减速器的设计报告

减速器的设计报告（精选9篇）

减速器的设计报告 篇1

轴系设计报告

02015732 曾祥

东南大学机械工程学院

指导老师：钱瑞明 2017.11.16

东南大学机械工程学院 曾祥

目录

减速器中间轴的设计............................................................................................................2一、二、三、轴系基本尺寸的设计计算...............................................................................2 减速器中间轴的绘制.......................................................................................8 心得体会.......................................................................................................18

减速器中间轴设计

东南大学机械工程学院 曾祥

减速器中间轴的设计

一、轴系基本尺寸的设计计算

1.选择轴的材料

由题意轴的材料为45调质钢,查表19.1,硬度为217~255 HBS,对称循环弯曲许用应力[σ-1]=180Mpa。2.初步计算轴径

根据式（19.3），查表19.3，A取115，得

dminA3P20115346.6mm n300因为轴上开有两个键槽，直径增大10%~15%，轴的直径为52mm，为了更好的选取合适的轴承，轴的直径取55mm。3.轴的机构设计

1)拟定轴上齿轮、轴承、轴承盖等零件的装配方向、顺序和相互关系，轴上零件的布置方案如图一所示。2)轴上零件的定位和轴的主要尺寸的确定参见图一（第8页）a)最小轴径为两端安放轴承的部位，初步选定30211圆锥滚子轴承面对面布置，其尺寸dDB为55mm100mm21mm，即两端与轴承配合的轴径为55mm。左端轴承采用端盖轴套轴向定位，配合轴段长度l125mm，右侧轴承采用轴套端盖轴向定位。

减速器中间轴设计

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取齿轮2安装段直径dg158mm，配合选b)

H7，配合轴段长度应该比齿轮2略宽，取r6l298mm，为了便于安装，左侧端面采用锥面导向结构，齿轮2右侧和齿轮3左侧通过轴肩轴向定位固定，齿轮3安装段直径同样选dg258mm，配合选

H7，配合轴段r6长度应该比齿轮3略宽，取l3118mm，为了便于安装，左侧端面采用锥面导向结构，由题目要求轴肩宽20mm，轴肩高度hc)

0.07d，取h6mm，轴环直径dr67mm

齿轮2距箱体内壁20mm，左侧轴承距箱体内壁5mm，则轴套1长25mm。齿轮3距箱体内壁15mm，右侧轴承距箱体内壁5mm，则轴套2长20mm。

d)齿轮2、3轴向定位采用平键，查GB/T 1095-2003，其尺寸分别为16mm10mm90mm、16mm10mm110mm

e)3)轴承盖总厚取42mm。

轴结构的工艺性

取轴端倒角为245,按规定确定各轴肩的圆角半径，键槽位于同一轴线。

4.按弯扭合成校检轴的强度

1)中间轴转矩的计算

2)T2T39.55106P/n=9.5510620/300636666.67Nmm

画出轴空间受力简图（图2a）将轴上的力分解为垂直面（图b）和水平面受力（图c），集中力取齿轮的中点和圆锥滚子轴承中心垂线与轴的交点。

3)轴上受力分析

减速器中间轴设计

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Fr2Ft2Fa2l1l2Fa3Ft3Fr3l3

图 2a

Fr2Fa2FvaFa3Fr3Fvb

图 2b 70414.86Nmm64912.85Nmm3795.27Nmm93273.32Nmm

图2c

减速器中间轴设计

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Ft2FhaFt3Fhb

图2d 15991.63Nmm430026.93Nmm

图2e 齿轮2的圆周力

Ft22T22T22636666.673001.22N d2z2mn2/cos2835/cos12齿轮2的径向力

tanntan20Fr2Ft23001.221116.76N cos2cos12齿轮的轴向力

减速器中间轴设计

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Fa2Ft2tan23001.22tan12637.93N

齿轮3的圆周力

Ft32T22T22636666.678406.28N d3z3mn3/cos3256/cos8齿轮2的径向力

tanntan20Fr3Ft38406.283089.70N cos3cos8齿轮的轴向力

Fa3Ft3tan38406.28tan81181.43N

4)计算作用于轴上的支反力 水平面支反力

FhbFt2l1Ft3(l1l2)5196.70Nmm l1l2l3FhaFt2Ft3Fhb208.36Nmm

垂直面反力

Fr2(l2l3)Fa2d2d3Fa3Fr3l322l1l2l3Fva845.77Nmm

FvbFr2Fr3Fva1127.17Nmm

5)计算轴的弯矩，并画出弯矩图 齿轮2中心水平面处弯矩为

MHg2l1Fha76.75208.3615991.63Nmm

齿轮2中心垂直面处弯矩为（最大）

d2835】76.75845.77【637.93】22cos12

-64912.85Nmm【70414.86】Mvg2l1Fva【Fa2齿轮3中心水平面处弯矩为

减速器中间轴设计

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MHg3l3Fhb82.755196.70430026.93Nmm

齿轮3中心垂直面处弯矩为（最大）

d3256】82.751127.17【1181.43】 22cos8-93273.32Nmm【3795.27】Mvg3l3Fvb【Fa36)分别画出垂直面水平面的弯矩图（图c、e）；求两处合成弯矩（两者方向遵循矢量叠加原理，在此只需要大小，方向不予计算给出）

