減速器的設計畢業(yè)設計

1、畢 業(yè) 設 計（論文）（說 明 書）題 目： 減速器的設計 姓 名： 編 號： 平頂山工業(yè)職業(yè)技術學院 年 月 日平頂山工業(yè)職業(yè)技術學院畢 業(yè) 設 計 （論文） 任 務 書姓名 專業(yè) 任 務 下 達 日 期 年 月 日設計（論文）開始日期 年 月 日設計（論文）完成日期 年 月 日設計（論文）題目： a·編制設計 b·設計專題（畢業(yè)論文） 指 導 教 師 系（部）主 任 年 月 日平頂山工業(yè)職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）答辯委員會記錄 系 專業(yè)，學生 于 年 月 日進行了畢業(yè)設計（論文）答辯。設計題目： 專題（論文）題目： 指導老師： 答辯委員會根據(jù)學生提交的畢業(yè)設計（論文）

2、材料，根據(jù)學生答辯情況，經(jīng)答辯委員會討論評定，給予學生 畢業(yè)設計（論文）成績?yōu)?。答辯委員會 人，出席 人答辯委員會主任（簽字）： 答辯委員會副主任（簽字）： 答辯委員會委員： ， ， ， ， ， ， 平頂山工業(yè)職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）評語第 頁共 頁學生姓名： 專業(yè) 年級 畢業(yè)設計（論文）題目： 評 閱 人： 指導教師： （簽字） 年 月 日成 績： 系（科）主任： （簽字） 年 月 日畢業(yè)設計（論文）及答辯評語： 摘要減速機是一種動力傳達機構，利用齒輪的速度轉(zhuǎn)換器，將電機（馬達）的回轉(zhuǎn)數(shù)減速到所要的回轉(zhuǎn)數(shù)，并得到較大轉(zhuǎn)矩的機構。在目前用于傳遞動力與運動的機構中，減速機的應用范圍相當廣泛

3、。幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機車，建筑用的重型機具，機械工業(yè)所用的加工機具及自動化生產(chǎn)設備，到日常生活中常見的家電，鐘表等等.其應用從大動力的傳輸工作，到小負荷，精確的角度傳輸都可以見到減速機的應用，且在工業(yè)應用上，減速機具有減速及增加轉(zhuǎn)矩功能。在目前用于傳遞動力與運動的機構中，減速器的應用范圍相當廣泛。其應用從大動力的傳輸工作，到小負荷，精確的角度傳輸都可以見到減速機的應用，且在工業(yè)應用上，減速機具有減速及增加轉(zhuǎn)矩功能。因此廣泛應用在速度與扭矩的轉(zhuǎn)換設備。減速機的作用主要有：降速同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比，但要注意不能超出減速

4、機額定扭矩。減速同時降低了負載的慣量，慣量的減少為減速比的平方。大家可以看一下一般電機都有一個慣量數(shù)值。幾乎在各式機械的傳動系統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡，從交通工具的船舶、汽車、機車，建筑用的重型機具，機械工業(yè)所用的加工機具及自動化生產(chǎn)設備，到日常生活中常見的家電，鐘表等等，應用范圍十分廣泛。減速機一般用于低轉(zhuǎn)速大扭矩的傳動設備，把電動機.內(nèi)燃機或其它高速運轉(zhuǎn)的動力通過減速機的輸入軸上的齒數(shù)少的齒輪嚙合輸出軸上的大齒輪來達到減速的目的，普通的減速機也會有幾對相同原理齒輪達到理想的減速效果，大小齒輪的齒數(shù)之比，就是傳動比。我的這次畢業(yè)設計是作為運輸帶上的變速所用，在傳動過程中實現(xiàn)有效、平穩(wěn)的額傳動。

5、為了更高效的實現(xiàn)運動，該減速器設計為三軸傳動，即用三個傳動軸來進行傳遞功率。目錄第一章 設計內(nèi)容、任務及要求61.1設計內(nèi)容61.2設計任務61.3設計要求6第二章 傳動裝置的總體設計72.1傳動方案的分析和擬定72.2選擇電動機72.3合理分配各級傳動比，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)102.4 v帶和帶輪的設計12第三章 箱內(nèi)及箱外傳動件的設計、計算153.1傳動件的設計153.2減速器附件設計22第四章 設計小結25第一章 設計內(nèi)容、任務及要求1.1設計內(nèi)容 本設計為一兩級減速器，其主要用途為帶式運輸機上的減速裝置，機械傳動裝置設計為圓柱式齒輪傳動。運輸機用途為單向傳輸，載荷平穩(wěn)，變動較小

