两级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、两级斜齿圆柱齿轮减速器两级斜齿圆柱齿轮减速器 目录目录 第第 1 1 章章机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书.1 1.1.设计题目.1 1.2.设计要求.1 1.3.设计说明书的主要内容.2 1.4.课程设计日程安排.2 第第 2 2 章章传动装置的总体设计传动装置的总体设计.3 2.1.传动方案拟定.3 2.2.电动机的选择.3 2.3.计算总传动比及分配各级的传动比.3 2.4.运动参数及动力参数计算.3 第第 3 3 章章传动零件的设计计算传动零件的设计计算.5 第第 4 4 章章轴的设计计算轴的设计计算.6 第第 5 5 章章滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的选择及校核计算.

2、7 第第 6 6 章章键联接的选择及计算键联接的选择及计算.8 第第 7 7 章章连轴器的选择与计算连轴器的选择与计算.9 设计小结设计小结.10 参考文献参考文献.11 第第 1 1 章章 机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书 1.1.1.1.设计题目设计题目 设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平 稳，两班制工作，使用寿命为 5 年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为5%，结构紧 凑。 图 1带 式运 输机 1.2.1.2.设设 计数据计数据 表 1设计数据 运输带工作拉力 f（n） 运输带工作速度 v(m/s) 卷筒直径 d(mm) 6250

3、0.45300 1.3.1.3.设计要求设计要求 1设计要求达到齿轮传动的中心距要圆整（0，5 结尾）且两级齿轮传动的中心距和小 于 320mm，安装在减速器上的大带轮不碰地面，减速器的中间轴上的大齿轮不与低 速轴干涉，运输带速度允许误差为5%。 2.减速器装配图 a0(a1)一张。 3.零件图 24 张。 4.设计说明书一份约 60008000 字。 5.图纸与设计说明书电子与纸质各一份。 1.4.1.4.设计说明书的主要内容设计说明书的主要内容 封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期) 目录（包括页次） 设计任务书 传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图) 电动机的选择计算

4、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 传动零件的设计计算 轴的设计计算 滚动轴承的选择和计算 键联接选择和计算 联轴器的选择 设计小结(体会、优缺点、改进意见) 参考文献 1.5.1.5.课程设计日程安排课程设计日程安排 表 2课程设计日程安排表 1)1) 准备阶段1 天 2)2) 传动装置总体设计阶段1 天 3)3) 传动装置设计计算阶段3 天 4)4) 减速器装配图设计阶段5 天 5)5) 零件工作图绘制阶段2 天 6)6) 设计计算说明书编写阶段1 天 7)7) 设计总结和答辩1 天 第第 2 2 章章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计 2.12.1 传动方案拟定传动方案拟定 如图

5、 1 带式运输机简图所示，带式运输机由电动机驱动，电动机 6 带动 v 带 1 工作， 通过 v 带再带动减速器 2 运转最后将运动通过联轴器 3 传送到卷筒轴 5 上，带动运输带 4 工作。带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动 比较平稳，故在传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮减速器，其结构简单，但齿轮的位置 不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯 矩作用下产生的弯曲变形部分的相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较 复杂，轴向尺寸大

6、，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 1.6.1.6.电动机的选择电动机的选择 （1）选择电动机的类型和结构形式 根据工作要求和条件选取 y 系列一般用途的全封闭自扇冷笼型三相异步电动机。 （2 2）选择电动机容量）选择电动机容量 工作机所需功率： pd= = 3.56kw 式中，带式输送机的效率 1000 fv 79 . 0 其中为电动机至滚筒主轴传动装置的总效率，包括 v 带传动、两对斜齿轮传动、 两对滚动轴承及联轴器等效率，值计算如下： = 1 4 2 54 2 3 经查机械设计手册表 1-5 知 v 带传动效率=0.96， 滚子轴承传动效率=0.98，一般齿轮 1 2 传动效率=

