标准机械课程设计带式输送机二级齿轮减速器.doc

机械基础课程设计
说 明 书

题 目 名 称：
皮带运送机械传动装置
专 业：
机械工程及自动化
班 级：

学号
学 生 姓 名：

指导教师姓名：

日 期：

评 定 成 绩：

机电工程系

机械基础课程设计说明书
指导教师评语

从课程设计工作态度、工作量，说明书结构、数据解决、论点论据、图表和格式，图纸质量及存在局限性的综合评语：

指导教师评阅成绩（按五级评分）：

指导教师: （署名）
年 月 日

目 录

一、 设计任务书
二、 拟定传动方案
三、 电动机的选择
四、 计算传动装置的总传动比和分派各级传动比
五、 计算传动装置的运动和动力参数计算
六、 V带传动设计
七、 齿轮传送设计及润滑设计
八、 轴的结构设计和强度计算
九、 滚动轴承的寿命计算、润滑密封设计
十、 联轴器类型及型号的选择
十一、 普通平键连接设及校核计算
十二、 减速器附件的选择
十三、 润滑与密封
十四、 设计小结
十五、 参考资料

一、 设计任务
原始数据 ：
所设计的为二级齿轮减速器，最大有效应力F=8600N.速率：V=0.22m/s。圆筒直径D=320mm。
1、 完毕减速器装配草图一张（手绘）
2、 工作图：正是减速器装配图一张、轴和齿轮零件图两张 （CAD绘制）
3、 编写设计说明书一份
二、 电动机设计环节
传动装置整体设计方案：

本人设计数据：电动机最大有效应力F=8600N。速率： V=0.22m/s。圆筒直径：D=320mm。
1、 外传动机构为联轴传动
2、 减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。
3、 该方案的优缺陷：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠、
径向尺寸小、结构紧凑、重量轻、节约材料。轴向尺寸大，要
求良机传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大齿轮侵油
深度可以大体相同。但减速器轴向尺寸及重量较大，高级齿轮
的承载能力不能充足运用，中间轴承润滑困难，中间轴较长，
刚度差，不仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活
性，原动机部分为Y型，封闭式结构，三相笼型异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能规定，适应工作条件，工作可靠，此外还结构简朴，尺寸紧凑，成本低传动率高。
三、 电动机的选择
1、选择电动机类型
根据工作规定和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构Y型， 电压380V。
2、 选择电动机容量
电动机所需工作效率为：Pd=kw
Pw=kw=1.89kw
Pd==1.89× .ηa=0.96×0.984 ×0.972 ×0.96×0.99=0.79
所以：Pd=1.89/0.79=2.4kw
因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需稍大于Pd即可，根据表12-1选取Pw=3kw。
3、输送机卷筒轴的转速：
nw==13.14（r/min）
按表1推荐的传动合理范围取V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱齿轮减速器的传动比i2=8~40，则总传动比合理范围ia=16~160，故电动机转速可选范围为：ia= na=nwia=13.14×（16~160）=210~2100（r/min）
符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、和3000r/min。综合考虑电动机的传动装置的尺寸、重量、价格和带传动减速器的传动比，因此选定电动机的型号Y132S-6,其性能：
电动机型号
额定功率kw
满载转速r/min
堵转转据
最大转矩
质量
kg
额定转矩
额定转矩
Y132S-6
3
960
2.0
2.0
63

四、 计算传动装置的总传动比i总并分派传动比
1、总传动比i总= = = 73.06
2、分派传动比
i总= iv ’ i剑 ， V带适合的传动比iv=2~4，取iv=2.8。.
( i减= =26.09 ) , i减=i1齿 ’i2齿 。
按展开式布置，i1齿=（1.3~1.5）i2齿 .
取i1齿=6.5i2齿， 可计算出i2齿=3.92，i1齿=26.09/6.5=4.01