6、。運輸帶的有效拉力為1.9kn，運輸帶轉(zhuǎn)速為1.3米m/s。工作壽命兩班制，8年，每年工作300天。1.2設計任務 1，擬定和分析傳動裝置的設計方案;2，選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；3，進行傳動件的設計計算及結構設計，校核軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵等零部件的強度，選擇潤滑和密封方式；4，繪制減速器裝配圖；5，繪制零件工作圖；1.3設計要求 根據(jù)設計設計題目和實際內(nèi)容，搞清楚所設計的傳動裝置應包含哪些機構及傳動路線。除此之外，設計中還應注意強度、剛度、結構、工藝和裝配等各項要求的關系。設計中注意標準和規(guī)范的采用，這樣可以減輕設計工作量，節(jié)省設計時間，增加零件的互換性，降低設計和制造成本，

7、提高設計質(zhì)量，保證設計的先進性。在如今的市場經(jīng)濟體系中，低廉的成本，較高的經(jīng)濟型是占領市場的重要因素，因此，在設計時必須注意影響產(chǎn)品成本的各方面因素。如：在滿足使用要求和加工要求的條件下，盡可能的減少零件毛培種類，形狀合理，結構簡單，易于加工，便于安裝和拆卸。這樣做，既能減少材料的成本，又能降低制造、安裝和維修的費用。繪制設計需要的草圖時，按正式圖的比例尺寸，作圖順序得當。繪制草圖時，著重注意各零件之間的相對位置，對于細部結構可按簡化畫法畫出。設計過程是一個邊繪圖邊計算、修改的過程，要不斷自查或互相檢查，以及時發(fā)現(xiàn)并修改錯誤，以免造成大的返工，。及時記錄并整理計算數(shù)據(jù)，改動數(shù)據(jù)后，要重新檢查一

8、遍相關數(shù)據(jù)，供下一步設計及計算時正確使用。第二章 傳動裝置的總體設計2.1傳動方案的分析和擬定 傳動方案一般用機構運動簡圖表示，它主要反映運動和動力的傳遞路線，及各部件的組成和連接關系。與齒輪傳動、鏈傳動、蝸桿傳動相比，帶傳動的承載能力較小，傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，其結構尺寸要比其他傳動形式大，但是傳動平穩(wěn)性好，能緩沖吸振，因此適宜布置在高速級。所以將帶輪布置在高速級。傳動方案如下圖所示：圖2-1電動機外形2.2選擇電動機減速器常采用電動機作為原動機。電動機有交流機和直流機之分，一般工廠里用的都是三相交流電，因而采用交流電動機。目前，應用最廣的是y系列自扇式籠型三相異步電動機，其結構簡單，工作可靠，啟

9、動性好。對于載荷平穩(wěn)的機械，確定電動機功率時，應保證電動機額定功率等于或者稍大于工作機要求的功率。工作機所需輸出功率為 式中 工作機所需的工作功率，即運輸帶主動端所需的功率，單位為 電動機至工作機主動端之間傳動的總效率 運輸帶拉力或工作機的工作阻力 運輸帶速度為v帶的效率,為第一對軸承的效率，為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑. 因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。 查表可選取、的值分別為0.96，0.98，0.95，0.97，0.96所以 =0.759 執(zhí)行機構為滾筒，滾筒軸的轉(zhuǎn)速為 按推薦的傳動比合理范圍，取v帶的傳動比為為24,二級

10、圓柱齒輪減速器的傳動比為840，則總傳動比的合理范圍為16160則電動機的轉(zhuǎn)速可選范圍為查表，從電動機和傳動裝置的尺寸大小、重量大小和帶傳動、減速器的傳動比等因素考慮，選三相異步電動機的型號是y112m4電動機，它的性能如下：額定功率為p=4.0kw，額定電流i=8.8a，滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速=1500r/min。查機械設計基礎實訓指導附錄5-電動機，可知該y112m-4型電動機的性能，如下表：表2-1電動機相關數(shù)據(jù)電動機型號額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速電動機重量總傳動比v帶傳動比減速器傳動比y112m-44kw1500144047016.152.37.02查附表5-3機座帶底腳

