小轮转矩名称大轮大端节圆直径大轮大端节锥角初值 R 取 Re0=3.4b=67.533 取整 68e0b参考点法向模数mn硬齿面重载齿轮mn =(0.10.14)bb10mn =6.8 取整取7mn参考点螺旋角初值m0 /(0 )一般m0300 450350小轮齿数z1(d e2 b sin20 )cosm0加以圆整， z1 512.76圆整取z113u0 mn大轮齿数z2z2u0 z1，加以圆整31.85圆整取32齿数比uu= z22.46z1传动比误差百分数i 2i 2uu01000.4 u0大轮节锥角2 /(0)

13、2arctan(sin)67.88 cos1/ u参考点螺旋角m /(0 )marcos(z1umn)33.7481 b sind e 22摆线齿锥齿轮几何参数初算表 3-1 ）、 摆线齿锥齿轮精确几何计算原始参数按照机械齿轮设计手册 上册）给定算法计算，计算过程如下表3-2表3-2 摆线齿锥齿轮精确几何计算原始参数名称符号单位计算公式结果大轮大端节圆直径d e2/( mm)见上表 3-138413/39轴交角名称参考点法向模数小轮齿数大轮齿数法向压力角齿顶高系数顶隙系数圆周齿侧间隙法向齿侧间隙高变位系数切向高变位系数分度锥角修正值齿数比齿宽参考点螺旋角）符号单位z1z2(0 )ha Cji

14、mm ）jn m0 /( 0 )见上表 3-1计算公式见上表 3-1见上表 3-1一般取n200一般取 ha =1一般取 C =0.25按照齿轮设计手册上表5.2-8取 ji =0.19jn =0.05+0.03 mn初值 x1 =0.5 由手册上表 5.5-2 求得终值初值 xt 1 =0.1 由手册上表5.5-5 求得终值因小锥轮轴小端五轴颈所以修正角为0见上表 3-1见上表 3-1见上表 3-190结果713322010.250.190.2602.466833.74813.1.4 、 摆线齿锥齿轮几何计算 数据汇总按照机械齿轮设计手册 上册）给定算法计算，见下表3-3表 3-3 摆线齿锥

15、齿轮几何计算数据汇总名称符号单位计算公式结果法向模数mn7小轮齿数z11314/39名称传动比小轮分度锥角大轮分度锥角小轮大端节圆直径大轮大端节圆直径小轮参考点节圆直径大轮参考点节圆直径高变位系数小轮齿顶高大轮齿顶高全齿高大轮齿数压力角小轮当量齿数符号单位i12/(0 )/(0 )d1 /( mm)d2 /( mm)dm1 /( mm)dm2 /(mm)x1ha1 mm ）ha 2 10.5ha2 = mn ( ha - x1 3.5续表h mn (2ha c )15.753220z114.03取整为 14zv1cos 115/39大轮当量齿数zv2zv2z284.98 取整为 85cos2锥

16、距R(mm240摆线齿锥齿轮几何计算数据汇总依据的校核公式：Ft kAK H K HU 2 1HZEZHZ Z0.85bdmn、接触应力计算1）分度圆切向力计算2000T120001905Ft2070.65Ndm1184HP 动载荷系数计算K tZ1Vtu2K v( K AFtk2 )100u2110.85b(1.3510.110.0193)1332.46211.0822070.6510002.46210.8568(4 载荷分布系数计算K H1.5K h e1.5 1.251.95） 载荷分配系数计算16/39K Ha1.2 弹性系数计算ZE189.8(N / mm2 ) 锥齿轮系数计算ZK1

17、(10 计算结果Ft kA K H K H U 21H0.85bdmnZE ZH Z Z =267.1、 许用应力计算（1） 许用接触应力公式HPH lim ZN Z LVRZ X ZWSH lim（2） 实验齿轮接触疲劳极限由机械设计手册 3）上图 23.2-18d 查得H lim1300( N / mm2 )（3） 寿命系数ZW =1（5） 最小安全系数SH min1.1（6） 尺寸系数ZX1（7） 工作硬化系数17/39ZW1（8） 许用接触应力值HP13001 0.9851 1164( N / mm2 )（9） 结论1.1HHP通过校核3.3 、校核齿根弯曲疲劳强度1确定弯曲强度载荷系

18、数，计算载荷系数使用系数：由 * ，取 K A1.1动载系数：由 * ，按 9级精度查取， K V 1.23 齿间载荷分布系数：KH KF取 1齿向载荷分布系数： K HK F1.5K H e其中，轴承系数由 * 查得 K He 1.25所以K HK F1.51.251.875综上，载荷系数 KKAKV KH KH1.11.231.0 1.875 2.537KKAKV KFK F1.11.231.01.875 2.5372确定齿形系数 YF，应力校正系数 YS ，* ：YF12.53YS11.62YF22.13 YS21.853确定弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4 ，寿命系数查 *查