五、 计算传动装置的运动和动力参数
1、 各轴转速：
I轴： n Ⅰ = ==342.86（r/min）
Ⅱ轴： nⅡ = =52.75（r/min）
Ⅲ轴： nⅢ = =13.15（r/min）
卷筒轴：nⅣ = nⅢ =13.15（r/min）
2、 各轴输入功率：
Ⅰ轴 P1 = 2.4×ηv带=0.96 （kw）
Ⅱ轴 P2 = P1 ×η轴承 ×η1齿 =2.304×0.98×0.97＝2.19（kw）
Ⅲ轴 P3 = P2 ×η轴承×η2齿＝2.19×0.97×0.98＝2.08（kw）
卷筒轴：P4 = 2.08×0.98×0.99＝2.02（kw）
1. 各轴输出功率的计算
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
3、 各轴转矩：
Ⅰ轴 T1 = 9550× =64.176（Nm）
Ⅱ轴 T2 =9550× =396.57（Nm）
Ⅲ轴 T3= 9550× =1511.56（Nm）
卷筒轴： T4 = 9550×=1466.52（Nm）
电动机轴：T=9550× =23.875（Nm）
将上述计算结果记录如下表，方便查找
项目
电动机
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
转速（r/min）
960
342.86
52.75
13.15
13.15
功率P（kw）
2.4
2.26
2.15
2.04
1.98
转矩T（Nm）
23.875
62.89
388.64
1481.33
1437.19

六、 V带传动设计
1、 计算Pc，选择胶带型号:
长期连续工作，工作时间16小时。
由表13-8查得：KA=1.2
Pc=KA P=1.2×3=3.6（kw）
由Pc=3.6kw , n1=n电=960（r/min） 查图13-15得：采用A型胶带。
2、 拟定带轮直径d1和d2 。
取d1=100mm，d2=iø d1(1－ε)=2.8×100×(1－0.02)=274mm
取d2=280mm
v=πd1 n1/(60×1000)=π×960×100／(60×1000)＝5.03(m/s)
在5~25m/s范围内
3、 拟定中心距，带长，验算包角。
0.7（d1+d2）<α<2（d1+d2）
0.7（d1+d2）= 0.7×(100+280)=196 , 2（d1+d2）=760
α＝(196+760)/2=478mm， 取α＝500mm
初算带长：L0=2α+（d1+d2）+
=1000+×380＋=1613mm
查表13-2：Ld=1600 KL=0.99
实际中心距：а≈α＋=500+=493.5mm
验算包角：а=180o －×57.3=159>120o 适合。
4、 求V带根数：
Ζ=，由n1=960（r/min）,d1=100mm，得P0=0.95kw
i = ==2.86 由表13-5 =0.11 kw
由表13-5得，包角系数=0.95

取Ζ=4根
5、 拟定预拉力和作用在轴上的力：
由表13-1查q值：q=0.1kg/m

=97.7×1.63＋2.53=148N

6.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

七、 齿轮材料，热解决及精度
考虑此减速器的功率及速度的限制，故大小齿轮都选用直齿轮
（1）       齿轮材料及热解决
  ① 材料：高速级小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为小齿轮为 280HBS 取小齿齿数=24
高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿为240HBS Z=i×Z=6.5×24=156 取Z=24.
② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的重要尺寸
按齿面接触强度设计

拟定各参数的值:
①试选=1.6
查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433
由课本图10-26
则
②由课本公式10-13计算应力值环数
N=60nj =60×342.86×1×（2×8×300×6）
=5925×10h
N=0.9115×10h
③查课本 10-19图得：K=0.90 K=1.02
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:
[]==0.90×600=540

[]==1.02×550=561
许用接触应力

⑤查课本由表10-6得： =189.8MP
由表10-7得: =1
T=95.5×10×=95.5×10×2.304/342.86
=6418×10N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d

=
②计算圆周速度

⑥计算载荷系数K
使用系数=1
根据,7级精度, 查课本由表10-8得
动载系数K=1.05,
查课本由表10-4得K的计算公式:
K= +0.23×10×b
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.417
查课本由表10-13得: K=1.45
查课本由表10-3 得: K==1
故载荷系数:
K＝K K K K =1×1.05×1×1.417=1.49
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=46.49
⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥

① 拟定公式内各计算数值
① 小齿轮传递的转矩＝64.18kN·m
   拟定齿数z
由于是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝6.5×24＝156
⑤       载荷系数K
K＝K K K K=1×1.05×1×1.45＝1.58
⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y
查课本由表10-5得:
齿形系数Y＝2.592 Y＝2.14
 应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.83

⑨       计算大小齿轮的
 安全系数由表查得S＝1.4
查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限                  
小齿轮 大齿轮
查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K=0.83 K=0.88
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[]=
[]=

大齿轮的数值大.选用.