11、、端蓋無凸緣電動機的安裝及外形尺寸：圖2-2電動機外形表2-2電動機機體尺寸中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸a x b地腳螺栓孔直徑k軸伸尺寸d x e112400x305x265190x1401228x602.3合理分配各級傳動比，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速即滾筒轉(zhuǎn)速，可以計算得出傳動裝置的總傳動比： 總傳動比為各級傳動比的連續(xù)相乘，即： 在本減速器中， 其中，分別為帶和減速器的傳動比。由機械設計實訓指導表2-2，取v帶傳動比為2.3，則減速器傳動比取二級圓柱齒輪減速器高速級傳動比為計算可得：高速級傳動比 低速級傳動比 各軸轉(zhuǎn)速： 軸 1440/2.3

12、626.09r/min  軸 626.09/3.24193.24r/min   軸  / 193.24/2.33=82.93 r/min軸 =82.93 r/min式中，為電動機滿載轉(zhuǎn)速， 分別為 軸的轉(zhuǎn)速。各軸的輸入功率：軸 ×3.25×0.963.12kw軸 ×2×3.12×0.98×0.952.90kw軸 ×2×2.97×0.98×0.952.70kw軸 ×2×4=2.77×0.98×0.972.57

13、kw由輸入功率可以計算得出各個軸的輸出功率：  軸 軸 軸 軸 計算可得，各個軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩：=9550 =9550×3.25/1440=21.55 n·所以: 軸 ×× =21.55×2.3×0.96=47.58 n·m軸 ×××=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 n·m軸 ×××=143.53×2.33×0.98×0.95=311.

14、35n·m軸 =××=311.35×0.95×0.97=286.91 n·m計算可得，各個軸輸出轉(zhuǎn)矩：軸 ×0.98=46.63 n·m軸 ×0.98=281.17 n·m軸 ×0.98=305.12n·m軸 ×0.98=140.66 n·m列出各個軸的運動和動力參數(shù)，以供以后的計算使用。表2-3軸名功率p kw轉(zhuǎn)矩t nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.2521.5514401軸3.123.0647.5846.63626.092軸2.902.8

15、4143.53140.66193.243軸2.702.65311.35305.1282.934軸2.572.52286.91281.1782.932.4 v帶和帶輪的設計（1）確定計算功率查表可知，工作情況系數(shù)：所以，工作情況系數(shù)：,式中為工作情況系數(shù)， 為電動機的額定功率。（2）選擇v帶的型號根據(jù)上式的計算結果和查表數(shù)據(jù)， ，查表，選擇a型普通v帶（3）確定兩個帶輪的直徑查表，選取小帶輪的直徑大帶輪直徑為,式中為帶傳動的滑動率，通常?。?%2%）查表后可選擇，則實際傳動比、從動輪的實際轉(zhuǎn)速應是：從動輪的轉(zhuǎn)速誤差率為： 在誤差允許范圍內(nèi)。（4）驗算帶速計算可得，帶速在525m/s范圍內(nèi)，帶足夠

16、使用。（5）確定帶輪的基準長度和實際中心距初步確定中心距所以初步選取中心距：初定中心距，所以v帶長度:=查表，選取基準長度得實際中心距取中心距為了考慮安裝，調(diào)整以及補償張緊力的需要，中心距的變動范圍為： （6）檢驗小帶輪包角小帶輪包角 包角合適（7）確定v帶根數(shù)z 根據(jù)因，帶速，傳動比,查表，用線性插值法得查表，取=0.96.所以，v帶根數(shù)： 圓整取z=5 （8）求單根v帶的初拉力及帶輪軸上的壓力由表查得a型普通v帶的每米長質(zhì)量，故初拉力：因此，v帶作用在帶輪上的壓力：（9）帶輪的結構設計結構圖如下：圖2-3帶輪結構圖第三章 箱內(nèi)及箱外傳動件的設計、計算3.1傳動件的設計齒輪的選用原則：材料的

