机械设计基础课程设计二级齿轮减速器.doc

机械设计基础课程设计说明书

题 目：二级齿轮减速器
院 系：机电工程系
专 业：材料成型及控制工程

目录
一、机械设计课程设计任务书 - 2 -
1、设计题目： - 2 -
2、设计参数 - 2 -
3、工作条件 - 2 -
4、加工条件 - 3 -
5、设计工作量 - 3 -
二、前言 - 4 -
三、运动学与动力学计算 - 5 -
1、电动机的选择 - 5 -
2、各级传动比 - 5 -
3、计算各轴转速、功率、转矩 - 6 -
四、传动零件的设计计算 - 9 -
1、带传动的设计 - 9 -
2、齿轮的设计计算 - 12 -
五、轴的设计计算及校核 17
1、轴的结构设计： 17
2、轴的校核 21
3、计算轴上的作用力 22
4、计算支反力 23
5、绘转矩、弯矩图 24
6、弯矩合成强度校核 25
六、键的选择和校核 26
七、滚动轴承的选择与校核。 27
八、联轴器的选择 28
九、箱体及其附件的设计 29
十、润滑及密封的选择 31
十一、设计小结 32
十二、参考文献 33
一、机械设计课程设计任务书
1、设计题目：
设计用于带式运输机上两级斜齿轮减速器

图2-1
2、设计参数
运输带工作拉力:F=3200(N)
运输带工作速度:V=1.1(m/s)
卷 筒 直 径:D=250(mm)
3、工作条件
连续单向运转，载荷有轻微振动，室外工作，有粉尘； 运输带速度允许误差土5％； 两班制工作，3年大修，使用期10年。(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑)。
4、加工条件
生产20台，中等规模机械厂，可加工 7—8级齿轮。
5、设计工作量
1．减速器装配图1张(AO或A1)2．零件图1—3张3．设计说明书1份。

二、前言
减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。
与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：
①—均匀载荷;
②—中等冲击载荷;
③—强冲击载荷。减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。
我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。
在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。

三、运动学与动力学计算
1、电动机的选择
确定电动机的功率
计算项目
计算内容
计算结果
工作装置
的功率

电动机所需
输出功率

V带传动比
滚动球轴承效率
齿轮传动效率
联轴器效率卷筒

电动机额定
功率

2、各级传动比
传动装置总传动比，由式14-1得

分配各级传动比
查表13-2，取V带传动的传动比，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为

所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
3、计算各轴转速、功率、转矩
计算项目
计算内容
计算结果
工作机
主轴的转
速

电动机
的选择

取V带传动比,二级圆柱齿轮的传动比，电动机的转速范围是
范围内转速有750、1000、1500，选择同步转速1500,查《机械设计课程设计手册》2电动机型号为Y132S1-2，满载转速2900，额定功率5.5kW。
电动机：Y132S1-2,满载转速2900，额定功率5.5kW

传动比
的分配

总传动比
分配各级传动比
查表13-2，取V带传动的传动比，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为

所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。

各轴的
转速

电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为

各轴的
功率
按电动机额定功率计算各轴输入功率，即

各轴的
转矩

最后，将计算的结果填入下表：

高速轴Ⅰ
中速轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
转速（r/min）
1160.00
313.50
84.70
功率（kW）
5.28
5.07
4.87
转矩（）
43.47
154.44
549.10

四、传动零件的设计计算
1、带传动的设计
序号
计算项目
计算内容
计算结果
1
设计功率
查《杨可桢，程光蕴，李仲生.机械设计基础（第五版）》（V带设计部分未作说明皆查此书）查表13-8得， 工作情况系数

2
选择带型
由、 ,根据《机械设计基础》图13-5，初步选用A型普通V带

初选A型普通V带
3
选取带轮的基准直径
由表7-9取，由式（7-16）

4
验算带速V
根据（7-17）得带速
在（5~25）m/s故带速合适
5
确定中心距和带的基准长度
初选中心距，

将初选中心距代入式(7-19)得初选带长由式(8-22)计算带所需的基准长度
《机械设计基础》表13-2对A型带选用基准 ，按式13-16计算实际中心距a。

初选定为=500mm
=1800mm

6
小带轮包角
根据式得
故包角合适

7
确定带根数
由和，查表13-3得
根据，i=2.5和A型带，查表13-5得

计算V带的根数z。
取3根。
取Z=3
8
确定初拉
力
由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以

