减速器机械设计课程设计.doc

课 程 设 计减 速 器 设 计 说 明 书学院： 机电学院 专业： 机械工程自动化 班级： 110105 姓名： 学号： 指导老师： 设计时间： 2014-1-52014-1-10 目录一 设计任务书 3 二. 传动装置总体设计 3三 电动机的选择 5 四 V带设计 7五带轮的设计 9六齿轮的设计及校核 9七高速轴的设计校核 14八低速轴的设计和校核 20九 .轴承强度的校核 28十键的选择和校核 29十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择 31十二. 箱体的设置 32十三. 减速器附件的选择 33十四.设计总结 35十五。参考文献 36一任务设计书题目A：设计用于带式运输机的传动装置二. 传动装置总体设计设计工作量：1.减速器装配图一张（A3） 2.零件图（13） 3.设计说明书一份个人设计数据： 运输带的工作拉力 T(N/m)_850_ 运输机带速V（m/s） _1.60_卷筒直径D（mm） _270_已给方案三选择电动机1传动装置的总效率：=122345式中：1为V带的传动效率，取1=0.96；22为两对滚动轴承的效率，取2=0.99；3为一对圆柱齿轮的效率，取3=0.97;为弹性柱销联轴器的效率，取4=0.99；5为运输滚筒的效率，取5=0.96。所以，传动装置的总效率=0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.859电动机所需要的功率 P=FV/=850*1.6/（0.859×1000）=1.58KW2卷筒的转速计算 nw=60*1000V/D=60*1000*1.6/3.14*500=119.37r/min V带传动的传动比范围为;机械设计第八版142页一级圆柱齿轮减速器的传动比为i23，5；机械设计第八版413页总传动比的范围为6，20；则电动机的转速范围为716,2387;3选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y100L1-4型电动机。额定功率2.2KW，满载转速1430（r/min）,额定转矩2.2（N/m）,最大转矩2.3（N/m） 4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比ia=n/nw=1430/119.37=12.00式中：为电动机满载转速；为工作机轴转速。取V带的传动比为i1=3，则减速器的传动比i2=ia/3=4.00;5计算传动装置的运动和动力参数6.计算各轴的转速。O轴：n0=1430 r/min;轴：n1=n1/i01=1430/3=476.67 r/min;轴：n2=n2/i12=115.27 r/min卷筒轴：n3=n2=115.27 r/min7.计算各轴的功率O轴：P0=2.2(KW);轴：P1=P1=2.20.96=2.11(KW);轴P2=P123=2.110.990.97=2.03(KW);III轴（卷筒轴）的输入功率：P3=P22=2.030.980.99=2.00(KW)8计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T1=9550P1/n1=95502.11/476.67=42，27N·m轴的转矩：T2=T1*i1*1*2=68.5*3*0.96*0.99=168.18 N·m轴的转矩：T3=T2i2*23=195.36.760.990.97=165.70N·m 第二部分 传动零件的计算四.V型带零件设计 1.计算功率： -工作情况系数，查表取值1.3;（机械设计第八版156页）-电动机的额定功率2.选择带型根据，n=1430,可知选择B型； （机械设计第八版157页）由表86和表88取主动轮基准直径 则从动轮的直径为 3.验算带的速度=7.5m/s机械设计第八版157页V带的速度合适4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据0.7(+)<<2(+)，初步确定中心矩（机械设计第八版152页）=600mm5.计算带所需的基准长度：= =1828.3mm机械设计第八版158页由表82选带的基准长度=2000mm6.计算实际中心距a=685.85mm 机械设计第八版158页验算小带轮上的包角= 7.确定带的根数ZZ （机械设计第八版158页）由， 查表84a和表84b得 =1.32，=0.11，Pca=3.9查表85得：0.955,查表82得：1.07，则Z=2.77 取Z=3根8.计算预紧力（机械设计第八版158页）查表8-3得q=0.10（kg/m）则Fo=145.8N9.计算作用在轴上的压轴力863.51N （机械设计第八版158页）五.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径，采用孔板式。六齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；(3).选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。(4).选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为246.76=97.36，取=972按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即 （机械设计第八版203页）选用载荷系数=1.3计算小齿轮传递的转矩由表10-7选定齿轮的齿宽系数；（机械设计第八版205页）由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa3.计算应力循环次数=60476.671（2436510）=2.5；（机械设计第八版206页）=2.51/4.057=取接触疲劳寿命系数=0.89, =0.895;机械设计第八版207页4.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得=534=492.25机械设计第八版205页5.计算接触疲劳许用应力。1)试算小齿轮分度圆的直径，带入中较小的值=2.32 =49mm(1)计算圆周的速度=1.22mm/s(2)计算齿宽b=149mm=49mm(3)计算齿宽和齿高之比。模数=2 mm齿高=4.5 mm=10.89(4）计算载荷系数。