機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計帶式運輸機傳動裝置中的雙級圓柱齒輪減速器

1、課件之家精心整理資料-歡迎你的欣賞一、設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置中的雙級圓柱齒輪減速器設(shè)計數(shù)據(jù)及條件輸送帶有效拉力牛；輸送帶工作速度米/秒；輸送帶滾筒直徑毫米；傳動比允許誤差（2%4%）；生產(chǎn)規(guī)模：單件；工作環(huán)境：清潔；載荷特性：稍有沖擊；工作期限：5年2班制其他條件：無?？傮w方案設(shè)計傳動系統(tǒng)的方案擬定帶式輸送機傳動系方案如下圖1所示。圖1帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過連軸器2將動力傳入減速器3,再經(jīng)連軸器4及開式齒輪5將動力傳至輸送機滾筒6,帶動輸送帶7工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低

2、速級都采用斜齒圓柱齒輪傳動。二.電動機的選擇（1）電動機的功率由已知條件可以計算出工作機所需的有效功率設(shè)：輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率連軸器效率0.99閉式圓柱齒輪傳動效率0.97開式齒輪傳動效率0.95一對滾動軸承的效率0.99輸送機滾筒效率0.96估算傳動系統(tǒng)總效率式中總效率工作機所需電動機效率（2）電動機轉(zhuǎn)速的選擇輸送機滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速考慮到整個傳動系統(tǒng)為三級減速，總傳動比可適當取大一些，選同步轉(zhuǎn)速的電動機為宜。（3）電動機型號的選擇根據(jù)工作條件：工作環(huán)境清潔、兩班制連續(xù)工作，工作機所需功率及電動機的同步轉(zhuǎn)速等，選用y系列三相異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)，型號為y132m4,其主要性能數(shù)

3、據(jù)如下：電動機的額定功率 電動機滿載轉(zhuǎn)速 電動機軸伸直徑 d38mm電動機軸伸長度 e60mm三.傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比由傳動系統(tǒng)方案知； 按書1表3-1查取開式圓柱齒輪傳動的傳動比由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩對齒輪的配對材料相同、齒面硬度、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比低速級傳動比傳動系統(tǒng)各傳動比分別為：四.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算如下：0軸（電動機軸）1軸（減速器高速軸）2軸（減速器中間軸）3軸（減速器低速軸）4軸（開式圓柱齒輪傳動高速軸）5軸（開式圓

4、柱齒輪傳動低速軸）五.開式齒輪傳動的設(shè)計計算(1)選擇齒輪材料、熱處理方式大小齒輪材料均選用20crmnti滲碳淬火，齒面硬度5862hrc(2)確定許用應(yīng)力確定極限應(yīng)力和按齒面硬度查書2圖3-6得，；查書2圖3-7得，。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)、確定壽命系數(shù)、查書2的圖3-8得，；查書2的圖3-9得，計算許用應(yīng)力 由書2的表3-2取，從而取，則（3）分析失效形式、確定設(shè)計準則由于設(shè)計的是硬齒面開式齒輪傳動，其主要失效是齒面磨損和輪齒折斷，按齒根彎曲疲勞強度準則設(shè)計,再將求出的模數(shù)加大10-15%后取標準值。（4）初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩選擇齒輪類型初步估計齒輪圓周速度根據(jù)齒輪

5、傳動的工作條件，選用斜齒圓柱齒輪傳動選擇齒輪傳動的的精度等級由書2表3-3初選8級精度初選：，由書2的表3-6取。初步計算齒輪的主要尺寸由書2式（3-16）設(shè)計計算時，需要先確定系數(shù)因其是用電動機驅(qū)動，稍有沖擊，齒輪速度不高，非對稱布置，取因當量齒數(shù)由書2圖318和3-19查得因取小齒輪參數(shù)代入設(shè)計式將加大10%-15%后取標準模數(shù)4mm則中心距圓整后取調(diào)整螺旋角計算分度圓直徑：計算齒輪圓周速度：滿足初估齒輪圓周速度計算齒寬：大齒輪 ，圓整后取；小齒輪六.減速器傳動零件（齒輪）的設(shè)計計算高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算(1)選擇齒輪材料、熱處理方式小齒輪（齒輪1右旋）：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為