19、得： kFN 10.86 kFN 20.88疲劳极限应力，由 *查得：FE1510MPaFE 2380MPa可求出许用应力F 1KFN 1FE 1SKFN2FE 2F2S4）校核弯曲强度0.86510313.286MPa1.40.88380238.857MPa1.418/39轮齿所受切向力Ft ，由 * ，有2T12T1219050Ft 2 Ft1d1 (1 0.5 R)184(1276.0869 Ndm10.5 0.3)* 校核KFt 1YFa1Ysa2.537 276.08692.53 1.62F 1F10.5 R)682.46(10.5201.90 MPabm(10.3)KF t1YFa

20、 2Ysa22.537276.08692.13 1.85 191.007MPaF 20.5 R)F 2bm(16.82.5(10.50.3)弯曲强度满足要求3.4 、摆线小锥齿轮轴机构图图 3-1 ）19/393.5 、摆线大锥齿轮机构图 图 3-1 ）20/394、锥齿轮轴的设计计算4.1 、锥齿轮轴的结构设计、齿轮轴的设计图 图 4-1 ）21/39结构设计图 小径d A A72 (mm大径DB B90(mm)22/39直径由圆螺母的尺寸来计算确定，该段要制造螺纹，螺母规格： M90 2C-C 段该段安装浮封圈和浮封杯，直径要与 D-D段综合考虑D-D 段该段安装了圆螺母和止动垫圈，轴径带

21、有螺纹，大小径由装配图明细栏上的圆螺母规格确定，圆螺母规格 M100 2E-E 段该段安装圆锥磙子轴承，规格为直径由轴承内径来计算确定，F-F 段该段装有圆锥磙子轴承，规格是轴的直径有轴承的内径来确定G-G段该段是轴肩，用于轴承的定位，由由轴承的轴向定位需求取DG G115(mm)H-H 段该段是小锥齿轮、轴上的轴向尺寸结构设计分析说明见下表表 4-2 轴上的轴向尺寸结构设计区段说明A-A 段该段安装了矩形花键，规格为10727812(GB114487) ，花键工作长度L=75mm）B-B 段该段安装有圆螺母和止动垫圈，直径小径dB B88(mm)DC C95(mm)大径 DD D100(mm

22、)小径 dD D98(mm)DE E105(mm)DF F110(mm)DG G115(mm)尺寸参数请参看第三章的齿轮设计部分结果L A-A75(mm)L B-B55(mm)23/39由圆螺母的尺寸来计算确定，该段要制造螺纹，螺母规格：M902 , L=l 0Rec .L 要大于螺母厚度2 倍多C-C 段该段安装浮封圈和浮封杯，长段由计算确定D-D 段该段安装了圆螺母和止动垫圈，轴径带有螺纹，长度由装配图明细栏上的圆螺母规格确定，圆螺母规格M100 2 ,L 要大于螺母和垫圈的厚度，E-E 段该段安装圆锥磙子轴承，规格为这段的长度大于等于轴承宽度，由计算确定F-F 段由计算确定G-G 段该段

23、是轴肩，由轴承的轴向定位需求，取 LG-G6(mm)H-H 段该段是小锥齿轮 厚度参看齿轮机构设计L C-C55(mm)L D-D30(mm)L E-E55(mm)L F-F110(mm)L G-G6(mm)L H-H80(mm)1.4 、 轴上的其他设计 确定轴上圆角和侧角尺寸轴端倒角 2 45 ，圆角均为 R2.54.2 、轴齿轮的校核计算、 轴上的受力分析1）轴传递的转矩计算T122 955 10422 955 104190.54 104 N / mm 1905N / mn1110.2624/392）齿轮的圆周力计算Ft2000T1219051000dm120706 N1483）齿轮的径

24、向力计算Frtan n20706tan200Ft9062coscos33.744）齿轮的轴向力计算FXFt tan20706tan33.74 138304.2.2 、支反力的计算M Cz 0 ：RBZ 154Fr 52Fx dm10RBZ11321N2FZ0: RCZRBZF0RCZ20383N(2 在水平面内的支反力计算(图 4-2c M Ay0: Ft 52RBy 1540RBy6991NFY0 : RBy RCyFt0RCy13715N、求齿轮轴弯矩和扭矩图4.2.3.1、齿轮的作用力在垂直面的弯矩图 4-2 b ）M CZF r 52 90625210 3471Nm4.2.3.2、齿轮

