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免費盤磨機傳動裝置(一)
原始數據：
主軸轉速n主/(r/min) 圓錐齒輪傳動比i 電動機功率P/kw 電機轉速n電/(r/min) 每日工作時間/h 傳動工作年限 /a
50 4 5.5 1500 8 8
注：傳動不逆轉，有輕微震動，起動載荷為名義載荷的1.5倍，主軸轉速允許誤差為±5%。
設計工作量：
設計說明書一份；
見速器裝配圖一張（A0或A1）；
減速器工作圖1～3張。
一 . 總體設計：
(一).電動機的選擇
1.根據動力源和工作條件運用Y系列三相異步電動機；
2.由給定的電動機功率5.5KW，電動機轉速為1500r/min，選取電動機型號為Y132S-4；由電動機技術數據可查得電動機機座中心高為132mm，外伸軸徑為38mm，外伸軸長度為80mm；
3.工作機主軸轉速n主=50r/min，總傳動比i=，其中n為電動機滿載轉速，其滿載轉速為1440r/min，故i==28.8，為了計算各軸的功率P，需確定傳動裝置的總效率。
(二).傳動比的分配
現總傳動比i=28.8，圓錐齒輪的傳動比i=4，減速器傳動i===7.2,考慮兩極齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應有相應的進油深度，兩齒輪減速器高速級傳動比i與底速級傳動比i的比值取為1.3,即i=1.3i,則i===3.06
i===2.35
(三).傳動裝置的運動和動力參數計算
1.各軸轉速的計算
n=n=1440r/min
n=n/i=1440/3.06=470.59r/min
n=n/(ii)=1440/7.2=200r/min
n=n=50r/min
2.各軸輸入功率計算
P=5.5KW
P= P=5.50.99=5.445KW
P= P=5.4450.970.98=5.17KW
P= P=5.170.970.98=4.914KW
P=P=4.9140.940.990.98=4.768KW
3.各軸的輸入轉矩計算
T=9550 P/ n=95505.5/1440=36.48N·m
T= T=36.48N·m
T=9550 P/ n=95505.17/470.59=104.92 N·m
T=9550 P/ n=95504.914/200=914.126 N·m
T=9550 P/ n=95504.768/50=914.126 N·m
將各軸的運動和運動力參數列表如下表
各軸的運動和運動力參數:
二．傳動零件的設計算
注：本計算示例采用機械工業正版 張文成主編在《機械設計基礎》第二版講述的計算方法，有關設計計算工式圖表數據引自此書.
（一）圓錐齒輪傳動的設計
1.選定圓錐齒輪類型、精度等級、材料及齒數
①按照傳動方案選用直齒圓錐齒輪傳動交錯=90
②由于直齒圓錐齒輪的小齒輪數走為200r/min ,轉速不高,初選8級精度;
③材料選擇由直齒錐齒輪加工多為直齒，不宜采用硬齒面，由引用教材表13-1和表13-2并考慮HBW=HBW+(30-50) 的要求，小齒輪選用42siMn鋼，調質處理，齒面硬度取200HBW;
④選取小齒輪點數為20，則Z=iZ=420=80,齒數比u=i=4.