Mg2Mvg22MHg2272207.93NmmMg3Mvg32MHg32440026.22Nmm

7)8)画扭矩图（图f）校核轴的强度

只校核危险截面（承受最大弯矩和扭矩的截面）和轴径较小的截面。轴单向转动，转矩为脉动循环，取0.7，实心轴取0，考虑键槽影响，d乘以0.875，则有

Mg32(T)2440026.222(0.7636666.67)2c47.91MPa0.1d30.1(0.87558)3

故轴安全。9)轴承寿命计算 圆锥滚子轴承

1Fr1Fva2Fha2871.06N Fr2Fvb2Fhb25317.54N

FAFa3Fa2543.5N查表17.7，e1.5tan

1.5tan150.402，查表17.5，Y1.49

减速器中间轴设计

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Fs1Fr1292.30N 2YFr21784.41N2Y Fs2Fa1FAFs22327.91N Fa2Fs21784.41N

e1.5tan1.5tan150.402,Fa1X10.40,Y11.49;X21,Y20P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.1(0.40871.061.492327.91)4198.71NFr12.67e,Fa2Fr20.34e

P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.1(0.405317.5401784.41)2339.72N

查GB/T 297-1994，30211的Cr=90.8kN,则

16670C10L10h()31.57106h

nP

1二、减速器中间轴的绘制

中间轴2D、3D图绘制如下

减速器中间轴设计

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图3

减速器中间轴设计

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图 1

减速器中间轴设计

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减速器中间轴设计

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图4 轴3D俯视图

图5轴3D左视图

减速器中间轴设计

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图 6 轴3D正视图

图7

减速器中间轴设计

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轴3D装配图

图8

轴装配3D主视图

减速器中间轴设计

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图9

轴装配3D左视图

减速器中间轴设计

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图10

轴装配3D俯视图

减速器中间轴设计

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图11

轴装配3D轴测图

减速器中间轴设计

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三、心得体会

经过一个多月的设计绘图，我终于把减速器中间轴画好。其中碰到很多困难，比如solidworks不会用，轴上零件定位固定装置的选用问题。设计环节遇到问题时，我通过参考教材p406例题以及参考资料一步步地解决。技术上遇到问题，通过借阅相关书籍熟练掌握了solidworks的基本用法。

轴的设计是综合性很强的一个项目，不仅仅要考虑轴的长度，还要考虑轴上零件定位固定、轴的强度、轴承的选用及寿命。运算量最大的部分就是通过弯扭合成检验轴的强度，弯矩图、扭矩图、强度理论这些都是材料力学的重要知识，在计算遇到困难时我会查询材料力学相关资料来完成扭矩图弯矩图的绘制，最后完成轴强度的校验。在参考课本上例题计算弯矩时，发现了例题上一个不太精确的取值。P406例题19.1选用7211C滚动轴承，属于角接触轴承，接触角为15，但是在计算轴承跨距时忽略了接触角的影响，直接把滚子中心坐垂线与轴线交点作为受力中心，精度不高的情况下可以这样做，但是为了提高计算精度，我选用圆柱滚子轴承30211，采用面对面布置并且考虑接触角的影响，减小了误差。

这次设计任务提高了我对轴承代号、选用和寿命的计算的能力，熟悉了轴的设计和强度校核，同时学会了solidworks的简单应用，不仅为期末考试减少了复习任务，还提高了机械设计的能力。

减速器的设计报告 篇2

1 混凝土搅拌运输车减速器的优化设计

1.1 减速器的主要参数

这种减速器的搅拌筒的设计容积应为8-10立方米, 其最大的安装角度应为12°, 工作时正向转速为2-4r/min, 卸料时反向转速为10-12r/min, 减速器的最大的输出转矩应为60 KN·m, 其正确的设计传动比应为131比1, 而对这类减速器的性能要求一般为传动效率要高、噪音要小、密封性能好并且它的互换性要强。减速器的结构组成一般包括被动轮组件、第一级行星轮总成、第二级行星轮总成、机体中部组件、前盖组件以及法兰盘组件六部分。减速器的机体间应采用销钉和螺栓进行定位和联接, 机体与内齿圈的均载机构应采用弹性套销。减速器的法兰盘轴线可以向X、Y、Z三个方向各有正负6°的误差, 作为支承的部分应选择专业的球面轴承, 减速器的主轴线与安装面之间应有大概15°的倾角, 因为这样更便于装配与拆卸。当行星轮中已装入轴承时, 弹簧挡圈必须装在轴承的外侧, 同时其轴向的间隙应不小于0.2mm, 一般情况下, 减速器外形尺寸不应超过467mm×460mm×530mm。

1.2 混凝土搅拌运输车减速器的传动系统的设计

一般此类减速器传动系统的设计都是采用3级减速方案的, 一为高速圆柱齿轮传动, 另外两级减速方案则为NGW型行星齿轮传动。其中, 在第二级传动中要有3个中空式行星轮, 而第三级则有4个中空式行星轮, 在单臂式行星架上安装行星轮, 切记支承的部分要采用滚动轴承同时确保行星架是浮动的;鼓形齿双联齿轮联轴器是法兰盘与第二级行星架的连接装置, 鉴于此类减速器对于齿根的弯曲疲劳强度、齿面的磨损程度以及齿面的接触疲劳强度的要求都是十分严格的, 所以对这类减速器进行修形计算和正确的选择变位系数是十分重要的。