根据V=1.22mm/s;7级精度，可查得动载系数=0.6；（机械设计第八版194页）直齿轮 =1;可得使用系数 =1;机械设计第八版193页用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.422； 机械设计第八版196页由10.68，=1.423 可得=1.35故载荷系数=0.8538 （机械设计第八版192页）(5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。=42.5mm(6）计算模数m。=1.7；取m=26按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式 ；机械设计第八版201页（1）确定公式内各计算数值1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa; 大齿轮的弯曲强度极限=380 Mpa 机械设计第八版209页2）查表可得弯曲疲劳寿命系数=0.86, =0.87；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得= =307.14 Mpa= =236.14 Mpa计算载荷系数K = =0.816查取齿形系数。查得 2.65 2.06机械设计第八版200页6)查取应力校正系数。查表可得 = 1.58 =1.97机械设计第八版200页计算大，小齿轮的并加以比较。=0.0159= =0.0172大齿轮的数值大。（2）设计计算。 =1.84对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数2.3并就近圆整为标准值m=2，按接触强度计算得的分度圆直径=48 mm，算出小齿轮数 = =24大齿轮的齿数=244.057=97这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费4.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径=m=48mm= m=194mm(2)计算中心距=120mm（3）计算齿轮的宽度48 mm七轴的设计与校核高速轴的计算。（1）选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220抗拉强度极限B650MPa屈服强度极限s360MPa弯曲疲劳极限1270MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa 二初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知= 476.7 r/min; =2.11(KW)；查表可取=115； （机械设计第八版370页表15-3）=18.88mm三轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图（轴1），从左到右依次为带轮、轴承端盖、轴承、小齿轮1、轴套、轴承。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取=20 mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为35 mm，现取l1=30。带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度，取=1 mm，则=22 mm。轴承端盖的总宽度为15 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离=30 mm，故取=52 mm.2.初步选责滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴=22 mm，故轴承的型号为6205，其尺寸为25mm，52mm, mm.所以=25mm，= =8mm3.取做成齿轮处的轴段的直径=52mm，=45mm取齿轮距箱体内壁间距离a6mm， 考虑到箱体的铸造误差，4.在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s2mm，则s+a8mm=30mm同理=s+a=14mm，=43 mm至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径（3）轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径 R=1.2mm (四)计算过程 1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6205深沟球滚轴承的，简支梁的轴的支承跨距： L= = -2a= 78 mm=74mm，=64 mm, =68mm2.作用在齿轮上的力= 805N333.6N计算支反力水平方向的M=0，所以 ，=405.5N0, =482.5N垂直方向的M=0，有0， =177N0, =136.2N计算弯矩水平面的弯矩= 24432.5垂直面弯矩8220 8220合成弯矩=25777=25777根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力482.5N405.5N177N136.2N弯矩=24432.58220总弯矩=25777=25777扭矩T=1953003.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 =11.25QMPa已由前面查得许用弯应力1=60Mpa,因，故安全。4.精确校核轴的疲劳强度截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。2)截面V左侧抗弯截面系数：W0.1d30.1×4539112.5mm3抗扭截面系数：WT0.2d30.2×45318225mm3截面V左侧的弯矩为13256.36截面V上的扭矩为=195300截面上的弯曲应力=1.45Mpa截面上的扭转切应力=21.45Mpa轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa过盈配合处的的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取，2.18 则0.8×2.181.744轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数0.92故得综合系数值为： 2.267 1.831又由课本§31及§32得炭钢得特性系数0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以轴在截面V左侧的安全系数为=83.6=7.687.652>>S=1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面V左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。