17、選用原則：為了使齒輪能夠正常工作，輪齒表面應具有較高的抗磨損能力，齒根則要具有較高的抗折斷能力，因此齒輪的齒面要硬，齒根要軟。最常用的齒輪材料是鍛鋼，如各種碳素結構鋼和合金結構鋼。由于小齒輪受載次數(shù)比大齒輪多，且小齒輪齒根較薄，為了使配對的兩齒輪使用壽命接近，故應使小齒輪的材料比大齒輪的硬度高一些，一般應大于3050hbs，齒數(shù)比越大，兩齒輪的硬度差也越大。（1）選擇齒輪材料及精度等級小齒輪選擇45號鋼，并調(diào)質(zhì)處理。硬度為220250hbs；大齒輪用45號鋼正火處理，硬度為170210hbs。取小齒輪齒數(shù)=24，則大齒輪齒數(shù)=3.24×24=77.76，圓整取=78.齒輪的齒寬系數(shù)=

18、1由國標gb/t100951998，選擇齒輪的精度等級為7級，并對齒根進行噴丸強化處理，以及清除油污。（2）齒輪傳動的主要尺寸參數(shù)按齒面接觸疲勞強度設計：轉(zhuǎn)矩=載荷系數(shù)k及彈性系數(shù)取k=1.6. =189.8mp許用接觸應力 ： 則： =4.45×10h查得 再查資料得所以:=0.93×550=511.5 =0.96×450=432 由以上計算結果可知： =低速級齒輪的設計計算：按齒面接觸強度設計：1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選k=1.6選取區(qū)域系數(shù)z=2.45試選,查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71應力循環(huán)次數(shù)n=60×n

19、15;j×l=60×193.24×1×(2×8×300×8) =4.45×10 n=1.91×10查齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)：k=0.94 k= 0.97 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,則接觸疲勞許用應力：=0.98×550/1=517540.5查材料的彈性影響系數(shù)z=189.8mp，選取齒寬系數(shù) t=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24=14.33×10n.m

20、=65.712. 計算圓周速度： 0.6653. 計算齒輪寬度：b=d=1×65.71=65.714. 計算齒寬與齒高的比值： 模數(shù) m= 齒高 h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621則 =65.71/5.4621=12.035. 計算縱向重合度6. 計算載荷系數(shù)kk=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231使用系數(shù)k=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值=1.04 k=1.35 k=k=1.2故載荷系數(shù)k=1×

21、1.04×1.2×1.4231=1.7767. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=65.71×計算模數(shù)3. 按齒根彎曲強度設計m計算并確定齒輪的各個尺寸：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：143.3kn·m齒數(shù)z：z30，zi ×z2.33×3069.9傳動比誤差  iuz/ z69.9/302.33i0.0325，允許齒寬系數(shù)：查表1初選螺旋角 載荷系數(shù)k：當量齒數(shù) ：      zz/cos30/ cos1232.056  zz/cos70/ cos

22、1274.797齒形系數(shù)y和應力修正系數(shù)y 螺旋角系數(shù)y 軸向重合度 2.03y10.797計算大小齒輪的 齒輪彎曲疲勞強度極限取  彎曲疲勞壽命系數(shù)k=0.90 k=0.93 s=1.4 = 計算大小齒輪的,并加以比較                  大齒輪的法面模數(shù)：按國標圓整取模數(shù) m=3，由于需要滿足接觸疲勞強度，因此需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91計算齒數(shù).z=27.77 取z=3

23、0z=2.33×30=69.9 取z=70 計算中心距 a=102.234將中心距圓整為103 修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正分度圓直徑： d=61.34 d=143.12 計算齒輪寬度圓整，?。?）傳動軸承和傳動軸的設計1. 傳動軸承的設計輸出軸上的功率p=2.70kw ，轉(zhuǎn)速=82.93r/min，轉(zhuǎn)矩=311.35nm作用在齒輪上的應力：低速級大齒輪的分度圓直徑為=143.21 f= f= f f= ftan=4348.16×0.246734=1072.84n預算軸的最小直徑查資料取，所以輸出軸的直徑最小的地方是用來安裝聯(lián)軸器，為了使軸與聯(lián)軸