2 单极圆柱齿轮减速器的优化设计

这类减速器的结构组成一般包括一对圆柱齿轮、一对圆锥齿轮以及一个蜗轮蜗杆三大部分, 它的明显的优点是质量小、结构简单以及使用非常方便, 但是它的传动却是相对比较低, 所以要想想进一步提高减速器的传动比, 就必须相应的增大从动齿轮的直径, 而离地的间隙就相对的减小了, 这时要想对从动轮进行热处理就会很困难。轿车、中型货车、轻型货车以及驱动桥是此类减速器的最主要的应用范围, 而它的优化设计的目标就应该是追求最小的体积, 这是一个多维的设计优化问题, 它的数学模型应为minf (x) x=[x1x2x3x4x5x6]T∈R6;S.t.g j (x) ≤0 (j=1, 2, 3∧, 16) 。

如果采用此优化设计方法对减速器进行设计优化, 在满足了减速器的强度要求的同时, 减速器的尺寸也得到了一定程度的降低, 从而降低了材料成本, 而减速器的设计质量和设计效率也会得到提升。现代减速器优化设计的方法与传统设计也是息息相关的, 传统的设计作为基础, 在现代的优化设计方法中也用到了传统设计多年积累的资料, 同时要考虑其他的诸多因素。所以这种优化设计法是能够弥补了以往设计方法的不足的, 但是它也存在局限性的, 这就需要在现代的优化设计中逐渐的引入模糊技术和可靠性技术, 这样才会形成所谓的模糊可靠性设计或可靠性设计的现代设计法, 工程设计技术才能更加的先进。

3 减速器优化设计的数学模型

3.1 目标函数

对于C型问题, 它的数学模型的目标函数一般为A=min{f (x) }=min{f (x1, x2, …, xn) }, 在这个公式中, A为各级中心距的总和, x为各级中心距、螺旋角、变位系数、齿数、模数、齿宽等各个设计变量, n的含义是设计变量的数量;而对于P型问题, 其目标函数为P=max{f (x) }=max{f (x1, x2, …, xn) }, 在这个公式中, P则代表了减速器的许可承载功率。

3.2 约束条件

约束条件的定义就是为判断目标函数中的各个设计变量的取值是否可行的所制定一些规定, 要想确定减速器的设计优化方案是否可行, 就要确保各个设计变量是要满足所有约束条件的。所以, 对于设计优化方案中的约束条件, 应从多个方面对其进行细致周全的考虑。 (1) 设计变量取值的上下界约束。总变位系数:总变位系数对减速器齿轮承载能力的有着重要的影响, 所以总变位系数的取值应为0-0.8;螺旋角:对直齿轮应为零, 斜齿轮应按照工程上的使用范围进行取值, 应取8°-14°。 (2) 设计变量取值的离散性约束。这类约束要求了减速器齿轮的模数应符合标准模数系列, 要求了减速器齿轮的齿数必须是整数;中心距:中心距的单位步长一般应为10mm, 这样在制造和维护中, 能更好的防止出现麻烦。 (3) 减速器零件的干涉约束。这类约束要求了齿顶圆、中心距以及轴径三者满足无干涉的几何关系。三级传动的减速器, 干涉约束实际是两个约束, 即第二级中心距应是不小于第三级小齿轮半径与第一级大齿轮半径之和的, 第三级中心距则不应小于第四轴半径与第二级大齿轮顶圆半径之和。至于二级齿轮传动则以此类推。 (4) 齿轮的强度约束。齿轮的强度约束的定义是指轮齿的弯曲疲劳强度和齿轮齿面的接触疲劳强度, 对于这两项的计算取值都应按照国家的相关标准计算, 而要确定它的强度是否是足够的, 对其进行检验时应对比实际的安全系数与预定的安全系数的差异值。 (5) 齿轮的根切约束。规定减速器的最小齿数能够很好的避免根切现象的出现, 斜齿轮的齿数一般应为14-16, 而直齿轮的则为17。

4 结束语

通过以上的论述, 我们对混凝土搅拌运输车减速器的优化设计、单极圆柱齿轮减速器的优化设计以及减速器优化设计的数学模型三个方面的内容进行了详细的分析和探讨。现代的先进机械优化设计方法是在传统的机械设计基础上进行延伸和发展的, 减速器的优化设计就是其中之一, 减速器的优化设计方法也应以传统方法作为基础, 并且设计中使用了传统设计积累的资料, 在其设计的过程中也充分考虑到了影响传统方法的诸多因素, 所以在实际中不但提高了设计质量和设计效率, 充分的发挥了减速器的最佳性能, 也取得了非常好的技术经济效果。

摘要：进入到新世纪以后, 随着我国国民经济的十分快速的发展, 我国的机械设备行业也都得到了快速的发展, 减速器在机械设备行业是一种很常用的传动装置, 其在各类机械设备中有着非常广泛的应用, 机械设备传动性能的好坏与减速器设计的优劣水平是息息相关的。本文便对混凝土搅拌运输车减速器的优化设计、单极圆柱齿轮减速器的优化设计以及减速器优化设计的数学模型三个方面的内容进行了详细的分析和探讨, 从而详细的论述了减速器的主要优化设计的方法。

关键词：接卸设备的减速器,优化设计的方法,数学模型

参考文献

[1]梁晓光.优化设计方法在减速器设计中的应用[J].山西机械, 2003.

[2]孙元骁.圆柱齿轮减速器优化设计[M].北京:机械工业出版社, 1998.

[3]胡新华.单极圆柱齿轮减速器的优化设计[J].自动化加工技术, 2006.

[4]马治平.机械设计基础[M].北京:机械工业出版社, 2002.