2.按齒面接角疲勞強度設計
=
確定許用應由所引用的教材表13-11C，圖13-14C查得
=680MPa =560MPa
=230MPa =190Mpa
由此引用教材表13-5，查得 ， 故：
[]=
[]=
[]=
[]=
計算
由傳動有沖擊，取載荷系數為K=1.6，小齒輪轉矩
T=9.55×10×P/ n=9.55×10×=234643.5N·mm取齒寬西數=0.3，故有錐距
Re≥
=
=235.99mm
確定基本參數計算齒輪的主要尺寸
取 Z=20 則 Z2=Iz1=4×20=80
確定大端模數，由公式
所引用教材表5-2 取me=5.5mm
確定錐距Re
Re=
分度圓直徑：
分度圓錐角：
齒寬b:
b=
最大齒寬為mm，小齒輪寬mm
當量齒數ZV
ZV1=
ZV2=
③.驗算齒根彎曲疲勞強度
由引用教材13-13得YF1=2.85 YF2=2.18
將各數據代入下式
故安全
3.驗算圓周速度
齒寬中點的分度圓直徑：dm1=d1-bsin=110-72×sin
=92.64mm
Vm=
由引用教材表13-3知 選8級精度合適。
=90標準直齒錐齒輪的幾何尺寸計算如下：
名稱 符號 計算公式及參數選擇
大端模數 5.5
傳動比 4
分度圓錐角 =14°24′36″=75°35′24″
分度圓直徑 =110mm =440mm
齒頂高 5.5
齒根高
全齒高
頂隙 c
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
外錐距 226.77
齒寬
齒頂角 =
齒根角 =
根錐角
頂錐角
錐齒結構設計：
宜采用實心式錐齒輪結構，而大齒輪直徑大，宜采用加強肋的腹板式錐齒輪結構，結構尺寸按驗算公式和后續設計的中間軸配合段直徑計算，其尺寸如下圖：
小錐齒輪結構圖
大錐齒輪結構圖
大齒輪結構尺寸
名稱 結構尺寸經驗計算公式 結果/mm
轂孔直徑 由中間軸設計而定d=d 60
輪轂直徑 dh=1.6d 96
輪轂寬度 =1.5 90
板孔分布圓直徑 按結構取定 100
板孔直徑 按結構取定 20
腹板厚度 C=(0.2～0.3)b 21.6
強肋板厚度 S=0.8c 17.28
(二).高速級齒輪傳動設計
1．選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數
①．按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動；
②．由于轉速不高，初選8級精度；
材料選擇，由所引用教材表13-1確定兩齒輪都選用20CrMnTi，滲碳淬火，其硬度小齒取59HRC，大齒輪56HRC。
確定許用應力，由所引用教材13-11d，圖13-14d，查得：
由所引用教材表13-5查得S1=1.3和SF=1.6 故
因屬硬齒面，故按齒根彎曲疲勞強度進行設計
2．齒根彎曲疲勞強度設計
≥
小齒輪轉距T1=36480N·mm
取齒寬系數，載荷系數k=1.6
初選螺旋角
取齒數Z1=20,因減速傳動比i=3.06。
Z2=uz1=3.06×20=61.2
當量齒數
由引用教材13-13查得=2.80
=2.34
（6）比較/，與
/=2.80/161.9=0.0173
=2.34/157.5=0.0148
的數值較小，將大值與上述各數值代入式中得：
=1.67mm
由引用教材5-2取=2 mm
3．確定基本參數
（1）初算中心距
===84.89 mm 取=85 mm
修正螺旋角
=arcos=arcos=
齒寬
b= mm
取=40 m mm
分度圓直徑
=m=2 mm
= mm
其余尺寸見后表
4．驗算齒面接觸疲勞強度
（1）由式=驗算齒面接觸疲勞強度
= MPa <[] 安全
（2）驗算圓周速度
由表13-3知，選8級精度合適
（三）.低速級齒輪傳動設計（具體步驟同高速級的，這里從略）
高速級齒輪傳動的尺寸
名稱 計算公式 結果/mm
法面模數 2
法面壓力角 20
螺旋角 14.86°
齒數
傳動比 3.06
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
中心距 85
齒寬
低速級齒輪傳動尺寸
名稱 計算公式 結果/mm
法面模數 2.25
法面壓力角 20°
螺旋角 16.85°
齒數
24
56
傳動比 2.35
分度圓直徑
56.42
131.65
齒頂圓直徑
60.92
136.15
齒根圓直徑
50.795
126.025
中心距 94
齒寬
42
38
大齒輪結構尺寸
名稱 結構尺寸驗算計算公式 結果/mm
轂孔直徑d 由中間軸設計而定 40
輪轂直徑D D=1.6d 64
輪轂寬度D0 L=(1.2-1.5)d=48～60 50
腹板最大直徑C D0≈da-(10～14)mn 104.5
腹板厚度L C=(0.2～0.3)B 10.5
5．齒輪結構設計
小齒輪由于直徑小，采用齒輪軸結構，大齒輪2采用實心式齒輪結構，結構尺寸按經驗公式和后續設計的中間軸配合段直徑計算，圖如下：
三 . 軸的設計
（一） 軸的材料選擇和最小直徑估算
根據工作條件，初選軸的材料為45鋼，調質處理，按扭轉強度法進行最小值估算。即：d=C。初算軸徑時，若最小值徑軸段開有鍵槽，還要考慮鍵槽對軸強度的影響，當該軸段截面上有一個鍵槽時d增大3%，兩個鍵槽時d增大7%，然后圓整到標準值。C值由所引用教材表16-3取得，高速軸C=118;中間軸C=110;低速軸C=118.