⑵ 设计计算
（1） 计算模数

取近圆整m=2.0mm
取z=24
那么z=6.5×24=156
（2） 几何尺寸计算
计算中心距 a==180
计算齿轮宽度
B=
圆整的

（二） 低速级齿轮传动的设计计算
⑴ 材料：低速级小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24
速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=4.01×24=96.24 圆整取z=97.
⑵ 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
⑶ 按齿面接触强度设计
1. 拟定公式内的各计算数值
①试选K=1.3
②查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45
③试选,查课本由图10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
应力循环次数
N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)
=0.9115×10
N=0.2273×10
由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数
K=1.22 K= 1.14
查课本由图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,
大齿轮的接触疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[]==
[]==1.14×550/1=627
查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP
选取齿宽系数
T=95.5×10×=95.5×10×2.19/52.75
=39.6×10N.m
2. 计算圆周速度

3. 计算齿宽
b=d=1×89.36=89.36
4. 计算齿宽与齿高之比
模数 m=
齿高 h=2.25×m=2.25×3.723=8.38
=89.36/8.38=10.66
6. 计算载荷系数K
使用系数K=1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
=1.06 K=1.35 K=K=1
故载荷系数
K＝=1×1.06×1×1.426=1.512
7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
d=d=89.36×
计算模数
3. 按齿根弯曲强度设计
m≥
㈠拟定公式内各计算数值
（1）       计算小齿轮传递的转矩＝39.6kN·m
（8）       计算大小齿轮的

查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限

查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数
K=0.97 K=0.96 S=1.4
[]=
[]=
计算大小齿轮的,并加以比较

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
八、 计算模数
九、 m≥

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3.5mm z=d/m=93.975/3.5=26.85 取z=27
z=4.01×27=108 互质取z=109
十、 初算重要尺寸
十一、 分度圆直径：d1=z1*m=27*3.5=94.5mm
十二、 d2=z2*m=109*3.5=381.5mm
计算中心距 a=（d1+d2）/2=238mm
计算齿轮宽度

圆整后取

十三、 轴的结构设计和强度计算
1、 拟定轴的最小直径：
选取轴的材料为45钢，热解决。
由Ⅱ轴传递的功率估算Ⅱ轴的最小直径：
dmin ≥ C=126，120，112
∵Ⅱ轴：nⅡ=52.75rpm PⅡ=2.19kw TⅡ=388640Nmm
∴dmin=120×≈41.5mm，取dmin=45mm
同理：
Ⅰ轴dⅠ ≥=126×=23.78mm，考虑到联轴器，键槽的影响。取dⅠ=26mm
Ⅲ轴：dⅢ ≥ =60.75mm，取dⅢ=65mm
2、 初选轴承
Ⅰ轴选轴承为6307
Ⅱ轴选轴承为6308
Ⅲ轴选轴承为6215：
3、 拟定轴上零件的位置及固定方式
Ⅰ轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径相近，将高速轴取为齿轮轴，合用深沟球轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。
Ⅱ轴：高速级采用实心齿轮，采用上端用套筒固定，下端用轴间固定，由于低速轴齿根圆直径与轴径接近，将低速轴取为齿轮轴，下端用套筒固定，使用深沟球轴承承载。
Ⅲ轴：采用实心齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴间固定，使用深沟球轴承承载。

5、 传动轴总体设计结构图:
6、
7、 (从动轴)
8、
9、
10、
11、 (中间轴)
12、
13、 (积极轴)

14、 轴的校核计算
II轴强度计算校核
轴的强度校核
从动轴的载荷分析图:

由前面选定II轴的材料为45钢，表面淬火，有机械设计基础表14-1查得，抗拉强度σh=735Mpa
Σb计算齿轮上受力
K=160mm，L1=69，L2=214
作用在齿轮上的圆周力Ft=8225.8N，径向力Fr=2993.72N，不考虑轴向力。

a 、求垂直面的支撑力
F2v ==1656.42N，F1v =Fr －F2v=984.41N
b、求水平面的支反力
F1H=4658.34N
F2H=2678.64N。
c、F力在支点产生的反力
根据力矩平衡计算得
F1F ==5062.12N, F2F=F+F1F=2687.64N
d、垂直面的弯矩
Mav=F2v ·L1=137N·m，Mav=F1v ·L2=533 N·m
e、水平面的弯矩
MaH=F1H ·L2=1138.5N·m, MaH=F2H ·L1=567N·m
M2F=F·K=1744N·m
齿轮截面产生的弯矩
MaF=F1F ·L2=8466×0.1375=1164N·m
g、求合成弯矩
考虑到最不利的情况，把MaF 与直接相加
Ma=+MaF=
h、求轴传递的转矩
T=Ft ·=16560×=1481330N·m
6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
==MPa
前已选轴材料为45钢，调质解决。
查表15-1得[]=60MP
〈 [] 此轴合理安全