25、的作用力在水平面的弯矩图图 4-2 c ）MCYF52 207065210 31076Nmt4.2.3.3、截面 C处的最大合成弯矩计算图 4-2 d ）M C221174 NmM CYM CZ4.2.3.4、做转矩图T11905Nm(已知 )、 危险截面的判断根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，即如上图 (d 所示。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。后面将附注小齿轮轴上载荷图图 4-2 ）25/39截面 C 处的各种受力值列表4-2表 4-2截面 C 处的受力参数列表载荷支反力 F如图 4-2 ，记 B 处轴承为 1，C处轴承为 2。由前述已知，外界产生的轴

26、向力： Fx13830N径向力： Fr9062N各支点力： RN ；RBZ11321NBy6991RCy13715N ； RCZ 20383N、 轴承所受径向力计算Fr1RBy 2RBZ 26991211321211305NFr 2RCy 2RCZ 213715220383224567 N、计算派生轴向力Fd、确定动载系数查* 得计算系数 e0.37 ，轴向动载荷系数 Y 1.6 。因为 FX138301.5 e， 所以，由 * 查得：Fr9062径向动载荷系数X0.40、 派生轴向力计算由* 派生轴向力公式Fr111305Fd123532.812N2Y1.6Fr 224567Fd 22767

27、7.187N2Y1.6、 判断和计算轴向力28/39、轴承 1 受轴向力因为 Fd 13532.812N7677.187N13830N21507.187NFd2FX所以轴承 1 所受的轴向力FX 1FXFd 221507.17N、轴承 2 受轴向力FX 2Fd 27677.187N、确定当量动载荷由* 查取动载荷系数： f p 1.1由* 求当量动载荷P1f pXFr1YFX 11.10.40113051.621507.174282.6.NP2f pXFr 2YFX 21.10.40245671.67677.1872432.1N、计算轴承寿命由机械设计手册差得轴承32221 轴承参数：轴承内径

28、： 105轴承外径： 190轴承宽度： 39额定动载荷： 270000额定静载荷： 225000润滑方式：脂润滑极限转速： 2400所以基本额定动载荷C=270000N求寿命得：29/396106c3270000Lh1101060np160 110.264282.61036 h1.36 10以上计算寿命都远大于要求的使用折旧时间 44800h，所以选取的轴承合适。在本设计中，轴承工作载荷教平稳，转速稳定，故此不对轴承进行静载荷能力计5.2锥齿轮轴轴承额定寿命计算(30222如图 4-2 ，记 B 处轴承为 1，C处轴承为 2。由前述已知，外界产生的轴向力： Fx13830N径向力： Fr906

29、2N各支点力： RBy6991N ； RBZ11321NRCy13715N ； RCZ20383N轴承所受径向力计算Fr1RBy2RBZ26991211321211305NFr 2RCy2RCZ213715 220383 224567 N、 计算派生轴向力 Fd、 确定动载系数查* 得计算系数 e0.37，轴向动载荷系数 Y 1.6 。因为 FX138301.5e，所以，由 * 查得：Fr9062径向动载荷系数 X0.40、 派生轴向力计算由* 派生轴向力公式Fr111305Fd123532.812N2Y1.6Fr 224567Fd 227677.187N2Y1.6判断和计算轴向力、轴承 1

30、受轴向力30/39因为 Fd13532.812N7677.187N13830N21507.187NFd 2FX所以轴承 1 所受的轴向力FX 1FXFd 221507.17N、轴承 2 受轴向力FX 2Fd 27677.187N、 确定当量动载荷由* 查取动载荷系数： f p 1.1 由* 求当量动载荷P1f p XFr1YFX 11.10.4011305 1.621507.174282.6.NP2f p XFr 2YFX 21.10.4024567 1.67677.1872432.1N、计算轴承 30222 寿命由机械设计手册差得轴承30222 轴承参数：轴承参数：轴承内径： 110轴承外径

31、： 200轴承宽度： 38额定动载荷： 112000额定静载荷： 100000润滑方式：脂润滑极限转速： 3800所以基本额定动载荷C=112000N求寿命得：6106103Lh110c101120003106h60np 260 110.262432.152.9以上计算寿命都远大于要求的使用折旧时间44800h，所以选取的轴承合适。在31/39本设计中，轴承工作载荷教平稳，转速稳定，故此不对轴承进行静载荷能力计6、 键的选择和校核6.1 、矩形花键的选择、概述本设计中减速器和和刮板输送机采用共同的驱动， 电动机放置于掘进机尾端，锥齿轮轴的是通过轴的尾端的花键与链轮连接来获得转矩的。、矩形花键的

32、选择的规格锥齿轮轴尾端花键规格为NdDB=10727812键数 N=10小径 d=72大径 D=78键宽 B=12GB/T 1144-19876.2 、矩形花键的校核校核公式 jy2T jyZhgl g Dm、挤压应力计算1）转矩 花键获得的转矩 T=1.905103 N / mm2）花键各齿间载荷不均匀系数通常0.7 0.8 取 0.83）Z花键齿数 Z=104） hg 花键齿的工作高度5） l g 花键齿的工作长度经过查手册 取 l g =75mm）6） Dm 花键的平均直径Dd 7872Dm275(mm)232/397）计算结果2T21905jy1038MPaZhg l g Dm 0.8