卷取机减速器的设计概述 篇3

关键词：卷取机；齿轮箱；设计

引言

铝板带重卷机组是用于成品铝卷材的纵向切边及重卷的设备系统。其整个机列由多个相互关联的单元组成，共同完成生产任务，卷取机组是其中的一个关键单元。该单元将成品带材进行卷取，并在重卷过程产生前张力，使轧制完的带材卷紧、卷齐。其组成主要包括高强度的涨缩卷筒、活动支撑、立式或卧式减速器、推料板、涨缩油缸及传动部分。下图是一种卷取机立式硬齿面减速器的结构形式。本文以该减速器的主要性能参数和结构形式展开设计讨论，为感兴趣的设计者进一步优化设计和创新提供一点思路。

1.减速器简介

该结构形式的卷取机减速器，动力由安装在减速器箱体上的Z4型直流电机输入，经两级斜齿轮传动，输出扭矩传递至低速输出轴，低速轴带动与其联接为一体的卷筒转动，卷取成品带材。根据生产工艺要求，减速器的传动比通常设计为两挡，即高速挡和低速挡，根据卷材不同厚度范围使用不同的速比挡。该减速器要具有比较高的安全性，一旦失效，会引起机组、生产线或全厂停产。目前，这种类型的减速器，在涿神有色金属加工专用设备有限公司生产的重卷机上很常用，诸如1550、1850、1900型，使用效果非常良好。国内一些有实力的减速器制造公司，已经能够设计和制造这种与国际先进水平媲美的同类机型。

2.减速器设计

以某型号卷取机减速器设计为例，探讨设计的方法和手段。设计的主要条件为：立式结构，两级传动，可高低速换挡，高速挡i=7.027，低速挡i=14.29，电机输入功率P=DC180KW，转速n=450/1500r/min，最小输入扭矩Tmin=1146N.m，最大输入扭矩Tmax=3820N.m，过载能力为200%，齿轮及轴承设计寿命为10年。

2.1 设计内容

（1）采用硬齿面齿轮传动，齿轮精度等级为6级，材质20CrMnMo，渗碳淬火+磨齿加工，齿轮进行齿廓和齿向修行。按满足齿轮最小弯曲强度SFmin=1.6和最小接触强度SHmin=1.25要求，确定减速器的中心距、模数，按各级传动承载能力大致相等分配传动比，得到如下结果：高速级/低速级中心距分别为450mm和630mm，模数分别为8mm和12mm，传动比高速挡i=64/45×84/17=7.027，低速挡 i=81/28×84/17=14.29。通过计算软件，还可以对以上参数继续优化。

（2）两挡速比通过花键联轴器和换挡机构实现。具体作法是，将高速级的两个大齿轮一端分别加工出外花键（m=6，z=60），装配位置呈相对方向，在两大齿轮之间的中间轴上装配有内外花键副（m=6，z=60），外花键靠平键固定在轴上，内花键套在外花键上可左右自由移动，通过减速器设置的换挡机构，在高速与低速之间实现转换。内花键套由换挡机构的拨动手柄进行位置固定。拨动手柄转过的弧线位移等于内花键套平移的距离。为了使花键副平滑对接啮入，要对两个大齿轮的花键齿部倒圆和倒角，且外齿齿部每隔一齿，在结合端齿宽上少1mm。换挡动作可通过手动机构或液压缸方式完成。

（3）箱体设计。箱体设计为立式安装形式，采用焊接机构，强度和刚度充足，中箱体和下箱体承担安装电机、制动器和输出大轴的功能。根据需要，下箱体底部设置了防滑筋板，结合面设置了水平安装基面，整机起吊吊耳沿低速轴方向设置，分布于下箱体四角。

（4）复杂的润滑系统。减速器的稀油润滑系统由总管路、支管路和分支管路组成。经冷却的润滑油由总管路进入，到达各个轴承的润滑点和齿轮副啮合区进行润滑，并带走产生的热量，然后汇集到箱体内，从箱体的回油法兰再回到外围的润滑站，循环流动。每个分支管路中都设置截止阀、油流指示器，通过指示器观察进油量大小并作出调节。润滑是否充分，将决定齿轮和轴承的使用寿命，因此润滑系统的设计须确保管路油流通畅。

（5）低速输出轴。低速轴一端联接涨缩卷筒，另一端联接旋转油缸。整个大轴由两盘高承载力的大型双列圆锥滚子轴承支承，支点跨距较大，受力状况合理。选择轴承，计算轴承寿命是大轴设计的关键步骤。

2.2技术要点

（1）滚动轴承在换挡中的运用。减速器中间轴设计了两套齿轮和三套花键副，花键副起传递不同速比的扭矩作用。当变换到高速档或低速档后，余下的一档齿轮副就不参与传递动力，跟着空转，用一对滚动轴承支承大齿轮，以达到传动分开的目的。

（2）立体化的传动机构形式。与卧式结构相比，本例的结构大大节省了平面布置的面积，开拓了空间利用，将电机、制动器与减速器集成为一体，符合当前减速器设计发展的趋势。

（3）密封和回油结构设计。在每个轴承孔下方，钻出两排或三排孔，通向箱体内部，润滑轴承的油，在此形成不了涡流，快速流向箱体内，并使轴承迅速降温。输入轴和输出轴，采用两道密封措施，即机械迷宫密封和骨架油封密封。对于强制润滑，采取这样的设计，防漏效果非常好。

3.结论

卷取机立式硬齿面减速器，设计构思巧妙，在传动方面，集合了双速比与换挡机构功能；在安装方面，箱体特殊的结构承担了多种功能；润滑与密封方面，采用了新结构和新措施。该减速器的优秀设计理念，对其它减速器的设计创新具有很高的借鑒价值。

参考文献：

[1]齿轮手册编委会编.齿轮手册（第二版）上册[M].北京：机械工业出版社，2000，8（2006.5 ）

[2]GB/T3480-1997.渐开线圆柱齿轮承载能力计算[S].