应使带的实际初拉力

带的实际初拉力

9
计算压轴力
由式（7-23）得压轴力

轴的最小承载
应大于768N

10
带传动结构设计
材料铸铁HT150（查《机械设计课程设计手册10-16）结构形式:电动机轴D=32mm，小带轮带轮轮缘宽度

大带轮轮毂直径有后续高速轴设计而定,大带轮轮毂宽度L:当B<1.5d时，取L=b=48

2、齿轮的设计计算
计算项目
计算过程
计算结果

选择材料,热处理,精度等级及齿数

1）《机械设计基础》表11-1可得选小齿轮40Cr，调质处理齿面硬度为；选大齿轮：45钢,调质处理，齿面硬度
2） 斜齿轮圆柱齿轮传动,输送机为一般工作机械,精度等级选8级精度
3） 选择小齿轮的齿数=24，大齿轮齿数
4） 初选螺旋角 初选=14
5) 实际传动比
6)齿数比误差

圆整后=24 =89 =14
则在允许范围内(工程上允许的变化范围)。

按齿面接触疲劳强度设 计

确定公式内的各计算数值
1） 载荷比较平稳，齿轮相对轴承对称布置，由表<机械设计基础》表11-3，试选载荷系数K=1.3
2） 传递扭矩
3） 许用接触用力，由表9-6得小齿轮与大齿轮的接触应力分别为：
有表9-7得,所以齿轮的许用接触应力
分别为
，由于,应取小的代入计算公式
4） 《机械设计基础》表11-6选取齿宽系数
5） 材料弹性系数，由表9-5可得材料的弹性影响系数=189.8 MPa。
6） 节点区域系数查表得
7） 将以上参数代入得

K=1.3

确定齿轮参数及主要尺寸

1）
2)计算圆周速度：

3）计算中心距：

4）齿高
5)计算纵向重合

6) 计算大、小齿轮的分度圆直径
修正螺旋角
因其值与初选值相差不多，故参数不必修正
大小齿轮分度圆直径及齿宽的确定，有
，得
计算齿宽b及
圆整后取

取标准值为=3mm

圆整中心a=175mm

校核弯曲疲劳强度

公式
1）许用弯曲应力：由表9-6得
由表9-7得,所以
2） 计算当量齿数
z＝z/cos＝20/ cos14＝21.925 
z＝z/cos＝55/ cos14＝60.695
3) 复合齿形系数 
4）重合度系数按式9-8出 
5）螺旋角系数
6)计算大小齿轮的，并加以比较
大齿轮的数值大进行校核有=27.037<

大齿轮较弱，用大
齿轮进行校核，故
弯曲疲劳强度足够

齿轮实际圆周速度v

对照表9-3可知,
选八级精度齿轮
合适

结构设计

得到，
=68.117，=176.82

所以小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构，大齿轮采用腹板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算

高速级齿轮传动的尺寸表
名称
计算公式
计算结果
发面模数

3
发面压力角

20°
螺旋角

14°6′37″

齿数

24

89

分度圆直径

74.34

275.66

齿顶圆直径

80.34

281.66

齿根圆直径

68.34
269.66

中心距

175

齿宽

85

80
由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。

为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。
五、轴的设计计算及校核
1、轴的结构设计：
1）、轴的材料选择和最小值的估算
根据工作条件，初选轴的材料为45号钢，调质处理，按扭转强度法进行最小值的估算，及，初选轴径时，若最小轴径段有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响，当轴径截面上有一个键槽时，d增大5%~7%，两个键槽时，d增大10%~15%，A0值所引用的教材表12—3确定：高速轴A01=118mm，中间轴A02=113mm，低速轴A03=107mm。
l 高速轴：
转速（）
高速轴功率（）
转矩T（）
1160
5.28
43.47
先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得。
l 中间轴：
转速（）
中速轴功率（）
转矩T（）
313.5
5.07
154.44
先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得，因中间轴最小直径处安装流动轴承，取标准值30mm。
l 低速轴：
转速（）
中速轴功率（）
转矩T（）
84.7
4.87
549.10
先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 ，因低速轴最小直径处安装联轴器，有一个键槽，则=（1+7%）=46.32mm，参见附表10—47联轴器的选择，取联轴器的孔径=48mm。
2）、高速轴的结构设计：
a、拟订轴上零件的装配方案（如图）

