一级减速器课程设计（推荐5篇）

第一篇：一级减速器课程设计

目录

第一部分

课程设计任务书及传动装置总体设计............................................................1

一、课程设计任务书................................................................................................1

二、该方案的优缺点................................................................................................4 第二部分

电动机的选择...............................................................................................4

一、原动机选择.......................................................................................................4

二、电动机的外型尺寸（mm）..............................................................................5 第三部分

计算减速器总传动比及分配各级的传动比.....................................................6

一、减速器总传动比................................................................................................6

二、减速器各级传动比分配.................................................................................6 第四部分

V带的设计.................................................................................................6

一、外传动带选为普通V带传动..............................................................................6

二、确定带轮的结构尺寸，给制带轮零件图.............................................................8 第五部分

各齿轮的设计计算........................................................................................9

一、齿轮设计步骤....................................................................................................9

二、确定齿轮的结构尺寸，给制齿轮零件图.........................................................11 第六部分

轴的设计计算及校核计算............................................................................11

一、从动轴设计.....................................................................................................11

二、主动轴的设计..................................................................................................16 第七部分

滚动轴承的选择及校核计算........................................................................20

一、从动轴上的轴承..............................................................................................20

二、主动轴上的轴承..............................................................................................20 第八部分

键联接的选择及校核计算............................................................................21

一、根据轴径的尺寸，选择键................................................................................21

二、键的强度校核..................................................................................................21 第九部分

减速器箱体、箱盖及附件的设计计算........................................................22

一、减速器附件的选择...........................................................................................22

二、箱体的主要尺寸..............................................................................................23 第十部分

润滑与密封.................................................................................................24

一、减速器的润滑..................................................................................................24

二、减速器的密封..................................................................................................25 第十一部分

参考资料目录..........................................................................................25 第十二部分

设计小结.................................................................................................25

第一部分

传动装置总体设计

一、课程设 计任务书

1设计带式运输机传动装置（简图如下）

数据编号 1 2 3 4 5 6 7 8

运输机工作

800 600 750 600 500 700 650

700 转矩T(N·m)运输机带速

1.4

1.4

1.5

1.5

1.6 1.6

1.7

1.7 V(m/s)卷筒直径D/mm 300 300 300 300 300 300 300 300 原始数据： 工作条件：

连续单向运转，工作时有轻微振动，两班制工作（16小时/天），5年大修，运输速度允许误差为5%。课程设计内容

1）传动装置的总体设计。2）传动件及支承的设计计算。3）减速器装配图及零件工作图。4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：

1）部件装配图一张（A0）。2）零件工作图两张（A3）

3）设计说明书一份（6000--8000字）。本组设计数据：

第8组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m)700

运输机带速V/(m/s)

1.70

卷筒直径D/mm

300

已给方案：外传动机构为带传动。

减速器为单级圆柱齿轮减速器。

传动装置总体设计 传动方案（上面已给定）

1）外传动为带传动。

2）减速器为单级圆柱齿轮减速器 3）方案简图如下：

3二、该方案的优缺点

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于中小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器为一级圆柱齿轮减速器，原动机部分为Y系列三相交流异步电动机，减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器选用凸缘联轴器，滚动轴承选用深沟球轴承等。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