[3]成大先.机械设计手册.第二册（第5版）[M].北京：化学工业出版社，2008.1.

减速器的设计报告 篇4

这次关于带式运输机上的两级展开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.1、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。

2、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。

3、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。

减速带申请报告 篇5

黑水县教育局：

兹有黑水县色尔古寄宿制小学校由于学生出行交通安全隐患较多，特向贵局申请在公路口上下50米处设置减速带，以防止交通安全事故的发生。

申请事由如下：色尔古寄小地处色尔古镇政府，学校依山而建，背靠瓦钵山，门前就是通往芦花县城的213主干道。几年前，我校门前道路得以修整，这给师生和附近村民的出行带来了切切实实的方便和实惠。但紧接着的问题是：道路的黑色化带来了车辆行驶的高速化。在这条道路上通行的车辆较多，这在根本上影响了我校学生的正常上学和回家。因为早晚车辆正多时，也是学生上学回家时。每次放月假时，学校任课教师和色尔古镇派出所不得不多次在公口维持学生和行驶车辆秩序。车辆的超载运输和高速行驶，严重威胁到学生的生命安全。尤其过草地车辆的时候，一辆跟一辆沿路排成长龙，连附近村民的正常出行也成了问题，现恳请贵局领导在百忙之中予以考虑，我们将不胜感激。

特此申请！

黑水县色尔古寄宿制小学校

减速器的设计报告 篇6

齿轮减速器一般由封闭在刚性机体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮-蜗杆传动机构组成。二级圆柱齿轮减速器的形式虽然多种多样, 但都是由轴系零部件、箱体及若干附件组成。轴系零部件包括轴、齿轮、套筒、键、轴承、轴承端盖等, 是减速器的核心组成部分, 它决定了减速器的工作性能。因此, 减速器设计的关键是对其齿轮传动机构的设计。

传统的减速器设计通常是先根据经验选取适当的参数, 通过反复的试凑来确定设计参数, 然后进行强度校核计算, 以保证所设计减速器的工作安全性与可靠性。采用这种方法所获得的设计结果往往过于保守, 导致制造出的减速器较为笨重, 成本较高, 适用性不佳。优化设计方法通过选取适当的设计变量、目标函数以及约束条件, 建立减速器关键传动机构设计的优化数学模型, 可求得满足条件的最优解。在齿轮减速器中应用优化设计方法, 对于进一步提高齿轮的承载能力、延长齿轮的使用寿命, 减小传动部件的体积和重量, 具有显著的效果。

根据传动机构的布置形式, 二级圆柱齿轮减速器可分为展开式、分流式和同轴式[1]。同轴式齿轮减速器在一条轴上实现二次减速, 横向尺寸小, 节约了材料, 并能实现较大的传动比。本文以减速器的中心距与大齿轮的齿顶圆直径之积最小化为目标对同轴式二级圆柱齿轮减速器进行优化设计, 建立了其优化设计数学模型, 采用MATLAB优化工具箱求解得到了优化的传动方案。

1 优化设计数学模型的建立

同轴式二级圆柱齿轮减速器的结构形式如图1所示。已知高速轴输入功率R=4.8 k W, 高速轴转速n1=1 100 r/min, 总传动比iΣ=26.4, 齿轮的齿宽系数φb=1.0。大齿轮选用45钢, 经正火处理后的齿面硬度为169~217HBS, 小齿轮选用45钢, 经调质处理后的齿面硬度为229~286HBS。单向运转, 单班制, 载荷平稳, 设计寿命为10年, 每年工作300天。

为使同轴式二级圆柱齿轮减速器的总体轮廓最小, 取减速器的中心距与大齿轮齿顶圆直径的乘积最小化作为优化设计的目标。同轴式二级圆柱齿轮减速器高速级的中心距a为:

式 (1) 中, m1为高速级的模数;m2为低速级的模数;z1、z3为高速级和低速级的小齿轮齿数;z2、z4为高速级和低速级的大齿轮齿数。同轴式二级圆柱齿轮减速器高速级大齿轮的齿顶圆直径da1为:

式 (2) 中, ha*为齿顶高系数, 取标准值1.0。同轴式二级圆柱齿轮减速器低速级大齿轮的齿顶圆直径da2为:

令da=max (da1, da2) 。于是, 同轴式二级圆柱齿轮减速器优化设计的目标函数为:

由式 (4) 可知同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器优化设计的独立变量为:

综合考虑同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器的功率、转速、传动平稳性、传动齿轮轮齿的强度、刚度、寿命、根切以及减速器的润滑等, 确定了同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器优化设计的约束条件如下。

(1) 基本参数的取值范围:1.5≤m1≤5;2≤m2≤6;z1≥17;z2≥17;z3≥17;z4≥17。

(2) 同轴式二级齿轮减速器高速级与低速级的中心距相等:m1 (z1+z2) =m2 (z3+z4) 。

(3) 总传动比须满足设计要求:

(4) 单级传动比要求:

(5) 齿面接触疲劳强度条件:

(6) 齿根弯曲疲劳强度条件:

2 优化计算

以上优化设计模型中的目标函数和约束函数均为非线性多元函数, 因此该优化设计问题为一个非线性规划问题, 可采用MATLAB工具箱中的非线性约束优化函数fmincon来求解。首先将目标函数编写为一个M文件, 并保存;然后编写并保存约束函数的M文件。在MATLAB运行fmincon函数以后即可获得优化结果。由于直齿圆柱齿轮的模数已标准化, 因此将第一次优化结果中的模数m1和m2根据标准圆整, 然后将圆整后的模数取值追加为等式约束条件, 再次进行优化设计求解。

针对采用传统设计方法所得的设计结果计算目标函数值, 并与优化结果给出的最优目标函数值进行对比。结果表明, 优化后该函数值下降了10.28%;在相同的设计条件下, 减速器的体积明显缩小。

3 结语

应用MATLAB软件, 以缩小减速器的外部轮廓为目标对同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器进行了优化设计, 建立了优化模型, 基于MATLAB的优化计算工具箱给出了优化设计的实例, 与采用传统设计方法所获得的设计方案相比, 取得了良好的优化效果。基于MATLAB优化工具箱求解优化问题, 编程工作量小, 参数输入简便, 是一种实用的优化设计方法。

参考文献

[1]孙靖民.机械优化设计[M].北京:机械工业出版社, 2005.

[2]邓晓红.圆柱齿轮减速器优化设计的方法[J].闽江学院学报, 2004, 25 (5) :38-40.

[3]方世杰.机械优化设计[M].北京:机械工业出版社, 2003.

[4]郭仁生.优化设计应用[M].北京:电子工业出版社, 2003.

[5]齿轮手册编委会.齿轮手册:上册[M].北京:机械工业出版社, 2000.

[6]范进桢, 张文明, 申炎华, 等.齿轮变速箱的集成稳健优化设计[J].机械传动, 2007, 31 (1) :25-27.

减速器的设计报告 篇7

关键词：电控单元；Icepak；热仿真；优化设计

引言

电控单元是自动变速器控制部分的核心部件，用于控制自动变速器自动换档。它一般会安装在发动机内或者变速器的壳体上，工作环境温度很高，温度可达85℃ 到 110℃度之间。

对于变速器电控单元来说，过高的温度可以使电子器件的特性改变，寿命降低，严重时会烧毁器件。

所以说热设计对于电控单元十分重要， 但是目前的电控单元的热设计都是基于经验的设计，需要制作大量的样件做测试，不但开发成本高，而且费时费力 在本文中，通过应用CAE分析工具Icepak对设计进行热仿真，然后对设计进行评估并改进，可以在较短的时间内得到合理的设计。

1.应用Icepak对电控单元热分析仿真

对于热分析软件来说，目前大多数采用有限体积法。本文中应用的热分析软件Icepak即采用此方法。Icepak是目前一款常用的电子产品热分析软件，由著名的计算流体力学软件公司Fluent开发，广泛应用于通讯和汽车电子领域，本软件可以解决产品系统级，PCB板级和芯片级的散热问题，可以分析产品内部的温度场，速度场和压力场，从多角度分析产品的性能。

1.1 设计介绍

电控单元的设计由底板，外壳，连接器，PCB（Printed Circuit Board）和电子器件，以及导热胶组成。底板为电控单元的散热器件，材料为铝合金，外壳材料为低碳钢，主要作用是保护电子器件，PCB板上贴装了所有的电子器件，其材料为FR4。另外，在PCB和底板之间涂有导热胶，以降低底板与PCB间的热阻。

1.2仿真模型建立

根据电控单元的结构在软件内建模并划分网格，为了简化计算，模型在不影响仿真结果的前提下做了适当的简化，模型如下图所示

2.结果分析与设计优化

2.1 结果分析

根据以上的网格划分和边界调解设置，进行仿真计算后结果如下图所示：

通过上面图5中电控单元内部的温度场分布云图分析，我们可以对当前的设计得出下面的结论：

1）整个电控单元的温度很高，电子器件的温度大都超过了130℃，PCB的许用温度为125℃，PCB已经超过了它的温度极限。

2）电控单元上的局部区域温度过高，达到了154.2℃，为电源调压芯片T402/VP， 另外电源芯片IC402和处理器（CPU）的温度也很高，达到了136.1℃和136.5℃，两个器件温度已经超出了安全工作温度极限。

3）虽然逻辑电路部分器件发热功率低，但是受其发热大的器件影响，整体温度也很高，目前已经接近其工作温度极限。

鉴于以上的仿真结果，当前的设计不能满足电子器件工作温度的要求，需要改进设计以降低整个电控单元的温度。

2.2设计优化

基于仿真结果的分析，从以下四点改进电控单元的设计：

1）针对电源部分和功率器件部分过热的问题，我们将电源分压器件T402/VPR的MOSFET用发热功率低的器件代替，以降低其发热功率。

2）在PCB内增加一层散热铜箔，提高PCB的导热能力

3）增加底板上散热片的数量和散热片的高度

4）将导热胶更换为导热系数更高的导热胶，导热系数提高到4.0W/m-K

2.3仿真结果与实验测试结果对比

软件的仿真结果是在模型简化和在很多外界条件假设已知的情况下完成的，是在一种理想的条件下仿真计算的，没有考虑实际情况下外界的变化。因此，仿真结果不可避免的与实际测试存在着偏差。