33、2.2 75 756.2.2 、 许用挤压应力计算1）经查机械设计手册 3）上表 21.4-2花键连接的许用挤压应力 jy花键的工作是动连接不移动的， jy =456.2.3 、 校核结果1）挤压应力 jy =38 许用挤压应力为 jy =452） jy =38 jy =45满足强度要求7、润滑与密封7.1 、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为 45rpm，为锥齿轮传动，浸油高度应没过大锥齿轮齿宽，至少应没过 1/3 齿宽，齿顶距箱底至少 30mm,这里为设计为 44mm。选用 L-AN15润滑油。7.2 、轴承的润滑滚动轴承的润滑采用油润滑，通过齿轮的的快速转动，将油打到机箱内壁上

34、，油沿着机箱内壁流到油沟里，然后沿着油沟流到滚动轴承那进行润滑和散热。减速器内圆锥滚子轴承的dn 值如下：dn1105 110.2511577.3mm r / mindn2110 110.2512127.5mm r / min33/39dn390454050mm r / min分析如下：减速器中轴承的dn 值较小，宜选用脂润滑方式，且脂润滑具有形成润滑膜强度高，不容易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长一段时间，也有利于传动装置的维护。* 选用 ZL-2 号通用锂基润滑脂 GB 7324-1994）7.3 、密封、端盖和轴间密封端盖和轴间采用了浮封圈和浮封环密封,浮封圈尺寸 1239.5 ；

35、浮封环尺寸 13736 ，浮环密封有下列优点：）密封结构简单，只有几个形状简单的环、销、弹簧等零件。多层浮动环也只有这些简单零件的组合，比机械密封零件少。2）对机器的运行状态并不敏感，有稳定密封性能。3）的密封件不产生磨损，密封可靠，维护简单、检修方便。4）因密封件材料为金属，固耐高温。5）浮环可以多个并列使用，组成多层浮动环，能有效的密封10MPa 以上的高压。6）能用于 1000020000r/min 的高速旋转流体机械，尤其使用于气体压缩机，其许用速度高达100m/s 以上，这是其他密封所不能比拟的。7）只要采用耐腐蚀金属材料或里衬耐腐蚀的非金属材料如石墨）作浮动环，可以用于强腐蚀介质的

36、密封。 掘进机在地下几百 M 下工作，各个部件都要有好的密封的形式，防灰尘防止减速器轴上的各种可能泄露的最好的选择、轴承座与箱体之间的密封轴承座与箱体之间的接触采用了O形橡胶圈来密封，O型密封圈密封的优点：O密封圈主要用于静密封和往复运动密封。用于旋转运动密封时，仅限于低速回转密封装置，可防油防尘。34/398、 箱体的设计减速器为单件小批量生产，所以减速器箱体使用钢板焊接结构，在这样的生产规模下，焊接比铸造更经济更灵活而且钢的弹性模量与切变摸量较铸铁大40% 70%之间，可以得到重量较轻刚性更好的箱体。8.1 减速器附件的选择起吊装置：采用箱盖吊孔、箱座吊耳通气器：由于在室内使用，选通气器一

37、次过滤），采用M10油面指示器：选用油标A16放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M1225钢丝：直径 2L=5OO垫圈 12，34 个垫圈 90，1 个8.2 箱体及其附件参数表 7-1箱体及附件参数表名称尺寸小锥齿轮轴轴承旁10连接螺柱直径35/39锥齿轮轴轴承旁连接螺栓直径盖与座连接螺栓直径轴承端盖螺钉直径视孔盖螺钉直径定位销直径凸台高度大齿轮顶圆与内箱壁距离箱盖，箱座肋厚主动端轴承端盖外径被动端轴承端盖外径1266655020812082结束语这次毕业设计基本上完成了设计任务，对减速器结构进行了优化改进，在应用上有着广泛的意义，在设计中 综合运用了机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成了各部分的分析和设计，学会怎样利用各种手册解决问题，通过这一过程全面了解一级摆线锥齿轮减速器设计所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力。在这次在设计中得到了我的指导老师的大力帮助，帮我克服掉了很多毛病，从老师的教授中收获颇多，受益匪浅。这次毕业设计为今后的工作打下了很好的基础，由于这次设计是第一次怎样完整的设计，水平有限，难免出错，请各位老师给予指正。36/39参考文献汪恺，机械设计手册 ( 第三册 . 北京；机械工业出版社刘鸿文 . 材料力学 . 第四版 . 北京：高等教育出版社， 20