高速軸：d= =118×=18.39mm 因高速軸最小直徑安裝聯軸器，設有一個鍵槽則d=(1+3%)d=18.94mm,取整數d=20mm.
中間軸：d=C=110×=24.46mm 因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，取為標準值d=30mm
低速軸：d=C=118×=34.31mm 因低速軸最小直徑處安裝聯軸器，設有一個鍵槽則 d=(1+3%) dl=35.34,取標準值d3 lmin=38mm
(二)減速器裝配草圖設計
根據軸上零件的結構、定位、裝配關系軸向寬度及零件間的相對位置等要求，初步設計減速器裝配草圖如下。
（三）軸的結構設計
1、高速軸的結構設計
高速軸軸系結構如裝配草圖所示
（1）各軸段直徑的確定
d:最小直徑安裝聯軸器段，d= d=20mm
d:密封處軸段，根據聯軸器的軸向定位要求、定位高度h=(0.07～0.1) d以及密封圈的標準（擬采用氈圈密封），d=26mm
d:滾動軸承處軸段，d=30mm 滾動軸承選取30206GB/T297-94其尺寸d×D×T×B×C=30mm×62mm×17.25mm×16mm×14mm.
d:過渡軸段，滾動承采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位d=34mm，
齒輪處軸段，由于小齒輪直徑較小采用齒輪軸結構，所以軸和齒輪的材料、熱處理方式需一樣，均為20Cr 滲碳淬火。
d:滾動軸承處軸段，d= d=30mm.
（2）各軸段長度的確定
l:由聯軸器的長度L=38確定l=38mm
l:由箱體、軸承端蓋、裝配關系等確定l=41mm
l:由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定l=32.25mm
l:由裝配關系、箱體結構等確定l=52mm
l:由高速級小齒輪寬度B=40mm確定l=40mm
l:由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定l=32.25mm
(3)細部結構參見中間軸
2、中間軸的結構設計
中間軸軸系的結構圖如下
中間軸軸系的結構圖
（1）各軸段直徑的確定
d:最小直徑，滾動軸承處軸段d= d=30mm 滾動軸承選取30206GB/T297-94其尺寸為d×D×T×B×C=30mm×62mm×17.25mm×16mm×14mm.
低速齒輪段：由于小齒輪直徑較小采用齒輪結構，所以軸的材料和熱處理方式均為20Cr 滲碳淬火。
d:軸環 根據齒輪的軸向定位要求確定d=46.81mm
d:高速級大齒輪軸 d=40mm
d:滾動軸承處軸段 d= d=30mm.
(2) 各軸長度的確定
l:由滾動軸承、擋油盤及裝配關系確定 l=32.25mm
l:由低速級小齒輪齒寬確定 l=B=42mm
l:軸環寬度 l=10mm
l:由高速級大齒輪的轂孔寬度確定 l=B=37mm
l:由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定 l=32.25mm
(3) 細部結構設計
由機械設計手冊查出高速級大齒輪處鍵 b×h－L=12mm×8mm－36mm(t=5.0mm r=0.25～0.40mm)
齒輪輪轂與軸的配合選為Ø40;滾動軸承與軸的配合采用過渡配合。此軸段的直徑公差選 為Ø40m6;各軸肩處的過渡圓角半徑見下圖，各倒角為C2，各表面粗糙度見下圖
中間軸結構圖
3、低速軸的結構設計（低速軸軸系結構見草圖）
各軸段直徑的確定
d31 :滾動軸承處軸 d31=45mm 滾動軸承選取30209 GB/T297-94 其尺寸為d×D×T×B×C=45mm×85mm×20.75mm×19mm×16mm
d32:低速級大齒輪軸段d32=48mm
d33：軸環 根據齒輪的軸向定位要求d33=54 mm
d34：過渡軸段;考慮擋油盤的軸向定位 d34=d32=48mm
d35：滾動軸承處軸段 d35= d31=45mm