因此为了验证仿真结果的有效性，制作了样品进行实际的温度测试。实际的温度测试是通过专用高导热胶水将热电偶粘结在电子器件的表面，然后将测试样品放入温箱内并将温箱加热到测试温度，待电控单元温度稳定后记录各电子器件的温度。即可得到电子器件的实际温度。热电偶测量精度高，此种方法测试结果十分准确。

我们通过比较仿真与实测的温度差来判定仿真结果的有效性。为了便于比较，只选取了10个测试点。比较的结果如表3所示，在10个结果中，多数的测试结果与仿真结果的偏差在5℃以内，只有2个的器件的温度差异在5℃-8℃之间。仿真结果与实测结果差异不大，可以说明仿真结果是可信的，其对电控单元的设计优化也是合理的。从中我们可以得出结论，在温度差异要求不是很大的情况下可以通过仿真来替代实际测试，这种方法可以用在产品开发早期阶段对产品热性能评估。

3.结語

通过仿真结果和实际测试结果对比，我们发现测试结果和仿真结果误差较小，证明了仿真结果的有效性。这为电子产品设计提供了一种可信、快速的热分析方法。随着计算机技术及数值分析技术的发展，CAE仿真技术在产品开发中的应用会更加广泛，在电子产品设计中会起到越来越重要的作用。

参考文献：

[1]段成悌， 赵惇殳，蒋全兴.电子设备结构设计原理，东南大学出版社，东南大学出版社，2005年

[2]苏亚欣，传热学，华中科技大学出版社，2009年

[3]余建祖，高红霞，谢永奇.电子设备热设计及分析技术， 北京航空航天大学出版社，2008年

减速器课程设计常见错误 篇8

装配图的一些常见错误及简化画法

本部分材料来自西北工大李育锡教授编写的教材参考资料，作为课程设计材料的补充。文中所列错误，在历届课程设计中常见。第四节 装配图的一些常见错误和简化画法 在设计和绘制减速器装配图的过程中，要认真参考有关图例，以及机械制图和机械设计等教材，减少图中的错误。在装配图中，有些细节结构是可以简化的，例如小的圆角和倒角，砂轮越程槽、退刀槽、箱体螺栓处的沉头座坑等可以不画出，使零件的装配关系更加清晰。有些不明显的或不影响读图的相贯线可以不画出，这有利于正确反映装配关系。下面通过图例来说明装配图中的一些简化画法和一些常见错误。

一、关于简化画法 在图8-3a中，轴承端盖处和轴肩处的砂轮越程槽、箱体螺栓处的沉头座坑可以不画出（图8-3b），但在画零件图时，这些细节是不能简化的。轴承端盖上进油缺口不必按投影关系细化画出，采用简化画法（图8-3b）既简单，又有利于读图。a）细化画法 b）简化画法 图8-3 装配图的局部结构 在图8-4a中，轴上的圆角以及轴上键槽与键连接处的相贯线也不用细化，应采用简化画法（图8-4b）。a）细化画法 b）简化画法 图8-4 轴与键的结构

二、轴、轴承及齿轮等方面的错误及改正 在图8-5a中，轴伸出段的截断画法不正确，应尽量将轴的伸出段全部画出，如果由于图纸面积所限需要将轴截去一部分时，应当截去轴伸出段的中间部分，保留轴头部分（图8-5b）。在图8-5a中，箱体底部的加工面积过大，应当减小；箱底凸缘的尺寸偏小，应当加大，以满足地脚螺栓的扳手空间尺寸。改正见图8-5b。

a）错误 b）正确 图8-5 减速器的局部结构 在图8-6a中，套杯凸缘与箱体之间的调整垫片是用于调整小锥齿轮的轴向位置的，轴承端盖与套杯端面之间的调整垫片是用于调整轴承间隙的，这两处的调整垫片都是由一组薄的软钢片（例如08F）组成的，因此剖开处只能涂黑（图8-6b），不能画成非金属网格线或金属剖面线。套杯处轴承端盖的凸缘部分不能采用普通轴承端盖的尺寸（图8-6a），因为轴承盖螺钉要穿过套杯凸缘拧在箱体上，所以轴承端盖和套杯的凸缘尺寸都应放大（图8-6b）。轴承端盖通常为铸铁材料，轴承盖外端面应内凹一些以减少加工面积，轴承盖与轴之间应有间隙，以免发生滑磨；小锥齿轮轴缺少轴向定位。改正见图8-6b。a）错误 b）正确 图8-6 小锥齿轮轴系局部结构 在图8-7a中，嵌入式轴承盖的径向结构出现过定位，应当在榫槽的径向留有间隙（图8-7b），使用嵌入式轴承盖时，不能采用一组薄垫片来调整轴承间隙（图8-7a），应当采用单一的调整环零件。调整环剖面处为金属剖面线（图8-7b），不应涂黑，通过更换不同厚度调整环的方法来调整轴承间隙。图8-7a中轴的端面伸出轴承，将影响装拆调整环。因此，轴的端部不能伸出轴承（图8-7b）。a）错误 b）正确 图8-7 嵌入式轴承端盖连接结构