24、器配合，應同時選取聯(lián)軸器的型號，選取則：由于計算出的轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩,所以選取lt7型彈性套柱銷聯(lián)軸器，它的轉(zhuǎn)矩為500nm半聯(lián)軸器的孔徑，所以取，l=112mm，半聯(lián)軸器和軸配合的長度尺寸依據(jù)要求確定傳動軸的各段直徑和長度尺寸： 為了滿足半聯(lián)軸器的要求,-軸段右端需要加工出軸肩，取-的直徑，軸的左端用擋圈定位,擋圈直徑，為了保證擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比 略短一些,現(xiàn)取初步選擇滾動軸承.軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.根據(jù)工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承7010c型。2. 從動軸的設

25、計 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為：,故;而 .右端滾動軸承依靠軸肩進行軸向定位.查得7010c型軸承定位軸肩高度mm。 安裝齒輪處的軸段直徑，齒輪的右端與左端軸承之間采用套筒定位.齒輪的輪的寬度是75mm,為了使套筒端面壓緊齒輪,此軸段應略短小于輪轂寬度,所以可以. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度為h=3.5mm,取.軸環(huán)的寬度=1.4x3,取b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取. 設齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪之間的距離c=20.考慮到

26、減速器箱體的鑄造尺寸存在誤差,因此，在確定滾動軸承的位置時,軸承應距減速器箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度t=16,高速齒輪輪轂長l=50,則:圖3-1從動軸 圖3-2中間軸 圖3-3主動軸3.鍵的設計和計算根據(jù)需要選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸。一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵. 根據(jù)d=55 ，d=65選擇鍵的尺寸： b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和鍵聯(lián)接的強度性能。 查得 =110mp所以工作長度 36-16=2050-20=30鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5 h=5 k=0.5 h=6 兩個鍵都滿足要求綜上：鍵2：16×

27、;36 a gb/t1096-1979鍵3：20×50 a gb/t1096-19793.2減速器附件設計1.箱體結構的設計減速器的箱體采用砂型鑄造，為了保證齒輪佳合質(zhì)量采用剖分式結構，大端蓋分機體采用配合。注意事項：（1.）機體應有適合的剛度性能。所以，在機體上外加肋板，外形設計為長方形，以增強軸承座剛度 (2). 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑要求，密封和散熱性能，其傳動件速度小于12m/s，適宜采用浸油潤滑，同時為了避免油的流動使得沉渣甩出至齒輪，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x保證40mm，為保證箱體蓋與機座連接處密封性，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精磨，其表面粗糙度為6.3。 (3).鑄

28、件壁厚為10mm，外倒圓角半徑為3mm。機體外型簡單，拔模方便.，機體結構有良好的工藝性。2，其他附件的設計(1)透視孔為了看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，在機蓋頂部開有透視孔，窺視孔有蓋板，機體上開透視孔與凸緣一塊，有便于加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用m6螺栓緊固。(2)放油孔螺塞：放油孔位于油池的最底面處，并布置在減速器內(nèi)遠離其他部件的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，加工成螺塞頭部的支承面，并加密封封油圈加以密封。(3)油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進

29、入油尺座孔而溢出. (4) 通氣孔：減速器在運轉(zhuǎn)一段時間后，箱體體內(nèi)溫度會升高，導致氣壓增大，為了便于排氣，在箱體蓋頂部的透視孔上安裝通氣器，以便達到箱體體內(nèi)和箱體外為壓力一致。(5) 啟蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度應大于機蓋聯(lián)結凸緣處的厚度。釘桿端部一般應制成圓柱形，以免破壞螺紋. (6)定位銷：為保證剖分式箱體的軸承座孔的裝配精確度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一個圓錐形定位銷，以提高定位的精度。(7) 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器箱體結構尺寸如下：表3-1名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地

30、腳螺釘直徑m24地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑m12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）m10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4342218，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42816外機壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離>1.215齒輪端面與內(nèi)機壁距離>10機蓋，機座肋厚9 8.5軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）125（2軸）150（3軸）軸承旁聯(lián)結螺栓距離120（1軸）125（2軸）150（3軸）第四章 設計小結通過這次帶式運輸機上的二級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設計使我我真正理論和實際相結合，是我深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高自己機械設計的綜合能有很大的幫助。機械設計是機械行業(yè)業(yè)的基礎,是一門有很大的綜合型的課程，涉及面廣，包含機械原理、機械設計、工程力學、材料學、公差與配合及互換性、cad繪圖軟件，機械設計手冊等很多方面的內(nèi)容。通過這次的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為自己以后的工作打下了堅實的基礎.這次設計,對于