7、0.97，弹性联轴器效率=0.99，卷筒效率=0.96 因此 3 4 5 =0.96 0.9840.9720.99=0.79 （3）选择电动机的转速）选择电动机的转速 先计算工作机主轴转速，也就是滚筒的转速 =28.65r/min w n d v 100060 根据机械设计手册表 14-2 确定传动比范围，取 v 带传动比 i=24，二级圆柱齿轮传动比 i2=840，总传动比 i 的范围为 i总=（28）（440）=16160 电动机的转速范围应为 nd= i总n =（16160）28.65r/min=458.3664583.66r/min 符合这一范围的电动机的同步转速有 750 r/min

8、，1000 r/min，1500r/min，3000r/min 四种， 由标准查出两种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案，如表 11 所列。 电动机转速 /rmin-1 方 案 电动机型 号 额定功 率 pm /kw 同步满载 1y112m-4415001440 1.7.1.7.计算总传动比及分配各级的传动比计算总传动比及分配各级的传动比 （1）总传动比）总传动比 i总=r/min=50.26 n nm 65.28 1440 （2）分配各级传动比）分配各级传动比 i总=i0 i 为使带传动的尺寸不致过大，满足 v 带传动比小于齿轮传动比，初取 i0=2.8，则减速器传动 比为 i=17.9

9、5 0i i总 （3）分配减速器的各级传动比）分配减速器的各级传动比：i1=0.15 i+2.1=4.79 所以 i2=3.75 1.8.1.8.运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算 （1）各轴的转速各轴的转速 轴 n1 =514.29r/min 0i nm 轴 n2 =107.4r/min 1 1 i n 轴 n3 =28.57r/min 2 2 i n 卷筒轴 nw =n3 =28.57r/min （2）各轴的输入功率）各轴的输入功率 轴 p1 =pd=3.42kw 1 轴 p2 =p1=3.25kw 32 轴 p3 =p2=3.09kw 23 卷筒轴 p4 =p3=3.00kw

10、42 i-iii 轴的输出功率分别为输入功率乘轴承功率 0.98，则 =0.98 p1=3.35 kw 1 p =0.98 p2=3.19 kw 2 p =0.98 p3=3.03 kw 3 p （3）各轴的输入转矩）各轴的输入转矩 i1 i0 i2 1 32 电动轴输出转矩 td=9550=23.61 nm m d n p 轴 t1= td i0=64.79nm1 轴 t2= t1 i1 =295.01 nm 32 轴 t3= t2 i2 =1051.64 nm 32 卷筒轴输入功率 t4= t3=1020.3 nm 42 i-iii 轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承功率 0.98，则 =0

11、.98 t1 =63.49 nm 1 t =0.98 t2= 289.11nm 2 t =0.98 t3=1030.61 nm 3 t 第三章传动零件的设计计算 3.13.1 v v 带传动设计带传动设计 带式运输机传动装置各主轴主要参数计算结果已知电动机型号为 y112m-4，额定功率为 p=4kw，转速 n=1440r/min,传动比 i=2.8，两班制工作。 解题步骤及结果见表 21 表 21 v 带传动设计 计算项目计算及说明计算结果 1.确定设计 功率 pc 根据工作情况，查教材图 7.6 得工况系数 ka=1.1 已知： p=3.56kw， pd=3.916kw 2. 选择 v 带

12、型号 根据 pd=3.916kw 和 n=1440r/min，查教材 7.11 选 a 型三角带a 型 3. 计算传 动比i =2.8i =2.8 1 i 4. 确定小 带轮直径 1 d 经查教材表 7.7 取=100mm (要大于或等于最小直径，并符合 1 d 直径系列） =100mm 1 d 5. 验算 v 带速度 vv=7.54m/s 100060 11 nd 在规定的 v25m/s 范围内，合理 v=7.54m/s 6. 确定大 带轮直径 2 d 大带轮直径=280mm 2 d 1 id 经查教材表 7.3，取=280mm 2 d 其传动比误差小于 5%，故可用。 =280mm 2 d