第二部分

电动机的选择

一、原动机选择

选用Y系列三相交流异步电动机，同步转速1500r/min，满载转速1460r/min。

传动装置总效率：a

4a1234567

0.96

120.99

3=0.97 640.99 0.99 50.96 0.99

（见课程设计手册P5，表1-7）

73其中：1为V带的传动效率

2为Ⅰ轴轴承效率

为齿轮传动效率

4为Ⅱ轴轴承效率 5为联轴器效率 6为卷筒效率

7为卷筒轴承效率

得a0.960.990.970.990.990.960.990.86

电动机的输出功率：Pd

PPdWa

其中 PW 为工作机（即输送带）所需功率

其中：PWnwTnw9550nw7001088.246Kw 95500.961V1.70108RminD3.140.30（卷筒转速）

工作机的效率w =0.96（见课程设计手册P5，表1-7）

所以PdPWa8.2469.6Kw 0.86

取Pd11Kw

选择电动机为Y160M-4型

（见课程设计手册P167，表12-1）

技术数据：额定功率（Kw）

满载转矩（rmin）

1460

额定转矩（Nm）

2.2 最大转矩（Nm）

2.3

Y132S-4

二、电动机的外型尺寸（mm）

A：254 B：210

C：108 D：42 E：110 F：12 G：37 H：160

5K：15 AB：330 AC：325 AD：255 HD：385 BB：270 L：600（参考课程设计手册P169，表12-4）

第三部分

计算减速器总传动比及分配各级的传动比

一、减速器总传动比

ianmn1460188，表13-2）

13.52（见课程设计手册P108

二、减速器各级传动比分配

iiia12

ia13.523.384

初定：i23.38（带传动）

i14.0（单级减速器）

第四部分

V带的设计

一、外传动带选为普通V带传动

（1）确定计算功率：Pc

查表13-8得Ka1.2，故PcKaP1.211kW13.2kW

（2）选带型号 根据 Pc13.2kW,n11460r/min由图13-15查此坐标点位于窄V带选型区域处，所以选用窄V带SPZ型。

d（3）确定大、小带轮基准直径d1、6

参考图13-16及表13-9选取小带轮直径

d1125mm

d21H

（电机中心高符合要求）

从动带轮直径 did213.38125422.5mm，取d2425mm

（4）验算带速

V146012519.56ms带速在5～25 m/s范围内，合适

60100060100011nd

（5）从动轮带速及传动比

1n114604254323.n2，id2Rmini3.38d112（6）确定V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距 0.7da1da2a02da1da2 所以 385a01100 取a0800mm

由式（13-2）得带长

L02a02(d1d2)(d2d1)24a0(425125)2(2800(125425))mm

248002492mm查表13-2，对SPZ型带选用Ld2500mm。再由式（： 13-6）计算实际中心距LLaa2d00(80025002492)mm804mm 2（7)验算小带轮包角1 由式（13-1）得 1180d2d1a57.315.86120 合适

（8）确定SPZ型窄V带根数Z 由式（13-15）得

ZP(PP)KKc00

L查表13-4知单根SPZ带的基本额定功率P03.28kW

查表13-6知单根SPZ带的基本额定功率的增量式P00.23kW 由1158.6查表13-7用线性插值法求得K0.95 查表13-2得KL1.07，由此可得

13.2(3.280.23)0.951.07,取4根 3.7Z

（9）求作用在带轮轴上的压力FQ

查表13-1得q=0.07kg/m,故由式13-17得单根V带的初拉力

Pc(2.51)qv2[50013.2(2.51)0.079.562]288N作用500F0zvK49.560.95在轴上的压力

FQ2ZF0sin21(24288sin158.6)N2264N

2二、确定带轮的结构尺寸，给制带轮零件图

小带轮基准直径d1125mm采用实心式结构。大带轮基准直径d2425mm采用轮辐式结构

大带轮的简图如下：

第五部分

各齿轮的设计计算

一、齿轮设计步骤

选用直齿圆柱齿轮，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。（1）选择材料及确定许用应力

小齿轮采用

40MnB

调质,齿面硬度为

241～286HBS,Hlim1700MPa,FE1590MPa(表11-1),大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度为241～269HBS，Hlim2600MPa，FE2510MPa(表11-1)，由表11-5，取SH1.15，SF1.35

[H1]Hlim1SH700MPa609MPa 1.19

[H2]Hlim2SH600MPa522MPa 1.15590MPa437MPa 1.35510MPa378MPa 1.35

[F1]

[F2]FE1SFFE2SF（2）按齿面接触强度设计

设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.5(表11-3），齿宽系数d1.0（表11-6）小齿轮上的转矩

T19.55106P610.45459.5510Nmm2.32710Nmm n1429取ZE188.9(表11-4）

d13（3ZEZH22KT1u1)[H]du5(41)188.92.5221.52.32710()mm89.4mm45221.01204 30

齿数取Z130,则Z2303.98120。故实际传动比i模数

md189.42.98

z130齿宽 bdd11.089.4mm89.4mm,取b290mm,b195mm

按表4-1取m=3mm,实际的d1zm303mm90mm,d21203mm360mm 中心距 ad1d290360mm225mm 22(3)验算轮齿弯曲强度

611-8）齿形系数

YFa12.（图

YSa11.63(图11-9）

YFa22.1

3YSa21.82

由式（11-5）

52KT1YFa1YSa121.52.3271102.61.63Fbm2z2MPa122MPa[F1]437MPa190330YFa2YSa2F2FY1222.131.82163MPa112MPa[F2]378MPa，安全 Fa1YSa12.61.（4）齿轮的圆周速度

Vπd1n16010003.1490429600002.02m/s

对照表11-2可知选用8级精度是合适的。

总结: 直齿圆柱齿轮 z130,z2120,m3

二、确定齿轮的结构尺寸，给制齿轮零件图

大齿轮示意图

第六部分

轴的设计计算及校核计算

一、从动轴设计

111、选择轴的材料

确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查表14-1知

强度极限B650MPa,屈服极限S360MPa,弯曲疲劳极限1300MPa，2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：dC3p n按扭转强度初估轴的直径,查表14-2得c=118～107,取c=112则:

从动轴： dC3p10.04mm1123mm51mm n107考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d55mm3、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图

0.015A-B0.015A-B0.011.60.062?70++0.043E0.0050.80.021?65++0.002R10.0051.61.60.060?55++0.041E0.010.012A2×M8-6H121.63.20.80.021?65++0.002?78?602×B4/12.523.R***9801003411 1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为 :

2GY7凸缘联轴器 Y55112 GBY55112-2003 主动端：Y型轴孔、A型键槽、d155mm、L112mm;从动端：Y型轴孔、A型键槽、d155mm、L112mm;

2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位。

3）确定各段轴的直径

将估算轴d=55mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=60mm 齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴承处d3应大于d2，取d3=65mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=70mm。齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径d578mm，满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d665mm

4)选择轴承型号.由 表16-2及表16-4初选深沟球轴承,代号为6213,查机械设计手册可得:轴承宽度B=23，安装尺寸damin74mm，选轴肩直径d5=78mm.15）确定各段轴的长度

Ⅰ段：d1=55mm

长度取L1=100mm II段:d2=86mm

长度取 L290mm

III段直径d3=65mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承盖定位初选用6213深沟球轴承，其内径为65mm,宽度为23mm，取轴肩挡圈长为10mm L3=5+10+11.5+11.5=38mm Ⅳ段直径d4=70mm，此段安装从动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽b=90mm,L490585mm Ⅴ段直径d5=78mm.长度L5=12mm Ⅵ段直径d665mm，长度L624mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距

L（11.5+12+45）×2=137mm

4、轴的强度校核 按弯矩复合强度计算

从动齿轮分度圆直径d2360mm,此段轴直径d70mm 1)绘制轴受力简图（如图a）

齿轮所受转矩 T9550P10.049550Nmm896Nm n107

作用在齿轮上的圆周力：Ft=2T/d=28.96105/360N4978N

径向力：Fr=Fttan200=4978×tan200 =1812N

4该轴两轴承对称，所以LALB2)求垂直面的支承反力

FAYFBY11Fr1812906N 22L68.5mm 2求水平面的支承反力

FAZFBZ11Ft4978N2489N 223)由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAy L/2=906×68.5×10=62N·m 截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZ L/2=2489×68.5×103=170.5N·m 4)绘制垂直面弯矩图（如图b）

绘制水平面弯矩图（如图c）5)绘制合弯矩图

（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（622+170.52)1/2=181.4N·m 6)绘制扭矩图

（如图e）转矩：T=9550×（P/n）=896N·m 7)绘制当量弯矩图

（如图f）

截面c处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数0.6，截面C处的当量弯矩：

3Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[181.42+(0.6×896)2]1/2=567.4N·m 8）校核危险截面C的强度

5轴的材料选用45钢，调制处理，由表14-1查得B650MPa，由表14-3查得-1b60MPa，则

eMec567.4Pa16.6MPa1b60MPa 3390.1d0.17010∴该轴强度足够。图a--f 如下图：

二、主动轴的设计

1、选择轴的材料

确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查表14-1知

强度极限B650MPa,屈服极限S360MPa,弯曲疲劳极限1300MPa2、按扭转强度估算轴的最小直径

初估轴径，按扭转强度初估轴的直径,查表14-2得c=118～107,取c=112则 主动轴：dC3p10.4544mm1123mm32.5mm n429考虑到键槽对轴的削弱，取 d1.0532.5mm35mm

3、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图，草图类似从动轴。

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配 合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向 固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。4 确定轴的各段直径

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm, 宽度为19mm。

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1,取第二段直径为d2=40mm 齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴承处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，17

取d4=50mm。齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径d558mm，满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.选择轴承型号.由 表16-2及表16-4初选深沟球轴承,代号为6209,查机械设计手册可得:轴承宽度B=19，安装尺寸damin52mm，选轴肩直径d5=58mm.5 确定各段轴的长度

Ⅰ段：d1=35mm

长度取L1=75mm II段:d2=40mm

长度取 L278mm

III段直径d3=45mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承盖定位初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm，取轴肩挡圈长为10mm L3=5+24+19=48mm Ⅳ段直径d4=50mm，此段安装主动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽b=95mm,L495590mm Ⅴ段直径d5=58mm.长度L5=10mm Ⅵ段直径d645mm，长度L610+20=30mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距

L（9.5101047.5）2154mm 轴的强度校核 按弯矩复合强度计算 1)绘制轴受力简图（如图a）

齿轮所受的转矩：T=9550P/n=9550×10.4544/429Nm=232.5Nm 作用在齿轮上的圆周力：Ft=2T/d= 2232.510/905167N