6、217255hbs；大齒輪(齒輪2左旋)：45鋼，正火處理，硬度為169217hbs。取小齒輪齒面硬度為230hbs，大齒輪為200hbs。(2)確定許用應(yīng)力確定極限應(yīng)力和按齒面硬度查書2的圖3-6得，；查參考資料的圖3-7得，。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)、確定壽命系數(shù)、查書2的圖3-8得，；查書2的圖3-9得，計算許用應(yīng)力由書2的表3-2取，從而取，則（2）分析失效形式、確定設(shè)計準則由于設(shè)計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過小，也可能發(fā)生輪齒疲勞折斷。因此，該齒輪傳動應(yīng)按齒面接觸疲勞強度強度進行設(shè)計、確定主參數(shù)，然后再校核輪齒的彎曲疲勞強度。（3）初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺

7、寸小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩選擇齒輪傳動的精度等級初估齒輪圓周速度按估計的圓周速度，由書2的表3-3初步選用8級精度。初選參數(shù)初選：，由書2的表3-6取。初步計算齒輪的主要尺寸因電動機驅(qū)動，載荷稍有沖擊，非對稱布置，軸的鋼性較小，取。由書2的圖3-15查得；查書2的表3-5得；取；，從而 按書2的表3-7，取標準模數(shù)，則中心距圓整后取：調(diào)整螺旋角：計算分度圓直徑：計算齒輪圓周速度：滿足初估齒輪圓周速度計算齒寬：大齒輪 ，圓整后??；小齒輪（4）驗算輪齒的彎曲疲勞強度計算當量齒數(shù)查書2的圖3-18得，；查書2 的圖3-19得，計算彎曲應(yīng)力強度滿足要求。（5）齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪1的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于齒輪1的直徑太小，

8、故應(yīng)該將齒輪1做成齒輪軸的形式。選用標準結(jié)構(gòu)參數(shù)(參看書4的110頁和書5的109頁)，從而壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。齒輪2的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于齒輪2的直徑在200500范圍內(nèi)，故應(yīng)該將齒輪2與軸分開來制造，且做成鍛造腹板圓柱齒輪的形式（腹板上開6個孔）。由于是單件生產(chǎn)，故采用自由鍛，此時沒有拔模斜度。同樣，壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。結(jié)構(gòu)參數(shù)計算如下(是齒根圓直徑，其它參數(shù)符號說明如右圖2所示)：因為2軸上滾動軸承的內(nèi)徑為（參見軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計部分），故取取，又，故，圓整后取，圓整后取取，圖2低速級斜齒圓柱齒輪的傳動設(shè)計計算(1)選擇齒輪材料、熱處理方式小齒輪(齒輪3左旋)：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬

9、度為217255hbs；大齒輪(齒輪4右旋)：45鋼，正火處理，硬度為169217hbs。取小齒輪齒面硬度為230hbs，大齒輪為200hbs。(2)確定許用應(yīng)力根據(jù)高速級的確定方法可得(3)分析失效形式、確定設(shè)計準則由于設(shè)計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過小，也可能發(fā)生輪齒疲勞折斷。因此，該齒輪傳動應(yīng)按齒面接觸疲勞強度強度進行設(shè)計、確定主參數(shù)，然后再校核輪齒的彎曲疲勞強度。(4)初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩選擇齒輪傳動的精度等級初估齒輪圓周速度按估計的圓周速度，由書2的表3-3初步選用8級精度。初選參數(shù)初選：，由書2的表3-6取。初步計算齒輪的主

10、要尺寸因電動機驅(qū)動，載荷稍有沖擊，非對稱布置，軸的鋼性較小，取。由書2的圖3-15查得；查書2的表3-5得；?。?，從而 按書2的表3-7，取標準模數(shù)，則中心距圓整后取：調(diào)整螺旋角：計算分度圓直徑：計算齒輪圓周速度：滿足初估齒輪圓周速度計算齒寬：大齒輪 ，圓整后取；小齒輪(5)驗算輪齒的彎曲疲勞強度計算當量齒數(shù)查書2的圖3-18得，；查書2的圖3-19得，計算彎曲應(yīng)力 強度滿足要求。(6)齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計齒輪3的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于齒輪3的直徑較小，根據(jù)書319章關(guān)于圓柱齒輪的論述，應(yīng)該將齒輪3做成實心式的。選用標準結(jié)構(gòu)參數(shù)(參看書4的110頁和書5的109頁)，從而壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。齒輪4的結(jié)