d36：密封處軸段 根據聯軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（擬用氈圈密封）d36=42 mm
d37：最小直徑 安裝聯軸器的外伸軸段 d37=d3lmin=38mm
各軸段長度的確定
L31:由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定。l31=34 mm
L32:由低速級大齒輪的轂孔寬B=38mm確定，l32=38mm
L33：軸環寬度l33=10mm
L34：由裝配關系、箱體結構等確定，l34=42.5mm
L35：由滾動軸承、擋油盤及裝配關系等確定，l35=30mm
L36：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，l36=29mm
L37:由聯軸器的轂孔寬l1=82mm確定L37=82mm
（3）.細部結構設計略圖參見中間軸
四、軸的校核
這里以中間軸為例
軸的力學模型的建立軸上力的作用點位置和支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點位置按簡化原則應在齒輪寬度的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置，軸上安裝30206軸承，從機械手冊中查得它的負荷作用中心到軸承外端面的跨距a=13.8mm，故可計算出支點跨距和軸上各力作用點互位置尺寸，支點跨距L≈124mm（實際123.85mm），低速級小齒輪的力作用點C到支點A距離L1≈38.5mm（實際38.51 mm），兩齒輪的力作用點之間的距離L2≈49.5mm（實際49.41 mm），高速級大齒輪的力作用點D 到右支點B距離L3≈36mm（實際35.93mm）
1、繪制軸的力學模型圖
初步選定高速級小齒輪為右旋，高速級大齒輪為左旋，根據中間軸所受軸向力最小要求，低速級小齒輪為左旋，低速級大齒輪為右旋。根據要求的傳動速度方向，繪制的軸力學模型圖如圖1-a
(二)計算軸上的作用力
大齒輪：Ft2===1760.19N 圖1 軸的力學模型及轉矩、彎矩圖
a)力學模型圖 b)V模型圖c)V面彎矩
d) H面力學模型圖 e)H面彎矩圖
f)合成彎矩圖 g)轉矩圖
h)當量彎矩圖
Fr2= Ft2•=1760.19=662.85N
Fa2= Ft2•tan=1760.19×tan14.86=467.04N
小齒輪：Ft3===3719.25N
Fr3= Ft3•=3719.25×=1414.49N
Fa3= Ft3•tan=3719.25×tan16.85=1126.45N
(三) 計算支反力
1、垂直面支反力（XZ平面）圖1- b
由繞支點B的力矩和=0有：
FRAV•（L1+L2+L3）-Fr3•(L2+L3)+Fa3·+Fa2·+Fr2·L3=0
FRAV•（L1+L2+L3）-1414.49×(49.5+36)+1126.45×+467.04
×+662.85×36=0
FRAV•（L1+L2+L3 ）=35291.82N
FRAV =284.61N 方向向下
同理，由繞支點A的力矩和=0得：
-FRBV•(L1+L2+L3)-Fr2•(L1+L2)+Fa2•••••••+Fa3•Fr3•L1=0
-FRBV•(L1+L2+L3)-662.85×(38.5+49.5)+467.0)×+1126.45×+1414.49×38.5=0
-FRBV•(L1+L2+L3)=-57911.54N
FRBV =467.03N
由軸上的合力=0校核：
FRBV+ FRAV+ Fr2- Fr3=0
467.03+284.61+662.85-1414.49=0
計算無誤。
水平面支反力（XY平面）參看圖1-d
由繞支點B的力矩和=0得：
FRAH••(L1+L2+L3)-Ft3•(L2+L3)-Ft2•L3=0
FRAH••(L1+L2+L3)-3719.25×(49.5+36)-1760.19×36=0
FRAH=3075.51N 方向向下