径向力：Fr=Fttan200=5167×tan200 =1881N

该轴两轴承对称，所以LALB2)求垂直面的支承反力

FAYFBY11Fr1881940.5N 22L77mm 2求水平面的支承反力

FAZFBZ11Ft5167N2583.5N 223）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAy L/2=940.5×77×10-3=72.4N·m 截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZ L/2=2583.5×77×10-3=199N·m 4）绘制垂直面弯矩图（如图b）

绘制水平面弯矩图（如图c）5)绘制合弯矩图

（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（72.42+1992)1/2=212N·m 6）绘制扭矩图

（如图e）转矩：T=9550×（P/n）=232.5N·m 7)绘制当量弯矩图

（如图f）

截面c处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数0.6，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[2122+(0.6×232.5)2]1/2=254N·m 8）校核危险截面C的强度

轴的材料选用45钢，调制处理，由表14-1查得B650MPa，由表14-3查得-1b60MPa，则

eMe254Pa20.4MPa1b60MPa 0.1d30.1503109该轴强度足够

图a--f 类似从动轴，此图省略。

第七部分

滚动轴承的选择及校核计算

一、从动轴上的轴承

由初选的轴承的型号为: 6213,查表6-1（课程设计手册）可知:d=65mm,外径Ｄ=120mm,宽度B=23mm,基本额定动载荷Cr57.2kN，基本额定静载荷C0r40.0kN 极限转速6300r/min

根据设计条件要求，轴承预计寿命为Lh=5×300×16=24000h

1/fpP60n轴承基本额定动载荷为CL h6ft10转速n107r/min,ft1,(表对于球轴承3 16-8）fp1.（表516-9）1.590660107所以C2400061101/37286N7.286kN

因为Cr57.2kN，所以CCr，故所选轴承适用

二、主动轴上的轴承

由初选的轴承的型号为: 6209,查表6-1（课程设计手册）可知:d=45mm,外径Ｄ=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷Cr31.5kN，基本额定静载荷C0r20.5kN 极限转速9000r/min 根据设计条件要求，轴承预计寿命为Lh=5×300×16=24000h

fpP60n1/轴承基本额定动载荷为C6Lh

ft10深沟球轴承只考虑径向载荷,则当量动载荷PFr940.5N

转速n429r/min,ft1,(表对于球轴承3 16-8）fp1.（表516-9）1.5940.560429所以C2400061101/312015N12.015kN

因为Cr57.2kN，所以CCr，故所选轴承适用

第八部分

键联接的选择及校核计算

一、根据轴径的尺寸，选择键

键1，主动轴与V带轮连接的键为：GB/T1096 键10×8×63 键2，主动轴与小齿轮连接的键为：GB/T1096 键14×9×70 键3，从动轴与大齿轮连接的键为：GB/T1096 键20×12×70

键4，从动轴与联轴器连接的键为：GB/T1096 键16×10×80

查课程设计（表4-1）

二、键的强度校核

键1，GB/T1096 键10×8×63 工作长度lLb631053mm 挤压强度p4T4232.5103MPa62.7MPa dhl358

21p70~80MPa(轮毂材料为铸铁）pp所选键的强度足够

键2，GB/T1096 键14×9×70 工作长度lLb701456mm

4T4232.5103MPa40MPa 挤压强度 pdhl50956

p125~150MPa(轮毂材料为钢）pp所选键的强度足够

键3，GB/T1096 键16×10×70 工作长度lLb702050mm

挤压强

度

p4T4896103MPa85.4MPa

dhl701250

p125~150MPa(轮毂材料为钢）pp所选键的强度足够

键4，GB/T1096 键16×10×80 工作长度lLb801664mm

挤压强度p4T4896103MPa102MPa dhl551064125~150MPa(轮毂材料为钢）所选键的强度ppp

第九部分

减速器箱体、箱盖及附件的设计计算

一、减速器附件的选择

通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.5 油面指示器：选用游标尺M12 起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M12×1.5 根据《机械设计基础课程设计》表11-1选择适当型号：

2起盖螺钉型号：GB/T5782-2000

M12×45,材料5.8

高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×25,材料5.8 低速轴轴承盖上的螺钉：GB5782-2000 M8×25,材料5.8 螺栓：GB5782～2000 M16×120，材料5.8