7. 精确校核轴的疲劳强度.
⑴. 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,并且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
⑵. 截面Ⅶ左侧。
抗弯系数

抗扭系数

轴的材料为45钢。调质解决。
由课本表15-1查得：

因 7
经插入后得
2.01 =1.45
轴性系数为
=0.85
K=1+=1.828
K=1+（-1）=1.383
所以

综合系数为：

碳钢的特性系数 取0.1
取0.05
安全系数
S=14.95
S28.76
≥S=1.4 所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500

抗扭系数 =0.2=0.2=25000

截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560

截面Ⅳ上的扭矩为 =295
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
==
K=
K=
所以
综合系数为：
K=2.8 K=1.62
碳钢的特性系数
取0.1 取0.05
安全系数
S=1.5
S4.8
≥S=1.5 所以它是安全的
九、 滚动轴承的选择及校核
考虑轴受力较小且重要是径向力，故选用的是深沟球轴承，Ⅰ轴6307一对，Ⅱ轴6308一对，Ⅲ轴选用6215一对。
寿命计算：
A、 Ⅰ轴
1、 查机械设计课程设计表6-1得，得深沟球轴承6307
Cr=33.2KN， Cr0=19.2KN
2、 查《机械设计》得
fp=1.0，ft=1.0，ε=3，
计算轴承反力及当量动载荷
∵轴承所受的总载荷
Ft==KN=3.12KN
Fr=Ft ·tan=KN=1.42KN
3. 取轴承预期寿命Lh=9600h
轴承实际寿命：

=20582h 所以满足
∴轴承6307安全，合格
B.轴Ⅱ
1、查机械设计课程设计表6-1得，得深沟球轴承6308
Cr=40.8KN， Cr0=24.0KN
2、查《机械设计》得
X=1，Y=0，fp=1.0，ft=1.0，ε=3，
计算轴承反力及当量动载荷
∵轴承所受的总载荷
Ft==
Fr=Ft ·tan=KN=6.26KN
由于基本只受轴向载荷，说以当量动载荷：
P=XFr+YFa=6.26KN
4. 取轴承预期寿命Lh=9600h
基本额定动载荷

∴由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：6308安全，
C.轴Ⅲ
1、查机械设计课程设计表6-1得，得深沟球轴承6215
Cr=66.0KN， Cr0=49.5KN
2、查《机械设计》得
X=1，Y=0，fp=1.0，ft=1.0，ε=3，
计算轴承反力及当量动载荷
∵轴承所受的总载荷
Ft==
Fr=Ft ·tan=KN=6.03KN
由于基本只受轴向载荷，说以当量动载荷：
P=XFr+YFa=6.03KN
3.取轴承预期寿命Lh=9600h
基本额定动载荷

∴由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：6215安全。
十、 联轴器类型及型号的选择
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊规定，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器。
1. 减速器进口端
TⅡ=2.388×105N·m 选用LT7型弹性套柱销联轴器，采用J1型轴孔，孔直径45-50mm，选d=45mm，轴孔长度为L=142mm。
2. 为减速器的出口端
TⅢ=1.437×106选用矩形牙嵌式离合器，A型键，轴孔直径d=80mm，轴孔长度L=172mm
十一、 普通平键连接设及校核计算
1. 键类型的选择
选择45号钢，其需用挤压应力[σp]=100Mpa
Ⅰ轴
右端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为45mm，轴段长84mm，所以选择普通平键键b=10mm，h=8mm，L=56mm。
Ⅱ轴
轴段长为48mm，轴径为54mm，所以选择普通平键键b=16mm，h=10mm，L=45mm
Ⅲ轴
轴段长为68mm，轴径为84mm，所以选择普通平键键b=22mm，h=14mm，L=90mm。右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为75mm，轴段长142mm，所以选择普通平键键b=20mm，h=12mm，L=100mm。
2. 键类型的校核
Ⅰ轴
T=62.89N·m，
则强度足够，合格
Ⅱ轴
T=388.64N·m，
则强度足够，合格
Ⅲ轴
T=1481.33N·m，
T=1481.33N·m，

则强度足够，合格，均在可合用范围。
十二、 减速器附件的选择
箱体设计

注释:a取低速级中心距，a=238.75。
2、 附件
为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮，轴，轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油，排油，检查油面高度，加工及拆装检修时箱盖与箱座得精拟定位，吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。