八低速轴的计算1.轴的材料选取选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220抗拉强度极限B650MPa屈服强度极限s360MPa弯曲疲劳极限1270MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa 2.初步估计轴的最小直径轴上的转速 功率由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知 =115.27；=2.03 取=11529.9输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取.则=252270按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件。查机械设计手册（软件版）R2.0，选HL5型弹性套柱销连轴器，半联轴器孔的直径，长度L50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。故取40mm3.拟定轴的装配方案4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（1）选取d=30mm, 。因I-II轴右端需要制出一个定位轴肩，故取（2）初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求， 由轴知其工作要求并根据d38mm，选取深沟球轴承6208 轴承直径：d40mm ； 轴承宽度：B18mm，D=80mm 所以， （3）右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取33215型轴承的定位轴肩高度h=2mm,因此，取（4）取做成齿轮处的轴段-的直径45mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为40mm,取（5）轴承端盖的总宽度为20mm。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l 30mm， 故取（6）因为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取=30mm.=28 mm.(7）轴上零件的周向定位。齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择过程见后面的键选择）。（8）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R1.2mm参考课本表152，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R1.2mm4.计算过程1.根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。故 因此作为简支梁的支点跨距 计算支反力 作用在低速轴上的=6220N=2263.8N水平面方向 MB0, 故 =0, 垂直面方向 MB0， 故F0,2)计算弯距水平面弯距= =185295垂直面弯矩6745767430合成弯矩=197190=197190根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表3：载荷水平面H垂直面V支反力弯距M总弯距扭距TT1307.2 N·m5.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa13.166 MPa已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因<1，故安全。6.精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和IV和V处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面IV的应力集中的影响和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右侧即可，因为IV的左侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。2)截面IV右侧抗弯截面系数：W0.1d30.1×4539112.5mm3抗扭截面系数：WT0.2d30.2×45318225mm3弯矩M及弯曲应力为:M197190×100112 N·mm 1.63MPa截面上的扭矩截面上的扭转切力:10.6Mpa过盈配合处的的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取，2.20 则0.8×2.201.76轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数0.92故得综合系数值为： 2.29 1.85又由课本§31及§32得炭钢得特性系数0.10.2 ，取 0.10.050.1 ，取 0.05所以轴在截面的右侧的安全系数为=1012022>S1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。 九.轴承强度的校核1.高速轴上的轴承校核按照以上轴的结构设计，初步选用6208深沟球轴承。1）轴承的径向载荷轴承D 1228.317N轴承B 1228.317N求两轴承的计算轴向力对于32007型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力，其中e为判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力N则查机械设计手册（软件版）R2.0得32007型轴承的基本额定动载荷C70.5KN。按照表13-5注1），取则相对轴向载荷为，在表中介于0.1720.345之间，对应的e值为0.190.22，Y值为1.992.30。用线性插值法求Y值Y1.99+（2.30-1.99）×（0.345-0.279）/（0.345-0.172）2.108故 X=0.4 Y2.1083）求当量动载荷P 4）验算轴承寿命，根据式（13-5）h已知轴承工作寿命为因为，故所选轴承满足工作寿命要求。