二、箱体的主要尺寸(1)箱座壁厚：=0.025a+1=0.025×225+1= 6.625 取=10mms

(2)箱盖壁厚：1=0.02a+1=0.02×225+1= 5.5mm

取1=10mm(3)箱盖凸缘厚度：b1=1.51=1.5×10=15mm(4)箱座凸缘厚度：b=1.5=1.5×10=15mm(5)箱座底凸缘厚度：b2=2.5=2.5×10=25mm(6)地脚螺钉直径：df =0.036a+12=0.036×225+12=20.1mm

取df =20mm(7)地脚螺钉数目：n=4(因为a<250)

(8)轴承旁连接螺栓直径：d1= 0.75df =0.75×20= 15mm

取 d1=16mm

(9)盖与座连接螺栓直径： d2=(0.5-0.6)df =10～12mm

取d2= 12mm

(10)连接螺栓d2的间距：L=150～200mm(11)轴承端盖螺钉直径：d3=(0.4-0.5)df=8～10mm取d3= 8mm

mm 2

3(12)检查孔盖螺钉直径：d4=(0.3-0.4)df=6～8mm取d4=8mm(13)定位销直径：d=(0.7-0.8)d2=8.4～9.6mm取d=8mm(14)df、d1、d2至外箱壁距离C1=26mm(15)df、d2至外箱壁距离C2=24mm（16）轴承旁凸台半径R1=C2=24mm(17)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准(18)外箱壁至轴承座端面的距离：l1C1＋C2＋﹙5～10﹚=58mm(19)铸造过度尺寸 x3mm,y15mm,R5mm(20)大齿轮顶圆与内箱壁间的距离：11.2,取114mm(21)齿轮端面与内箱壁间的距离2,取212mm

(22)箱盖、箱座肋厚：

m10.8518.5mm,取m19mm.m0.858.5mm,取m9mm.(23)轴承端盖外径为︰Ｄ2=D＋﹙５～５﹚d3 ,D-轴承外径

小轴承端盖D2=135mm,大轴承端盖D2=170mm(24)轴承旁连接螺栓距离S：取S=225mm.第十部分

润滑与密封

一、减速器的润滑

1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当

m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为

436mm。

2.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-1989全损耗系统用油L-AN15润滑油。

二、减速器的密封

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

第十一部分

参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计手册》，高等教育出版社，吴宗泽、罗圣国主编，2006年5月第3版；

[2] 《机械设计基础》，高等教育出版社，杨可桢、程光蕴、李仲生

主编，2006年5月第5版

[3] 《机械制图》，高等教育出版社，何铭新、钱可强 主编，2004年1月第5版

第十二部分

设计小结

5课程设计体会

此次课程设计需要一丝不苟的态度，而且需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。在老师布置这次课程设计并拿出上届同学设计的成果时，感觉困难重重，难以在一个星期内完成，为了按时完成设计，我提前一个多星期开始设计。课程设计过程中出现的很多问题，几乎都是因为过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘了，我不断的翻资料、查书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，学到了很多知识，同时补回了许多以前没学好的知识，巩固了这些知识，而且提高了运用计算机相关软件的能力，如Office、Autocad等。

第二篇：兰州工业学院一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

二、传动系统的参数设计

原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。动力来源：电力，三相交流380/220伏。1、电动机选择

（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（2）、电动机功率选择： ①传动装置的总效率： =0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96 ②工作机所需的输入功率：

因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N =FV/1000η =1908×2/1000×0.96 =3.975KW ③电动机的输出功率： =3.975/0.87=4.488KW 使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW。⑶、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速： =（60×v）/（2π×D/2）=（60×2）/（2π×0.2）=96r/min 由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min ⑷、确定电动机型号

根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4，满载转速 1440r/min。

其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。2 ,计算总传动比及分配各级的传动比

（1）、总传动比：i =1440/96=15（2）、分配各级传动比： 根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）=15/5=3 3、运动参数及动力参数计算 ⑴、计算各轴转速（r/min）=960r/min =1440/3=480(r/min)=480/5=96(r/min)⑵计算各轴的功率（KW）电动机的额定功率Pm=5.5KW 所以 P =5.5×0.98×0.99=4.354KW =4.354×0.99×0.96 =4.138KW =4.138×0.99×0.99=4.056KW ⑶计算各轴扭矩（N•mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m =9550×4.138/96 =411.645N•m =9550×4.056/96 =403.486N•m