同理，由繞支點A的力矩和=0得：
-FRBH•(L1+L2+L3)+Ft3•L1+Ft2•(L1+L2)=0
-FRBH•(L1+L2+L3)+3719.25×38.5+1760.19×(38.5+49.5)=0
FRBH=2403.93N 方向向下
由軸上的合力=0校核：
FRBH-Ft3-Ft2+FRBH=3075.51-3719.25-1760.19+2403.93=0
計算無誤。
A點總支反力FRA
FRA=
B點部支反力FRB
FRB=
（四） 繪制轉矩、彎矩圖
1、垂直面內的彎矩圖參看圖1-C
C處彎矩：MCV左=-FRAV
其中低速軸校核過程同上中溫度系數（軸承工作溫度小于120）。軸承具有足夠壽命。
C處彎矩:M左=-FL=-284.6138.5=-10957.49N.mm
M右=-F-
=-284.6138.5-1126.45=-42734.64N.mm
D處彎矩:M左=-F-F=-467.0336-467.04128.5/2
=-46820.4N.mm
2. 水平面內的彎矩圖1-e
C處；Mc=-F =-3075.5138.5=-118407.13N.mm
D處：M=-F=-24039.9336=-86541.48N.mm
3.合成彎矩圖1-f
C處；Mc左===118913.05N.mm
Mc右===125882.87N.mm
D 處； M===98395.01N.mm
M===88159.56N.mm
4.轉矩圖，圖1- g
T=T=104920N.mm
5.當量彎矩圖，參看圖f-19h
因為是單向回轉軸，所以扭轉切應力視為脈動循環變應力，折算系數a=0.6。
aT=0.6×104920=62952N·mm
C處：左=左=118913.05N·mm
右===140746.05N·mm
D處：==116809.81N·mm
=·mm
㈤.彎扭合成強度校核
進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度
根據選定的軸的材料20滲碳淬火，由所引用教材16-2查得，因＜.故強度足夠。
五.鍵的選擇與校核
1.低速級軸
選定低速級聯軸器處鍵為B6×32 GB/T1096-79尺寸b×h-L=6×6-32mm.鍵的工作長度,鍵的接觸高度傳遞的轉矩；接引用教材表15-3查出鍵靜聯接時的擠壓許用應力∽（鍵材料為45鋼調質）
﹤鍵聯接強度足夠
2．中間軸鍵的選擇校核
由于小齒輪為齒輪軸式結構不存在鍵，大齒輪處鍵為，標記：鍵12×36GB/T1096-79 齒輪軸段d=40mm.的工作長度.傳遞的轉矩,按所引用教材表15-3查出鍵靜聯接時的擠壓許應力～(鍵材料為45鋼調質)
﹤
3．低速軸鍵的選擇與校核
選定齒輪處鍵1為標記:鍵14×32GB/T1096-79 聯軸器處鍵2為,標記鍵.由于是同一根軸上的鍵傳遞的轉矩相同,所以只需校核短的鍵1即可,齒輪軸的接觸段d=48mm;鍵的工作長度鍵的接觸高度.傳遞的轉矩=234.64,按所引用教材表15-3查出鍵靜聯接時的擠壓許用應力～150(鍵材料為45鋼調質).
﹤
鍵聯接強度足夠.
六.滾動軸承的選擇與校核
1.滾動軸承的選擇
根據載荷及速度情況,擬定選用圓錐滾子軸承.根據軸的結構設計此減速箱只用兩種型號的滾動軸承分別是30206.30209其基本參數由機械手冊查出參數表如下:
Y
30206 43.2 50.5 0.37 1.6 0.9
30209 67.8 83.5 0.4 1.5 0.8
2．滾動軸承的校核
軸承受力圖如右所示
高速級與中間的校核，
因為中間軸為高速軸
采用同一型號的滾動
軸承，而中間軸受力
較大，所以只需校核
中間軸滾動軸承。 軸承受力圖
.徑向載荷
根據軸的分析，可知：A點總支反力，B點總支反力
.軸向載荷
外部軸向力。從最不利受力情況考慮，指向A出1軸承（方向向左）；軸承派生軸向力由圓錐滾子軸承的計算公式 求出：（方向向右）；；因為，所以A處1軸承被放松，B處2軸承被壓緊。故
根據工作情況（無沖擊或輕微沖擊）由所引用教材表18-6查得載荷系數：
1軸承：