13、 7. 初选中 心距 0 a =（0.72） （d1+d2） 0 a d1=100mm ，d2=280mm 266760mm 0 a 取=300mm 0 a =300mm 0 a 8. 初选长 度 l0l0 0 2 12 210 4 )( )( 2 2 a dd dda =1223.9mm l01223.9mm 9. 选择 v 带所需基 准长度 ld 经查教材表 7.2 的数据，取 ld=1250mmld=1250mm 10. 实际中 心距 aa=313.05mm 2 0 0 ll a d a=313.05mm 11. 验算小 带轮包角 1 = =147.05 0 1 0 12 0 3 . 5

14、7180 a dd 经计算，小带轮包角取值合理 1 =147.050 1 12. 计算单 根 v 带基 本额定功 率 0 p 经查教材表 7-3，取得 a 型 v 带的=1.3kw 0 p p1=1.3kw 13. 额定功 率的增量 0 p 经查教材表 7-4,7-5 得=，=1.14 故 b k 3- 107725 . 0 i k =0.14kw 0 p) 1 1 (k 1b i k n =0.14kw 0 p 14. 计算 v 带根数 z 根据=147.050，ld=1250mm，查教材表 7-8,7-2 分别得包角 1 系数=0.91，长度系数 k93 . 0 l k z=3.2 l k

15、kpp p )( 00 d 取 z=4 根 z=4 根 15. 计算 单根 v 带 的初拉力 f0 f0= 2 d m) 1 5 . 2 ( 500 v kzv p =125.43n 经查教材表 7.1 每米长度质量 m=0.10kg/m f0=125.43n 16. 确定带 对轴的压 力 q q=2zf0sin=913.83n 2 1 q=913.83n 3.2 高速级齿轮传动设计高速级齿轮传动设计 已知传递功率kw，小齿轮转速r/min，由电动机驱动， 35 . 3 1 p 29.514 1 n79 . 4 2 ui 两班制工作，使用寿命 5 年。计算结果及步骤如下： 计算项目计算和说明

16、（1）选择材料及选择材料及 热处理热处理 精度等级 齿数 初选螺旋角 查教材表 8.2，小齿轮选用 45 钢，调质，hbw1=217255，取 hbw1=250，大齿轮选用 45 钢，调质，hbw2=217255，取 hbw2=220。 选 8 级精度（gb1009588） 。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆21 1 z64.100 12 uzz 整取101 2 z 初选螺旋角 12 (2)按齿面接触疲劳强按齿面接触疲劳强 度设计度设计 确定计算参数确定计算参数 小齿轮传递转矩 1 t 齿轮材料弹性系数 e z 齿宽系数 d 齿数比 u 节点区域系数 h z 端面重合度 螺旋角系数 z 轴向重合

17、度 查参考文献 5 中式 818 知设计公式： 3 2 1 1 12 z zzz u utk d e d t t 由式得：nmm 1 1 6 1 1055 . 9 n p t35.62237 1 t 查教材表 8.5 得：aze 8 . 189 查教材表 8.6，取1 . 1 d 查教材图 8.14：2.47 h z cos 11 2 . 388 . 1 21 zz =1.65 教材图 8.15 得螺旋角系数99 . 0 z 30 . 1 318 . 0 1 tgz d 重合度系数 z 初选载荷系数 t k 接触应力循环次数 n 接触疲劳强度寿命系数 n z 最小安全系数 shmin 接触疲劳

18、极限 hlim 许用接触应力h 试计算小齿轮分度圆直 径 dt1 计算圆周速度 v 使用系数 ka 动载系数 kv 齿间载荷分配系数 k 齿向载荷分配系数 k 修正小齿轮分度圆直径 d1 查教材图 8.15 取0.77 z =1.4 t k 7 11 1071.6160 h alnn /=12.83 7 10 12 nn 1 i 由教材图 8.29：zn1=1.08，zn2=1.15 由教材表 8.7：shmin=1 由教材图 8.28 得接触接触疲劳极限 hlim1=590mpahlim2=560mpa 由:教材图 8.28： h1= 615.60mpa min 11lim s zn h2=