三、传动零件的设计计算

（一）齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm（2）确定有关参数和系数如下：

传动比i 取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数： =5×20=100，所以取Z 实际传动比 i =101/20=5.05 传动比误差：（i-i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用 齿数比： u=i 取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°； 则 h *m=3，h）m=3.75

h=（2 h）m=6.75，c= c 分度圆直径：d =×20mm=60mm d =3×101mm=303mm 指导书取 φ 齿宽： b=φ =0.9×60mm=54mm =60mm，b 齿顶圆直径：d）=66，d 齿根圆直径：d）=52.5，d）=295.5 基圆直径： d cos =56.38，d cos =284.73(3)计算齿轮传动的中心矩a：

a=m/2(Z)=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm

（二）轴的设计计算 1、输入轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS 根据指导书并查表，取c=110 所以 d≥110(4.354/480)1/3mm=22.941mm d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm ∴选d=25mm ⑵、轴的结构设计 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，右面用套筒轴向固定，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，则采用过渡配合固定 ②确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d =25mm，L =（1.5～3）d，所以长度取L ∵h=2c c=1.5mm +2h=25+2×2×1.5=31mm 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。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L =（2+20+55）=77mm III段直径：

初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.=d=35mm，L =T=18.25mm，取L Ⅳ段直径：

由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm 此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

+2h=35+2×3=41mm 1 长度与右面的套筒相同，即L Ⅴ段直径：d =50mm.，长度L =60mm 取L 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm Ⅵ段直径：d =41mm，L Ⅶ段直径：d =35mm，L ＜L3，取L 2、输出轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110 =110×(2.168/76.4)=38.57mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm ∴取d=42mm ⑵、轴的结构设计 ①轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。②确定轴的各段直径和长度

初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。则 d =42mm

L = 50mm

L = 55mm L = 60mm L = 68mm L =55mm L

四、滚动轴承的选择 1、计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.2、计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm

五、键联接的选择、输出轴与带轮联接采用平键联接 键的类型及其尺寸选择：

带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。根据轴径d =42mm，L =65mm 查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机

装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56 则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56 2、输出轴与齿轮联接用平键联接 =60mm,L 查手册得，选用C型平键，得：

装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45 则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45 3、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L 查手册 选A型平键，得： 装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50 则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50 4、输出轴与齿轮联接用平键联接 =50mm L 查手册 选A型平键，得： 装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49 则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

七、轴承端盖 主要尺寸计算

轴承端盖：HT150 d3=8

n=6 b=10

八、减速器的

减速器的附件的设计 1、挡圈 ：GB886-86 查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58 2、油标 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D 3、角螺塞 M18 × 1.5 ：JB/ZQ4450-86

九、设计参考资料目录

1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6

2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11 目录

一、设计说明书目录………………………………………1

二、机械零件课程设计任务书……………………………2

三、机械传动装置设计……………………………………3

1、确定传动方案………………………………………3

2、选择电动机…………………………………………4

3、计算传动装置总传动比并分配各级的传动比……5

4、计算传动装置的运动参数及动力参数……………6

四、传动零件的设计计算…………………………………7

1、皮带轮传动的设计计算……………………………7

2、减速器齿轮传动设计计算…………………………9

3、轴的设计计算………………………………………11

五、传动装置零件图及装配图……………………………13

1、总体设计简图………………………………………13

2、一级齿轮减速器装配图……………………………14

3、齿轮减速器零件图…………………………………16

二、机械零件课程设计任务书

1、时间：2009年6月8日至2009年6月19日

2、设计题目：带式输送机传动装置设计及电动机选择

3、工作条件：输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空 载起动；使用期限10年，两班制工作，输送带速度允许误差为±5%；输送带效率η=0.94-0.96;工作环境为室内，环境温度30°左右；小批量制 造。

4、输送机应达到的要求： 输送带的拉力F=3000N 输送带速度V=2.8m/s 输送带滚筒直径D=380mm

5、完成设计任务工作量： ①设计说明书一份 ②带式输送机传动方案简图 1张 ③齿轮减速器总装图1张 ④齿轮减速器零件图2-3张

三、机械传动装置设计

1、确定传动方案

（1）工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限

10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差±5％。

（2）原始数据：工作拉力F=3000N；带速V=2.8m/s；滚筒直径D=380mm。

2、选择电动机

（1）电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机。（2）电动机功率选择： ① 传动装置的总效率：η总

=η带×η轴承2×η齿轮×η联器

= 0.95×0.992×0.97×0.99= 0.89 ② 电机所需的工作功率：P0 = FV/1000η总= 3000×2.8/（1000×0.89）=8.8KW 选取电动机额定功率Pm，使Pm=（1~1.3）P0=8.8（1~1.3）=8.8~11.44查表2-1取Pm=11。③ 确定电动机滚筒转速：n筒 = 60×1000V/πD

= 60×1000×2.8/（3.14×380）= 140r/min

按指导书P10表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减

速器传动比范围 I a’ =3~5。取V带传动比I1’ =2~4，则总传动比理时范围为I a’ =6~20。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~20）×140=840~2800r/min，符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有