=1.2×(0.4×3085.54＋1.6×964.24)
= 3332.4N
2軸承:
=1.2×(0.4×2448.88＋1.6×1424.69)
=3910.87N
③.驗算軸承壽命
因,故只需驗算2軸承.軸承預期壽命與整機壽命相同為8(年)×360(天)×8(小時)=19200 h
七．聯軸器的選擇
根據工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸選用彈性凸緣聯軸器，考慮到轉矩變化很小，去TIV=1.3，則T=T=1.3 N
按照計算轉矩T小于聯軸器公稱轉矩的條件選手冊
選用TL7途緣聯軸器，其公稱轉矩為500 N，孔徑d=45 mm,L=112 mm,L=84 mm 許用轉速為2800 r/min, 故適用。
標記為：TL7聯軸器4323—84
同理輸入軸也選用彈性凸緣聯軸器
T=1.3 N 按照計算轉矩T 小于聯軸器公稱轉矩m條件查手冊選用YL5凸緣聯軸器，其公稱轉矩為6.3 N，孔徑d=20 mm, L=108 mm, L=38 mm
標記 YL5聯軸器
八．箱體及其附件設計
箱體及其附件尺寸的確定，可由本書指導部分提供的有關數據、裝配圖設計步驟及其要領和有關標準進行設計計算。設計過程略。
九．潤滑、密封的設計
潤滑、密封的設計，可由本書指導部分提供的有關數據、裝配圖設計步驟及其要領和有關標準進行設計計算。設計過程略。
十、總結
通過這次課程設計，全面地溫習了以前所學過的知識，用理論聯系實際并結合機械設計課程和生產實際分析和解決實際問題，鞏固、加深和擴展了有關機械設計方面的知識。尤其重要的是讓我們養成了科學的習慣。在設計過程中一定要注意掌握設計進度，按預定計劃完成階段性的目標，在底圖設計階段，一定要整體把握，兼顧各部分的細節設計，注意設計計算與結構設計畫圖交替進行，采用正確的設計方法“邊計算、邊畫圖、邊修改”。在整個設計過程中注意對設計資料和計算數據的保存和積累，保持記錄的完整性。在課程設計的實踐中進行了設計基本技能的訓練，掌握了查閱和使用標準、規范、手冊、圖冊、及相關技術資料的基本技能以及計算、繪圖、數據處理等方面的能力。這些有助于樹立正確的工程設計思想，培養獨立、全面、科學的工程設計能力。俗話說“凡事必親躬”,唯有自己親自去做的事，才懂得其過程的艱辛。通過做這次大作業，我著實遇到了不少的困難，構思、定數據、畫圖、寫說明書等都得自己去做。開始時，我甚至不知道從何入手，只能與同學們相互切磋，問老師。這樣我慢慢地入了門，進而也可以自己搞定了。這其中有一個習慣問題最需要克服。眾所周知，課堂、書本給我們的都是一種確切的數據，但實際上你去做的時候就會發現它們都是經驗性的，也就是說需要你根據從資料上查得的范圍靠經驗自己去定，這就給習慣于接受確切數字的我帶來了很大的挑戰。
回首這兩個星期，有過困難疑惑也有過歡樂收獲；有過挑燈夜戰也有過白日大睡。學會了各種資料的查找方法，促進了同學之間的互助，也加深了我對設計尤其是機械設計的理解，同時，在設計中也存在很多不足的地方，比如：設計前沒有做好充分的準備，導致設計不知道如何下手，摸不著頭腦。和同學合作不協調，甚至于諍論。也體現了我缺泛合作精神。沒有全面的了解整個設計的內容，便急于下手，查表緩慢，數據選擇、處理不當。甚至粗心大意，算錯數據導致功虧一簣。最大的不足：箱體的結構圖有些尺寸沒有依據，箱體殼的厚度不知，隨便定為20mm,箱體中心高也是如此，定為154mm;箱座螺選為六螺母M18×20mm.繪圖時，油標畫的不夠精確，過渡軸徑大小的確定沒有依據，圓角也沒有一個標準，都是憑想象。輸入軸的聯軸器選擇不大合適，一端太大，一端過小。材料的選擇：齒輪與軸的材料選擇不恰當，造成大材小用，不經濟。
總之，要感謝老師您精心的指導，來回于學校與家的不便，再次說聲謝謝，老師您辛苦了！！不足之處一定在以后的學習中加以改正，為以后從事設計工作做好鋪墊。
參考文獻
張久成 主編 機械設計基礎 2版 機械工業出版社
機械設計基礎課程設計指導書
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