b、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足V带轮的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=32mm。V带轮与轴配合的长度L1=80mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=75mm。
②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=32mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×22.75mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=35mm；而LⅢ-Ⅳ=21+21=42mm，LⅤ-Ⅵ=10mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，dⅤ-Ⅵ=44mm。
③取安装齿轮的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=40mm，取LⅣ-Ⅴ=103mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。
④轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm，故取LⅡ-Ⅲ=60mm。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
c、轴上零件的轴向定位
V带轮与轴的周向定位选用平键10mm×8mm×63mm，V带轮与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键12mm×8mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸。
参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图
轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
75
30
与V带轮键联接配合
Ⅱ-Ⅲ
60
32
定位轴肩
Ⅲ-Ⅳ
42
35
与滚动轴承30307配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
103
40
与小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
10
44
定位轴环
Ⅵ-Ⅶ
23
35
与滚动轴承30307配合
总长度
313mm

3）、 中间轴结构设计：
a、拟订轴上零件的装配方案（如图）
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ

b、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为d×D×T=45mm×100mm×27.25mm，故LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=27+20=47mm。
两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm。
②取安装大齿轮出的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ-Ⅲ=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。
③为了使大齿轮轴向定位，取dⅢ-Ⅳ=55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取LⅢ-Ⅳ=100mm。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
c、轴上零件的轴向定位
大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm×9mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
49
45
与滚动轴承30309配合，套筒定位
Ⅱ-Ⅲ
98
50
与大齿轮键联接配合
Ⅲ-Ⅳ
90
55
定位轴环
Ⅳ-Ⅴ
103
50
与小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
45
45
与滚动轴承30309配合
总长度
385mm

4）、 低速轴的结构设计
拟订轴上零件的装配方案（如图）

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径dⅤ-Ⅵ=64mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的长度应比L1略短一些，现取LⅥ-Ⅶ=105mm。
②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅥ-Ⅶ=65mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为d×D×T=70mm×150mm×38mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=70mm；而LⅠ-Ⅱ=38mm，LⅣ-Ⅴ=38+20=58mm。
左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得dⅡ-Ⅲ=82mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。
③取安装齿轮出的轴段Ⅲ-Ⅳ的直径dⅢ-Ⅳ=75mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅢ-Ⅳ=98mm。
④轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取LⅤ-Ⅵ=60mm。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴上零件的轴向定位
半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm×11mm×80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mm×12mm×80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。
确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
38
70
与滚动轴承30314配合
Ⅱ-Ⅲ
10
82
轴环
Ⅲ-Ⅳ
98
75
与大齿轮以键联接配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
58
70
与滚动轴承30314配合
Ⅴ-Ⅵ
60
68
与端盖配合，做联轴器的轴向定位
Ⅵ-Ⅶ
105
63
与联轴器键联接配合
总长度
369mm
2、轴的校核
1）轴力学模式的建立
a．齿轮的力作用点位置和支点跨距的确定
齿轮对轴的里作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的6306轴承，从表12—6可知它的复合作用中心到轴承端面的距离a=9.5mm，故可以计算出支点跨距L 206mm，低速级小齿轮作用点C到左支点A的距离L1 62mm;两齿轮力的作用点之间的距离为L2=76（实际为75.5mm），高速级大齿轮的力作用点D到右支点距离L3 94mm（实际为93.5mm）。
b. 绘制轴的力学模型图
初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋，根据中间轴所受轴向力的最小要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋，根据传动速度的方向，绘制力学模型图见图6—1a。