三种传动比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min ④

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：P=11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.2。

3、计算机械传动装置总传动比并分配各级的传动比

（1）总传动比： i总=n电动/n筒=1460/140=10.4（2）分配各级传动比 ①据指导书，取齿轮传动比：

i带=3 ② ∵i总=i齿轮×I带

∴i齿轮=i总/i带=10.4/3=3.5

4、计算传动装置的运动参数及动力参数（1）计算各轴转速（r/min）：

n1（输入轴）= n电机=1460r/min n2（输出轴）= n1/i带=1460/3=487(r/min)n3（滚筒轴）= n2/i齿轮=487/3.5=139(r/min)（2）计算各轴的功率（KW）：

P1（输入轴）

= P0η带＝8.8×0.95=8.36 KW

P2（输出轴）= P1×η带=8.36×0.95=7.9KW

P3（滚筒轴）= P2×η轴承×η齿轮=7.9×0.99×0.97=7.6KW（3）计算轴扭矩（N·mm）：

T0（电机轴）= 9.55×106P0/n电动 = 9.55×106×8.8/1460 = 57562N·mm T1（输入轴）

= T0i带η带 = 57562×2.08×0.95

= 113743N·mm T2（输出轴）= T1i齿轮η轴承×η齿轮

=113743×5×0.99×0.97=546137N·mm

T3（滚筒轴）= T2×η轴承η联轴器 = 546137×0.99×0.99

=535269N·mm

四、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算 ①选择普通V带截型

由课本表得：kA = 1.2 理论传递功率 P=11KW

Pc= KAP =1.2×11=13.2KW

由课本得：选用B型V带

②确定带轮基准直径，并验算带速

由机械基础课本得，推荐的小带轮基准直径为125~280mm，则取

dd1=160mm dd2=n1/n2·dd1=（1460/487）×160=480mm

查机械基础课本P228表9-8，取dd2=500mm

实际从动轮转速：n2’= n1dd1/dd2=1460×160/500

=467r/min

转速误差为：（n2-n2’）/n2 =（487－467）/487

= 0.04<0.05(允许)

带速V：

V = πdd1n1/60×1000 = π×160×1460/60×100 = 12.2m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。③确定带长和中心矩

1）根据机械基础课本P228(9-11)公式得，0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

0.7(160+500)≤a0≤2×(160+500)

∴得460mm≤a0≤1320mm

2）由机械基础课本P228课本得：

L0 =2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×1000+1.57×(160+500)+(500-160)2/（4×1000）=3065mm

根据机械基础课本P226表9-6取，Ld = 3150mm ∴ a ≈ a0+（Ld-L0/2）=1000+（3150-3065）/2

= 1043mm ④验算小带轮包角： α1 = 1800-57.30×（dd2-dd1）/a = 1800-57.30×（dd2-dd1）/a = 1800-57.30×（500-160）/1043 = 161.30>1200（适用）

⑤确定带的根数：

根据机械基础课本P224图 9-3，得 P1=3.64KW

根据机械基础课本P224图 9-4，得 △P1=0.46KW

根据机械基础课本P225图 9-5，得

Kα=0.95

根据机械基础课本P226图 9-6，得

K1=1.07

根据机械基础课本P230图中公式：

Z = Pc/[P1]= Pc /[(P1+△P1)KαK1] = 11/[(3.64+0.46)×0.95×1.07] ≈2.64

∴取Z=3 ⑥计算轴上压力

由机械基础课本P219图 9-1，查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

F0 = 500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV= [500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N

= 160N

则作用在轴承的压力FQ，FQ = 2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2= 1250N

2、减速器齿轮传动设计计算（1）选择齿轮材料和热处理方法

采用软齿面闭式齿轮减速器

小齿轮 45号钢 调质 HBS=220

大齿轮 45号钢 正火 HBS=190 硬度由《机械基础》课本P181表 6-3查得。

（2）齿轮的许用接触应力 ① 由《机械基础》课本P181表 6-3查得

σH lim1=550Mpa，σH lim2=530Mpa ② 软齿面齿的接触安全系数SH=1.0：1.1，取SH=1.05 ③ [σH]1=σH lim1/S[σH=550/1.05=523.8Mpa H]2=σH lim2/SH=530/1.05=504.7 Mpa 用其中的小值作为[σH]2=504.7 Mpa（3）齿轮系数

ψ=中心距/齿宽=a/b，由《机械基础》课本P183表 6-6取ψa=0.4（4）载荷系数K 由《机械基础》课本P183表 6-5，取K=1.2（5）小齿轮轴上传递的扭矩T1 P小=P电×η带=11×0.95=10.45KW n1=1460r/i带=1460/3=487r/min ∴ T1 = 9.550×106 P1/n1=9.550×106×（7.9/487）N.mm=154918N.mm a≥(u+1)[（334/[σH]2）2×（KT1/ψau）]1/3 a≥193mm