名称
规格或参数
作用
窥视孔
视孔盖
140×120
为检查传动零件的齿合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体适当位置设立检查孔，图中检查孔设在箱盖顶部，能直接观测到齿轮齿合部位处，平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上，材料Q235
轴承盖
凸缘是轴承盖，六角螺栓（M12）
固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭，轴承盖有凸缘式和嵌入式两种，采用凸缘式轴承盖，运用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处得轴承盖是通孔，其中装有密封装置，材料为HT200.
定位销
M9×38
为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上装定位销，中采用的两个定位圆锥销，安顿在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装，材料为45号钢
油面指示器
游标尺
M20
检查减速器内油池油面高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观测，油面较稳定的部位，装设油面指示器，选用有气孔的杆式油标。
油塞
M18 × 1.5
换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时有螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体结合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料Q235
起盖螺钉
M18×30
为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或者密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密而难以开盖，为此常在箱盖连接凸缘的适当位置，加工一个螺孔，嵌入起箱用的圆柱端或平端的起箱螺钉，旋动起箱螺钉便可将上盖顶起。
起吊装置
吊耳
为了便于搬运，在箱体设立起吊装置，采用箱座吊耳，孔径18

十三、 润滑与密封
1. 润滑
本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟把油引入各轴承中。
（3） 、齿轮的润滑
采用侵油润滑，由于低速级轴向速度小，所以侵油高度为30~50mm，取为30mm。
（4） 、滚动轴承润滑
由于轴承周向速度小，所以宜开设油沟，飞溅润滑。
2、 密封形式
轴与轴承之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。
十四、 设计小结
从这次机械的课程设计中，我从中学到了很多知识，特别是对以前比较生疏或者比较模糊的知识有了一个较为全面的了解和掌握，这次的课程设计在最开始的设计阶段用到了很多以前从《机械设计基础》上学到的知识，让我对已学到的很多知识有了更深刻的巩固，并且在不断的学习过程中，让我挖掘的到了以前很多没有留意到新知识，通过各位老师的细心讲解后，受益匪浅，特别是很多关于产品零件上的设计和加工，本着以质量第一，效益第二的设计准侧，毕竟做出来的产品在市场上要有竞争力。
我从中学到了很多知识，特别是加工工艺方面的，就例如，机座上面链接机座与机盖的孔（轴承旁联接螺栓的孔），很多参考书都把这个孔设为沉孔，一方面，这样有助于螺母的安装配合。另一方面，这样可以减少螺母安装时表面的加工面积，节约了一点成本，但是在实际加工中，机座下面的那个沉孔并不是那么好加工。机座的底座平面挡住了刀具的进入，使得加工沉孔就变得很难。钻个普通的孔就一块钱，但是为了加工这一个沉孔，至少还得花10元去加工，一个沉孔就要多花9元，那么整个机座有多处沉孔。很显然，这样的加工，假如在小批量生产还算过得去，一旦进入大批量生产，明显不行了。
通过对加工工艺的知识的学习，我在设计孔的时候就要更多考虑工艺性。就拿刚才的孔为例，我可以不用做沉孔，直接就在加工机座和机盖配合的表面的同时，用铣刀在下表面稍微挂一下，在设计的时候直接设计成通孔，在表面教你个粗超度就行了，这样也容易加工，更重要的是，这样节约了成本，为了同样的目的，方法不同样，就有很大的差别。
在设计过程中，我碰到了很多的问题，在最开始设计齿轮的时候，由于没有考虑联轴器，因此，很不多已做好的数据又重新开做。由于联轴器选用LT7的弹性联轴器，两端轴径不能低于45mm，恰恰我在刚开始设计的时候没有注意到，以至于最后我是按最小直径30mm来设计Ⅰ轴选择后面所有的标准零件。尚有开始没有做好硬齿与软齿面的分析。就用软齿面来设计2对齿轮，最后导致我设计的减速器尺寸和重量比较大，后来把高速级和低速级齿轮都用硬齿面来设计，减速器尺寸小了很多。
通过近20多天的课程设计，让我学到了很多知识，有一些是书本上没有的知识，让我结识到，作为一个设计者，每一个小的细节都必须注意到，往往在一些小的细节上可以引发很大的问题，从我的经历中，让我领悟到了其重要性，这些谁都懂，但有谁能真正的把它做好/
课程设计给我带来了许多书本上学不到的东西。
十五、 参考资料
《机械设计课程指导书》第二版北京高等教育出版社ISBN978-7-04-002728-0
《机械设计课程设计手册》第三版北京高等教育出版社ISBN978-7-04-0193039-9
《机械设计基础》第五版北京高等教育出版社ISBN978-7-04-0192909-4