图6-1
3、计算轴上的作用力
齿轮2：Ft2=F=

齿轮3：

4、计算支反力
1.垂直面支反力（xz平面）参看图6—1b

垂直方向F，同理由绕支点A的力矩和得：
N
,方向向下。
由轴上合力校核：

2. 水平面支反力（xy平面）参看图6—1d.
由绕支点B的X距和，得：

N 向下
由绕支点A的力矩和，得：

N 方向向下。
由轴上各力合力，校核：

计算无误
3. A点总支力反力N。
B点总支力反力N。
5、绘转矩、弯矩图
1.垂直面内弯矩图参看图6-1c。
C处弯矩：左N
右
2.水平面内弯矩图参看图6-1e
C处弯矩：
D处弯矩：
3. 合力弯矩图，参看6-1f
C处：左
右
D处：左
右
4.转矩图参看6-1g。
2=151979N*mm
5. 当量弯矩图，参看6-1h
应为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动回转变应力，这算系数=0.6，X=0.6x151979=91187.4.
C处：

D处：
6、弯矩合成强度校核
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的表面（即危险截面）的强度。根据选定的轴的材料45钢，调质处理，由所引用教材表12-1查得。因故强度足够。

六、键的选择和校核
这里只以中间轴上的键为例。有中间轴的细部结构设计选定：高速大齿轮处键1为（t=5.5mm r=0.3mm），标记：GB/T1096-2003;低速级小齿轮处键2为 （t=5.5mm r=0.3mm），标记：GB/T1096-2003；由于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需要校核短的键即可。齿轮轴段d=45mm；键的工作长度,键的接触高度;传递的转矩 按所引用教材表12-8查出键静连接的挤压许用力键静的许用应力（键、齿轮轮毂、轴的材料均为45钢调质）。
键联接强度足够。

七、滚动轴承的选择与校核。
1、滚动轴承的选择
根据载荷及速度情况，拟定选用圆锥滚子轴承。有中间轴的结构设计，根据选取6306其基本参数查表10-37，。
2、滚动轴承的校核
轴承受力图如下图所示：
1） 径向载荷
根据轴的分析，可知点总支反力。
2） 轴向载荷
外部轴向力
从最不利受力情况考虑，指向处（方向向左）；轴承派生轴向力由圆柱滚子轴承的计算公式轴向受力由端盖支撑。
八、联轴器的选择
根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的非常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则按照计算转矩小于联轴器公称转矩为，孔径许用转速，故适用。标记：联轴器

九、箱体及其附件的设计
名称
符号
只寸关系
取值
箱座壁厚

10
箱盖壁厚

8
箱座凸缘厚度

12
箱盖凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

20
地脚螺钉数目

4
轴承旁连接螺栓直径

15
盖与座连接螺栓直径

10
连接螺栓的间距

180
轴承端盖螺钉直径

8
窥视孔盖螺钉直径

6
定位销直径

7
到外箱壁距离

见表5-2

至凸缘边缘距离

见表5-2

轴承旁凸台半径

凸台高度

根据低速级轴承外径确定，以便于扳手操作为准

外箱壁至轴承座端面的距离

齿轮顶圆与内箱壁间的距离

12
齿轮端面与内箱壁间的距离

18
箱盖、箱座肋板厚

7
9
轴承端盖外径

式中，D为轴承外径
6310:150
6308;112
6306:130
轴承旁连接螺栓距离

尽量靠近，以与端盖螺钉互不干涉为准，一般取

箱座深度

式中，为大齿轮齿顶圆直径
低速级：110
高速级：120
箱座高度

135
箱座宽度

由内部传动件位置结构及壁厚确定

十、润滑及密封的选择
二级斜齿轮减速器内采用油润滑，参考机械设计课程设计表15-1得，选用全损耗系统用油（GB/T443-1998）,代号为L-AN22。内部轴承采用脂润滑，参考表15-2得，选用滚珠轴承脂（SY1514-1982），代号为ZGN-69-2。
本设计中的轴承密封参考机械的设计课程设计采用接触式密封中的毛毡圈密封。

十一、设计小结
这次关于带式运输机上的两级同轴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。
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。
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。
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。
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。
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。

十二、参考文献
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；
[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版；
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；
[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；
[7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。
[8]《机械设计基础课程设计指导书（第二版）》，高等教育出版社，陈立德主编，牛玉丽副主编，2004年7月第二版。
[9]装卸机械技术性能手册  交通部海洋运输管理局主编  港口装卸杂志社 1987年11月