齿轮尺寸的强度计算以中心距校核

（6）确定齿轮的主要参数

①确定小齿轮齿数

因为是闭式软齿轮而齿轮其失效形式为点蚀，所以取齿数不能太小，故在（20-40）范围内，取Z1=30,.式中Z2=Z1×i齿=30×3.5=105 ②确定模数

amin=（d1+d2）/2=m（Z1+Z2）/2 m=2amin/（Z1+Z2）=2×193/（30+105）=2.8mm ∴

取模数 m=3 ③齿轮的几何尺寸

齿距：

P=πm=3.14×3=9.42mm

齿厚：

S =mπ/2=3×3.14/2=4.71mm 齿宽：

e =mπ/2=3×3.14/2=4.71mm 齿顶高： ha =ha*m=1×3=3 mm 齿根高： hf =(ha*+c*)m=（1+0.25）×3=3.75mm 全齿高： h =ha+hf=3+3.75=6.75 mm 分度圆直径： d1 =mz1=3×30=90 mm d2 =mz2=3×105=315 mm 齿顶圆直径： da1 =d1+2ha=90+2×3=96 mm da2 =d2+2ha=315+2×3=321 mm 齿根直径：

df1 =d1-2hf=90-2×3.75=82.5 mm

df2 =d2-2hf=315-2×3.75=307.5 mm 中心距：

a =（m/2）×（Z1+Z2）

=（3/2）×（30+105）=202.5mm ④齿轮宽度

查《机械基础》课本P183表 6-6，得ψd=1.2由b=ψd1.2×60=72mm 取b2=72mm得 b1=b2+5=72+5=77mm

3、轴的设计计算（1）按扭矩初算轴径

① 材质：选用45#调质，硬度217~255HBS ② 根据课本并查表，取材料系数c=115 ③ 大带轮轴的最小直径d≥3√9.55*106P/(0.2tn)=28mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d1=28×(1+5%)mm=29.4mm ∴

取d=30mm（2）轴的结构设计

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，右面用套筒轴向固定，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，则采用过渡配合固定。

②确定轴各段直径和长度

1）工段：d1=30mm 长度取L1=20mm

∵h=2c，c=1mm，II段:d2=d1+2h=30+2×2×1=34mm ∴d2=34mm

初选用7307c型角接触球轴承，其内径为35mm, 宽度为21mm.2）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。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长

L2 =（2+20+21+55）=98mm 3）同理 H = 2c，c=1mm，d3 = d2+2h=34+2*2*1=38mm 得

L3 = L1-L=20-2=18mm 4）又 h=2c=2×1=2mm，c = 1mm，d4 = d3+2h=38+2×2=42mm

∵长度与右面的套筒相同

即

L4=20mm 5）但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应

按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得总长：L总= L2＋L3＋L4＋L5=98＋18＋20＋19= 155mm 5

第三篇：一级圆柱齿轮减速器课程设计心得

一级圆柱齿轮减速器课程设计的设计心得

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识；提高我们机械设计的综合素质等方面有重要的作用。

通过两个星期的设计实践，使我们对机械设计有了更多的了解和认识。为我们以后的工作打下了坚实的基础。在此次设计过程中，不但使我们树立起了正确的设计思想，而且，也使我们学到了很多机械设计的一般方法，基本掌握了一般机械设计的过程，还培养了我们的基本设计技能，所以这次课程设计我们的收获是非常巨大的。

机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

一分耕耘一分收获，虽然两周的设计时间很紧迫，每天都要计算、画图到深夜，但是我们的收获也是很巨大的，相信这次的课程设计必将是我们走向成功的一个坚实基础。

在本次设计过程中得到了各位指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师们的指导和帮助.设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

第四篇：一级圆柱齿轮减速器课程设计的设计心得

《一级圆柱齿轮减速器课程设计的设计心得》

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1、机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

2、这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

3、在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

4、本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.5、设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

第五篇：一级圆柱齿轮减速器课程设计的设计心得体会

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识。为我们以后的工作打下了坚实的基础。

1、机械设计是机械工业的基础，是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《cad实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

2、这次的课程设计，对于培养我们理论联系实际的设计思想；训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力；巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

3、在这次的课程设计过程中，综合运用先修课程中所学的有关知识与技能，结合各个教学实践环节进行机械课程的设计，一方面，逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力，特别是提高了分析问题和解决问题的能力，为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

4、本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。

5、设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。