19、644.00mpa min 22lim s zn 所以应取较小由h1值代入计算 3 2 1 1 12 z zzz u utk d e d t t =41.91mm m/s13. 1 100060 11 nd v t 查教材图 8.7 得：ka=1.00 查教材图 8.7 得：kv=1.11 由教材图 8.11：=1.20 k =1.11 k 修正mm84.40/ 3 vv11 tt kkdd 确定齿轮参数及主要确定齿轮参数及主要 尺寸尺寸 法面模数 n m 中心距a 确定螺旋角 分度圆直径、 1 d 2 d 确定齿宽、 1 b 2 b （3）校核弯曲疲劳强）校核弯曲疲劳强 度度 斜齿轮当量齿数

20、 v z 齿形系数 yfa1、yfa2 应力修正系数 ysa1、ysa2 重合度系数 y mm ,92 . 1 cos 1 1 z d mn 取标准值 mn=2.0mm mm 88.123 cos2 21 zzm a n 圆整为 =125mm 58.12 2 arccos 21 a zzmn 因为值与初选值相差较小，故无需修正 mm03.43 cos 1 1 zm d n mm97.206 cos 2 2 zm d n mm34.47 12 db d 圆整后取=47mm，=55mm 2 b 1 b f safa n f yyyy mbd kt 1 1 2 由，可得21 1 z101 2 z 0

21、 58.12 59.22 cos3 1 1 z zv .64108 cos3 2 2 z zv 查查教材图 8.19，yfa1=2.68，yfa2=2.24 查查教材图 8.20，ysa1=1.57，ysa2=1.78 查教材图 8.2 得：70. 0 y 查教材图 8.26 得：19 . 0 y 螺旋角系数 y 弯曲疲劳强度极限 ， 1limf 2limf 弯曲应力循环次数 nf 弯曲疲劳强度寿命系数 yn 弯曲疲劳强度安全系数 sfmin 计算许用弯曲应力 f 查教材图 8.28 得：=220mpa 1limf =230mpa 2limf 由查教材图 8.30 得：yn1=1，yn2=1

22、由查教材表 8.7 ，sfmin=1.25 mpa 176 min 11lim 1 f nf f s y mpa 184 min 2lim 2 f nf f s y = yyyy mbd kt safa n f11 1 1 1 2 mpa 合格62.122 1f mpa 合格19.116 11 22 12 safa safa ff yy yy 2f 满足齿根弯曲疲劳强度 3.3 低速级齿轮传动设计低速级齿轮传动设计 已知传递功率kw，小齿轮转速r/min，由电动机驱25. 3 2 p31.107 2 n75 . 3 3 ui 动，两班制工作，使用寿命 5 年。计算结果及步骤如下： 计算项目计算

23、和说明 (1) 选择材料及热处理选择材料及热处理 精度等级 齿数 初选螺旋角 材料均选 40cr 表面调质+淬火，硬度均选 50hrc。 选 8 级精度（gb1009588） 。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整18 3 z42.67 3 4 zuz 取67 4 z 初选螺旋角 12 (2)按齿面接触疲劳强按齿面接触疲劳强 度设计度设计 确定计算参数确定计算参数 小齿轮传递转矩 2 t 齿宽系数 d 端面重合度 重合度系数 y 轴向重合度 螺旋角系数 y 初选载荷系数 t kv 当量齿数 3 2 1 2 1 n cos2 fd sf z yyyytk m 由式得： 2 2 6 2 1055 .

24、9 n p t nmm，32.289324 2 t 查教材表 8.16 取5 . 0d =1.62cos 11 2 . 388 . 1 43 zz 查教材图 8.21 取重合度系数 71 . 0 y 61 . 0 318 . 0 3 tgz d 94. 0y 初取=1.2 t kv 23.19 cos2 3 1 z zv 59.71 cos2 4 2 z zv 齿形系数 修正系数 接触应力循环次数 n 接触疲劳强度寿命系数 n y 最小安全系数 shmin 接触疲劳极限 hlim 许用接触应力h 计算圆周速度v 使用系数 a k 动载系数 v k 齿间载荷分配系数 k 齿向载荷分配系数 k 确