11、構(gòu)設(shè)計由于齒輪4的直徑在200500范圍內(nèi)，故應(yīng)該將齒輪4與軸分開來制造，且做成鍛造腹板圓柱齒輪的形式（腹板上開6個孔）。由于是單件生產(chǎn)，故采用自由鍛，此時沒有拔模斜度。同樣，壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。結(jié)構(gòu)參數(shù)計算如下(是齒根圓直徑，其它參數(shù)符號說明如圖2所示)：因為3軸上滾動軸承的內(nèi)徑為(參見軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計部分)，故取圓整后取101mm取，又，故，圓整后取，圓整后取取，七.軸及軸上零件（軸承，鍵）的設(shè)計計算與校核（1）聯(lián)軸器和滾動軸承的型號以及鏈輪輪轂寬度是根據(jù)軸端直徑確定的，而且軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計是在初步計算軸徑的基礎(chǔ)上進行的，故先要初算軸徑，如下：軸的材料選45號鋼，對于1軸（減速器高速軸）

12、，根據(jù)受載情況取c=118，則考慮到該軸段截面上有一個鍵槽，增大5%，即圓整后，對于2軸（減速器中間軸），根據(jù)受載情況取c=113，則圓整后，對于3軸（減速器低速軸），根據(jù)受載情況取c=107，則考慮到該軸段截面上有一個鍵槽，增大5%，即圓整后，對于4軸（開式齒輪傳動的高速軸），根據(jù)受載情況取c=107，則考慮到該軸段截面上有一個鍵槽，增大5%，即圓整后，（2）聯(lián)軸器的選用選擇聯(lián)軸器的類型由于軸的轉(zhuǎn)速較高且稍有沖擊，為了減小進去載荷，緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，由于彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單、安裝方便、耐久性好，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。選擇聯(lián)軸器的型號查書2的表9-1得工作情

13、況系數(shù)，下面分別對電機外伸軸（0軸）與1軸的聯(lián)接和3軸與4軸的聯(lián)接選擇聯(lián)軸器：對于電機外伸軸與1軸的聯(lián)接計算轉(zhuǎn)矩由于電機外伸軸徑()遠大于i軸的最小直徑()，故按電機外伸軸徑選擇。查書3的表13-7，選用hl3型彈性柱銷聯(lián)軸器。其技術(shù)參數(shù)：公稱轉(zhuǎn)矩，滿足；其許用轉(zhuǎn)速，滿足；結(jié)構(gòu)參數(shù)：其軸孔直徑最小為，大于1軸的最小直徑，故聯(lián)軸器輸出端軸徑選擇；考慮到電機軸外伸長度，主動端選用有沉孔的短圓柱形軸孔(j型)，因無特殊要求，選用結(jié)構(gòu)最簡單的平鍵單鍵槽(c型)，電機輸出端孔徑及孔長為；因為無特殊要求，從動端選用結(jié)構(gòu)最簡單的長圓柱形孔(y型)，a型鍵槽，減速器輸入端孔徑及孔長為。該聯(lián)軸器標記為 gb50

14、14-85對于3軸與4軸的聯(lián)接計算轉(zhuǎn)矩同樣，根據(jù)軸徑和轉(zhuǎn)矩，查書3的表13-7，選用hl5型彈性柱銷聯(lián)軸器。其技術(shù)參數(shù)：公稱轉(zhuǎn)矩，滿足；其許用轉(zhuǎn)速，滿足；孔徑范圍，故孔徑大小與相應(yīng)的軸相同。結(jié)構(gòu)參數(shù)：因無特殊要求，兩半聯(lián)軸器均選結(jié)構(gòu)最簡單的y型軸孔和c型鍵槽，減速器輸出端孔徑及孔長為；4軸轉(zhuǎn)矩輸入端孔徑及孔長為。該聯(lián)軸器標記為 gb5014-85（3）選擇變速器中各根軸上的支承軸承滾動軸承類型選擇根據(jù)書2的表7-2，由于1、2軸轉(zhuǎn)速較高，載荷較小且同時存在徑向載荷和軸向載荷，先選用角接觸球軸承，接觸角??；由于3軸的轉(zhuǎn)速較低，徑向載荷較大，先選用深溝球軸承各軸軸承具體選用1軸：根據(jù)上面計算出的最

15、小軸徑及軸1與連軸器相聯(lián)軸徑知，選用內(nèi)徑為35mm的軸承比較恰當，查書3表12-6，先選用7207c的角接觸球軸承，其內(nèi)徑，外徑,寬度，安裝尺寸，。2軸：查參書3的表12-6根據(jù)軸2的最小直徑()初步選擇軸承代號為7307c，其內(nèi)徑，外徑,寬度，安裝尺寸，。3軸：查書3的表12-6根據(jù)軸的最小直徑()及軸3與外傳動連軸器連接軸徑值50初步選擇軸承代號為6211，其內(nèi)徑，外徑,寬度，安裝尺寸，。（4）軸的基本結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)以上軸最小直徑的計算，聯(lián)軸器的選用，滾動軸承的選用，以及齒輪的設(shè)計計算，初步設(shè)計軸的基本結(jié)構(gòu)如下：1軸：如圖3圖32軸：如圖4圖43軸：如圖5圖5以上各軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計是綜合考慮三根