2.低速轴上的轴承的校核选用深沟球轴承61812，查机械设计手册（软件版）R2.0得基本额定动载荷轴承的径向力计算：轴承1 1290.32N轴承2 1825.35N 因为 <，以轴承2为校核对象 Pr=1825.35N=3750347.275h>48000h所选轴承合适。十键的选择和校核1.选择键的链接和类型一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求。应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）根据d30mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b6mm，键高h=6mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L25mm2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力=100-120MPa,取其平均值。110MPa.键的工作长度lL-b=19mm键与轮毂键槽的接触高度k0.5h=0.5×6=3mm由式（6-1）得，故合适。键的类型为键8x25 GB/10963.带轮上的键的选择带轮处键位于轴端，选择 键 C825 GB/T1096，查表得公称尺寸b×h=8×7 长度L=25mm，键材料用45钢，查课本得许用挤压应力100120Mpa，取键的工作长度lL-b30-822mmk0.5h0.5×73.5mm。 故合适。4.大齿轮上的键的选择选择 键 8×38 GB/T1096，查表得公称尺寸b×h=8×7 长度L=38mm，键材料用45钢，查课本得许用挤压应力100120Mpa，取键的工作长度lL-b38-830mmk0.5h0.5×73.5mm。故合适。十一减速箱的润滑方式和密封种类的选择1.润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦磨损和发热，还可起到冷却散热防锈冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。齿轮圆周速度：高速齿轮V1=d1n1/(60×1000) =0.5m/s<2m/s低速齿轮 V2=d2n2/(60×1000)=0.16 m/s<2m/s由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。2.润滑油的选择由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN2润滑脂。3.密封方式的选择输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。所以用毡圈油封。 十二箱体的设置名称计算公式结 果机座壁厚=0.025a+188mm机盖壁厚11=0.02a+188mm机座凸缘壁厚b=1.512 mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112 mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+12=17.90418mm地脚螺钉数目a<250,n=44 轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 12 mm箱盖与箱座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) 10 mm联接螺栓d2间距L=150200160 mm轴承盖螺钉直径d3=(0.40.5) 7 mm窥视孔螺钉直径d4=(0.30.4) 6 mm定位销直径d=(0.70.8) 6 mm轴承旁凸台半径R=CRf=24mmR1=20mmR2=16mm大齿顶圆与箱体内壁距离11>1.212 mm齿轮端面与箱体内壁距离22>10 mm十三减速器附件的选择1.观察孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下检查孔尺寸(mm)检查孔盖尺寸(mm)BLb1L1b2L2R孔径d4孔数n681201001508413556.542.通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下：DDD1SLlad1M20×1.53025.4222815463.游标选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12412628106420164.油塞dD0LhbDSed1HM18×1.52527153282124.215.826.定位销为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=(0.70.8)d2, d2为凸缘上螺栓直径，长度等于分箱面凸缘总厚度。7.起盖螺钉为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。十四.设计总结经过了一学期的学习，我对与机械设计的过程有了较为系统的理解。同样是减速器，大一时我们是按照大部分给定了的尺寸来设计，而大二时我们则是注重减速器各个部分的公差配合尺寸的设计。到了大三，经过一学期的机械设计课程的学习，我已经能够根据工况及实际需要来对减速器的各个零件进行设计了。在设计之初，我还觉得设计一个减速器应该不是很难，只要查查手册就应该能得到各部分的尺寸了，但是后来我把首次设计的尺寸给老师看时，却发现了不少问题，比如轴的设计，我的设计尺寸虽然符合强度要求，但是有好多地方没必要做的很粗，轴间本来留2mm就足够了，我却留了5mm，还有轴承的设计，本来6208就可以了，我却选择了6209，尺寸太大，不仅容易造成干涉，而且稳定性也不好。像此类的问题在我第一次的设计中还有很多，经过了这次设计，我明白了尺寸不仅要满足尺寸设计要求，而且要在一定条件下满足稳定性和经济性的要求。在所有零件都确定以后，我又继续做了电脑上的3d建模。当我把所有零件装配起来之后，发现有些要求顶住的地方有缝隙，所以我又重新把前边设计的尺寸进行了验算，最后终于得到了正确的装配图。 这次设计给我最大的收获是它使我把最完整的设计的过程从头到尾进行了实践，让我真正理解了从实际需求到设计尺寸所经历的每一个步骤。经过了这次的减速器的设计，我以后再遇到其他设计上的问题时应该就会比较熟练了。十六：参考资料机械设计课程设计 卢颂峰 高国华主编 北京工业大学出版社 2010年