25、定载荷系数 k 小齿轮模数 1 n m 大齿轮模数 修正小齿轮分度圆直径 1 d 查教材图 8.19 取： 85 . 2 y 1 f 3 . 2y 2f 查教材图 8.20 取： 53 . 1 y 1 s 3 . 2y 2f 7 23 1088.1260 h alnn / = 34 nni 7 1046 . 3 =1，=1 3 yn 4 yn shmin=1.25 hlim3=330mpa hlim4=330mpa ： h3=mp264 min 33lim s zn h4=mpa 264 min 44lim s zn m/s 42 . 0 cos100060 m 23n nz v 查教材表 8

26、.3 取，使用系数 ka=1 查教材图 8.7 取动载系数=1.1 v k 查教材表 8.4 取=1.4 k 查教材图 8.11 取=1.08 k 66 . 1 ak kkkk v 4.10mm cos2 3 2 1 2 1 n1 fd sf z yyyytk m 3.97mm cos2 3 2 2 2 1 n2 fd sf z yyyytk m mm11.74/ 3 1 1 ttkkdd 确定齿轮参数及主要确定齿轮参数及主要 尺寸尺寸 模数 t n m 修正模数 中心距a 确定螺旋角 分度圆直径、 1 d 2 d 确定齿宽、 1 b 2 b （3）校核弯曲疲劳强校核弯曲疲劳强 度度 k、t、

27、b、d 值同前 齿轮比 齿轮材料弹性系数 e z 节点区域系数 h z 螺旋角系数 z 重合度系数 z mm nz m n n 1 . 4 cos100060 m 3 1 t mmkkm tnn t 98. 3/m 3 vv 查教材取=4mm n m mm 3.817 cos2 43 zzm a n 圆整为 =175mm 73.13 2 arccos 43 a zzmn mm2 1 . 74 cos 3 1 zm d n mm5.8827 cos 4 2 zm d n mm37.06 1 db d 圆整后取=37mm，=45mm 2 b 1 b h ud 2 1 1 heh b 1u2kt z

28、zz ）（ 746. 3iu 查教材表 8.5 得：aze 8 . 189 查教材图 8.14：2.47 h z 查教材图 8.42 取：99 . 0 z 查教材图 8.15 取：0.78 z 接触应力循环次数 n 接触疲劳极限 hlim 寿命系数， 1 n z 2 n z 安全系数 h s 许用接触应力h 7 11 10714.6160 h alnn /u=12.876 7 10 12 nn 由教材图 8.28 得接触接触疲劳极限 hlim1=1150mpahlim2=1150mpa 查教材图 8.29 得=1 1 n z 2 n z 查教材表 8.7 取=1.0 h s 由:教材图 8.2

29、8： h1= 1150mpa min 11lim s zn h2=1150mpa min 22lim s zn =884.57mpa ud 2 1 1 heh b 1u2kt zzz ）（ h 所以满足齿面接触疲劳强度。 第第 4 章章 轴的设计计算轴的设计计算 4.14.1 轴的材料选择轴的材料选择 项 目计算及说明结 果 轴的材料 根据工作条件，初选轴 、轴为 45 钢，均调质处理。 4.24.2 轴的结构设计轴的结构设计 项 目计算及说明结 果 1 1、轴的结构设计（齿轮轴）轴的结构设计（齿轮轴） (1)初算轴径 mm n p cd69.20min 3 （由教材表 10.2 查得 c=1

30、10） 考虑到有一个键直径需加大 5%，取整为 d1=22mm。 (2)各段轴直径的确定 从左到右依次取为 l1、l2、l3、l4、l4、l5。 l1 段为该轴的最小直径段，并且与 v 带连接，取直径为 25mm。 l2 段与 l5 段相同，都为滚动轴承段，直径为 30mm。 l3 段为一光轴，确定直径为 28mm。 l4 段为齿轮轴段，由 2d ，因此轴有右移趋势，但由轴承部件的结构 1 s a f 2 s 图分析可知轴承 d 将使轴保持平衡，故两轴承的轴向力分别为： nfasfa 7 . 260311 nsfa44.157922 比较两轴承的受力,因，需对两个轴承进行校 12a12 fr