16、軸在箱體中的布置和軸上各安裝件后綜合考慮調(diào)整的結(jié)果（其中參考了書1的第五章和書3的第五章），詳細論述略。針對以上設(shè)計結(jié)果，本說明書選第3根軸進行軸承、鍵、軸的校核計算：（5）軸3低速軸的受力分析軸的受力簡圖，如圖6所示圖6圖中計算齒輪嚙合力求水平面內(nèi)的支反力，作水平面內(nèi)的受力簡圖如圖7所示：圖7軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如圖8所示：圖8求垂直面的支承反力，作垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖9所示：圖9軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如圖10所示：圖10求支承反力，作軸的合成彎矩圖如圖11所示：圖11作軸的合成彎矩圖如圖12示：圖12（6）這樣便可進行軸承的壽命校核使用機械設(shè)計手冊（軟件版）自動校核，結(jié)果如下：軸承類型：深

17、溝球軸承軸承代號：6211 軸承參數(shù)：軸承內(nèi)徑：55，軸承外徑：100，承寬度：21， 額定動載荷：33500，額定靜載荷：25000，極限轉(zhuǎn)速：6000 潤滑方式：油潤滑工作參數(shù)：徑向載荷：3725.85，軸向載荷：1253.22，使用壽命：24000工作轉(zhuǎn)速：82.01，接 觸 角：15，載荷系數(shù)：1.5計算結(jié)果：當量動載荷：6344.22，當量靜載荷：5588.77，計算壽命：29922故軸3上軸承適用。（7）鍵強度的校核由書2的表5-1得鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力3軸與齒輪4聯(lián)接（根據(jù)該段軸徑大小及長度 選用 鍵1870 gb10096-79）3軸與聯(lián)軸器聯(lián)接（根據(jù)該段軸徑大小及聯(lián)軸器尺寸

18、選用 鍵c14140 gb10096-79）（8）軸的校核判斷危險截面各可能的危險截面(s1，s2，s3，s4，s5，s6，s7，s8)如下圖13所示圖13s1和s2左側(cè)因為沒有扭矩作用故不需校核。s3左側(cè)與s4右側(cè)兩截面均有圓角引起的應(yīng)力集中，s3左側(cè)還有過盈配合引起的應(yīng)力集中且其受載大于s4左側(cè)，故s4右側(cè)不用校核。s5右側(cè)與s6左側(cè)的應(yīng)力集中雖然一樣，但s5右側(cè)受載大于s6左側(cè)，故s6左側(cè)不用校核。s6右側(cè)和s7右側(cè)均有圓角引起的應(yīng)力集中，但s7處軸的截面較小，故s6右側(cè)不用校核。為安全起見，其余截面均需校核。校核s3左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面s3左側(cè)的彎矩為截面s3左側(cè)的扭矩為因

19、齒輪單向運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，故截面上的彎曲應(yīng)力可視為對稱循環(huán)變應(yīng)力，即，亦即，因軸單向運轉(zhuǎn)平穩(wěn)且轉(zhuǎn)矩變化小，故截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力可視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，即，亦即軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由書6的表1-4查得：，。由于過盈配合而形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)可由書6的表1-1查得：，圓角處的的有效應(yīng)力集中系數(shù)可由書6的表1-2查得： ，取其中的最大值得，由書2的附表1-4可得尺寸系數(shù)，循環(huán)次數(shù)，故取壽命系數(shù)軸按精車加工，由書6的附表1-5可得表面質(zhì)量系數(shù)從而由書6的表1-1可得碳鋼的等效系數(shù)，從而可以算得安全系數(shù)值如下根據(jù)書6的表1-3，取軸的疲勞強度許用安全系數(shù)，因，故截面s3左側(cè)的強度足夠。校核s5右側(cè)抗扭截