31、a fr及 核。 计算当量动载荷 轴承 1：，查表 11.12 得：e=0.43043 . 0 1060 7 . 26031 3 r0 c fa ，查表得： x=0.44, y=1.30e r fa 72 . 0 2 . 3602 7 . 2603 1 1 nyfaxrp 8 . 4969 7 . 260330 . 1 2 . 360244 . 0 111 轴承 2：，查表 11.12 得：e=0.40 02 . 0 1060 44.1579 3 r0 2 c fa ，查表得： x=0.44, y=1.40e r fa 4 . 0 6 . 3948 44.1579 2 2 径向当量动载荷 ny

32、fxrp a 2 . 405944.157940 . 1 6 . 394844 . 0 2 22 (3)、校核轴承寿命 轴承在 100，查 11.9 表得；查表 11.10 得=1.5 轴c1 t f p f 承 1 的寿命 485955.6h 8 . 49695 . 1 702001 64.2860 10 60 10 3 6 3 r 6 pf cf n l p t h 轴承 2 的寿命 891850.3h 2 . 40595 . 1 702001 64.2860 10 60 10 3 6 3 r 6 pf cf n l p t h 已知减速器使用 5 年，两班工作制，则预期寿命 20000

33、h l 显然,故轴承寿命很充裕。 hh ll p1=4969.8n p2=4059.2n lh1=485955.6h lh2=891850.3h lh=20000h lh1lh lh2lh 合格 第六章第六章 键联接的选择及计算键联接的选择及计算 1.2.1.2.键连接的选择键连接的选择 本设计中采用了普通 a 型平键和普通 b 型平键连接，材料均为 45 钢，具体选择如下 表所示： 表 5 各轴键连接选择表 位置轴径型号数量 轴 21mm a 型键 6x6x50 1 轴 40mm a 型键 12x8x50 2 55mm a 型键 16x10 x80 1 轴 74mm a 型键 20 x12x

34、56 1 1.3.1.3.键连接的校核键连接的校核 项 目计算及说明结 果 1、轴上 键的校核 2、轴上 键的校核 1 1、轴上键的校核轴上键的校核 带轮处的键连接压力为： 84.17 21506 1021.562102 33 pap mp kld t 键、轴、联轴器的材料都是钢，查教材表 6.1 知 ，显然，,故强度足够。120 150 p mpa pp 2 2、轴上键的校核轴上键的校核 齿轮处的键连接压力为： 46.65 40504 1084.2612102 33 pap mp kld t pp 合格 pp 3、轴上 键的校核 ，,故强度足够。120 150 p mpa pp 3 3、轴上

35、键的校核轴上键的校核 (1)、联轴器处的键连接压力为： 74.53 55808 1083.9452102 33 pap mp kld t ，显然，,故强度足够。120 150 p mpa pp (2)、齿轮处的键连接压力为： 73.44 745610 1091.9262102 33 pap mp kld t ，,故强度足够。120 150 p mpa pp 合格 pp 合格 pp 合格 第第 2 2 章章 联轴器的选择与校核联轴器的选择与校核 2.1.2.1.低速轴上联轴器的选择与校核低速轴上联轴器的选择与校核 轴段直径为 55mm,可选为 lx4 型弹性柱销联轴器。选择 j 型轴孔，a 型键

36、，联轴器主动 端的代号为 lx4 联轴器 ja55 112gb/t5014-2003。 其公称转速为 2500nm，许用转速为 3870r/min，轴孔长度为 84mm，故符合要求，可 以使用。 第第 3 3 章章 减速器箱体设计减速器箱体设计 减速器的箱体采用铸造（ht150）制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮啮合精度，大 端盖分机体采用配合。为了保证机体有足够的刚度，在机体外加肋，外轮廓为长方形，h7 r6 增强了轴承座刚度。为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 h 为 3050mm。为 保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度。 机体结构应有良好的工艺性，外 型简单，拔模

37、方便。 其减速器箱体的主要结构设计尺寸如下： 表 6 减速器箱体的结构设计尺寸（结果未注单位：mm） 设计小结设计小结 之前我对机械设计基础这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己 学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实 际问题， 必须要靠自己学习。 我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能 一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先， 我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多 数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出 来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，autocad 的画图水平有 所提高，word 输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性 的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一