20、面系數(shù)截面s5右側(cè)的彎矩為0截面s5右側(cè)的扭矩為因軸單向運轉(zhuǎn)平穩(wěn)且轉(zhuǎn)矩變化小，故截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力可視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，即，亦即截面上由于過盈配合而形成的有效應(yīng)力集中系數(shù)可由書6的附表1-1查得，即截面上由于圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)可由書6的附表1-2查得取由書6的附表1-4可得尺寸系統(tǒng)從而從而可以算得安全系數(shù)值如下因，故截面s5右側(cè)的強度足夠。校核s7右側(cè)抗扭截面系數(shù)截面s7右側(cè)沒有彎矩截面s7右側(cè)的扭矩為因軸單向運轉(zhuǎn)平穩(wěn)且轉(zhuǎn)矩變化小，故截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力可視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，即，亦即截面上由于圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)可由書6附表1-2得由書6附表1-4可得尺寸系數(shù)從而從而可以算得安全系數(shù)值如下

21、因，故截面s5右側(cè)的強度足夠。校核s8截面抗扭截面系數(shù)截面s7右側(cè)沒有彎矩截面s7右側(cè)的扭矩為因軸單向運轉(zhuǎn)平穩(wěn)且轉(zhuǎn)矩變化小，故截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力可視為脈動循環(huán)變應(yīng)力，即，亦即截面上由于鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)可由書6的附表1-1查得截面上由于過盈配合引起的應(yīng)力集中系數(shù)可由書6的附表1-1查得取由書6附表1-4可得尺寸系統(tǒng)從而從而可以算得安全系數(shù)值如下因，故截面s5右側(cè)的強度足夠。八潤滑和密封方式的選擇，潤滑油和牌號的確定對于軸承蓋中的透蓋選擇氈圈油封的方式進行密封，具體根據(jù)軸承蓋處軸徑查書3表15-8選擇。軸1的透蓋氈圈為：氈圈 35 jb/zq4406-86 材料：半粗羊毛氈軸3的透蓋氈圈為：

22、氈圈 55 jb/zq4406-86 材料：半粗羊毛氈詳細參數(shù)見表。軸承采用油潤滑方式潤滑，通過齒輪轉(zhuǎn)動帶起的濺油潤滑，這樣減速器機構(gòu)較簡單。查書3表15-3取潤滑油為ckc220。由于軸承采用油潤滑，故箱體需要開油漕。箱體的密封采用水玻璃密封。箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(參照書3第五章設(shè)計) 低速級中心距a=125mm箱體（座）壁厚,取箱蓋壁厚(0.80.85)=(0.80.85)，取箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度箱座、箱蓋上的肋厚，取，取地腳螺釘直徑數(shù)目通孔直徑沉頭座直徑底座凸緣尺寸聯(lián)接螺栓軸承旁聯(lián)接螺栓直徑取通孔直徑沉頭座直徑凸緣尺寸箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑取通孔直徑沉頭座直徑凸緣尺寸定位銷直徑軸承蓋螺

23、釘直徑視孔蓋螺釘直徑,取箱體外壁至軸承座端面的距離大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離，齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離軸承旁凸臺的高度和半徑，h由結(jié)構(gòu)要求確定，軸承蓋的外徑1軸：2軸：3軸：大齒輪齒頂圓直徑為故箱體高度取h=225寬度b286，長度l685由作圖法確定凸臺高度得校核貯油量：油面最低時即齒輪4的浸油深度最?。?5mm）時，此時油面高度為從而由箱體結(jié)構(gòu)可得出貯油量故貯油量足夠，不必增加箱座高度1軸齒輪的直徑均小于相應(yīng)的軸承軸承孔直徑較多，為防止齒輪嚙合過程中擠出的潤滑油大量沖入軸承，軸承靠箱體內(nèi)壁一側(cè)也應(yīng)裝擋油盤。箱體設(shè)計時還要注意其上附件（油標、油塞、視孔蓋、起吊裝置）的位置合理安排。油塞選用m161.5 油標選用m16 通氣器選用m361.5的a型通氣器，起蓋裝置為吊耳。詳細位置見裝配圖。十.設(shè)計小結(jié)通過3周的時間，我們自己動手設(shè)計了一個機械裝置（減速器），這是大學以來我們花時間最多的一個自己真正動手演練的實踐。通過這樣的一個過程，我們了解并實踐了機械設(shè)計的基本過程。同時我認識到了機械設(shè)計是一門實踐性和經(jīng)驗性要求很高的學科，雖然是自己設(shè)計，但是要遵循很多標準。機械設(shè)計的過程實際上就是一個不斷用標準來完善的過程，而且在設(shè)計時要首先作一些假設(shè)，通過后面的設(shè)計進行比對，重復(fù)修改，不斷完善。要想設(shè)計出一件好的產(chǎn)品需要我們手頭有完善的標準和經(jīng)驗。經(jīng)過這次訓練，我