在图8-8a中，轴肩过高影响轴承的拆卸；轴承盖与轴之间没有间隙将产生滑磨；轴上有配合要求的轴段前没有轴肩，既增加了轴精加工的成本，又增加了装拆难度。改正见图8-8b。a）错误 b）正确 图8-8 轴系的局部结构 在图8-9a中，小齿轮与大齿轮宽度相等，这种设计不好，这增加了加工和装配的精度要求，否则就不能保证齿轮的啮合宽度要求；轴与齿轮的配合段等长，不能保证齿轮的可靠固定；小齿轮齿根圆到轴孔的壁厚看似还合适，但键槽处的齿轮壁厚太薄；齿轮啮合处的画法不正确。改正如图8-9b。齿轮的啮合处一般不画出被压轮齿的齿顶虚线，也可以画出齿顶虚线；可以采用图示的大齿轮的齿在上的画法，也可以采用小齿轮的齿在上的画法。a）错误 b）正确 图8-9 齿轮与轴的局部结构 在图8-10a中，甩油环不应与箱体内壁平齐，否则箱体壁面流下的油不易被甩掉，而会由甩油环的径向间隙进入轴承室；齿轮不剖开时，齿根圆不必画出；齿轮局部剖开处的细实线不能截止在齿轮内部；斜齿轮上画出齿的斜向为好。改正见图8-10b。a）错误 b）正确 图8-10 齿轮与轴的局部结构 在图8-11a中，小锥齿轮的齿顶圆大于套杯孔径，不便于齿轮轴及轴上零件的装拆；轴肩与轴承内圈等高不便于轴承的拆装。改正见图8-11b。3

a）错误 b）正确 图8-11 小锥齿轮轴系局部结构 在图8-12a中，油沟在轴承左侧处和螺栓孔处要漏油；轴承盖上通常开设4个缺口，以保证润滑油能流进轴承室，图8-12a中轴承盖少下部缺口；为了使轴承端盖上的缺口在偏离分箱面时，仍能保证轴承室可靠进油，应当在轴承盖上加工环形阶梯。改正见图8-12b。a）错误 b）正确 图8-12 油润滑轴承的局部结构

三、箱体及附件等方面的错误及改正 在图8-13a中，分箱面处的点划线有错，应当改为粗实线（轴承盖处除外）；轴承采用油润滑，但润滑油无法流入油沟；螺栓连接画法有错；油尺的位置太低，不能正确指示油面，而且，润滑油易从油尺插孔处漏出；放油塞位置偏高，不能将油全部排出。改正见图8-13b。箱座地脚螺栓孔处的剖面线的斜向以及疏密程度有错，应当与箱座其他部位的剖面线一致。在减速器装配图中，同一零件在同一视图中或在不同视图中，其剖面线的斜向和疏密程度应当是相同的，画剖面线时应当注意。a）错误 b）正确 图8-13 减速器的局部结构（轴承采用油润滑）在图8-14a中，油池底部到大齿轮齿顶圆的距离太小，齿轮转动时易将池底的杂物搅起；放油塞处箱体结构有错。改正见图8-14b。4

自动变速器 实习报告 篇9

实习目的通过实习加深我们对汽车行业在国民经济中所处的地位以及作用的认识，巩固专业思想，激发学习热情。亲身了解当今汽车服务市场现状以及熟悉汽车修理环境、修理工具。为将来工作打下坚实的基础。

通过现场维修实习以及企业员工的交流引导，将理论与实践相结合，把所学的理论知识加以印证、深化、巩固以及充实，培养和分析并解决在日后工作中遇到的各种问题，为后继专业知识的学习、课程的设计打下坚实的根基。

维修实习是对我们来说是一次综合能力的培养以及训练。在整个实习过程当中能充分调动我们的主观自觉性，深入细致地认真察看、实践，使自己的动手能力得到提高。

实习内容

在为期几个月的实习中，我们结合了《汽车底盘技术》的学习，更深入地了解了自动变速器的构造和原理，甚至我认为比起课堂上更加有效果，毕竟工科是一门实践科学，我们需要更多的经验，以前只有在课本上的理论性的认识，这次则是实践中的深入性的认识。通过这次实习使我学到很多书本上学不到的东西，多多少少的使我们加深了对课本知识的了解。通过这次拆装实习，让我深刻的体会到做任何事情都必须认真对待，都必须付出汗水和努力。通过分解和装配，不仅把理论和实践紧密的结合起来，而且还加深了对汽车组成、结构、部件的工作原理的了解，也初步掌握了拆装的基本要求和一般的工艺线路，同时也加深了对工具的使用和了解。

初进维修店。我们首先被安排到了自动变的专修部门，对于这个部门我十分的高兴因为它可以将我所学的自动变的专业知识应用到实际当中，解决实际问题。刚进厂的时候，我们先跟着老师傅们学习工作流程以及工作注意事项，工作中对一些简单的故障在师傅的带领下协助完成。

在后来的一段时间，我们已经能独立的完成一些简单的维修与维护，对于自动变的维护，让我记忆最新的就是ATF（自动变速器油）的更换。

在进行自动变速器维护时，对atf的检查是极其重要的工作。检查内容主要包括油质检查、油量检查和漏油检查。1.油质检查，检查油质、颜色、气味和杂质，确认atf是否过热变质。油染成红色，油质清澈纯净，如颜色变黑、有烧焦味且含有杂质，则予更换。2.油量检查，自动变速器中油面的高低对变速器的性能影响很大。若油面过高，旋转机件旋转时剧烈搅动油液并产生气泡，气泡混入atf内，会降低液压回路的油压，影响控制阀的正常工作。同时，还会引起离合器、制动器打滑，加剧磨损。若油面过低，油泵吸入空气或油液中渗入空气，同样导致产生前述类似的问题。另外油面过低还会使润滑冷却条件变差，加速atf的氧化变质。一般加入自动变速器中的油液数量，应保证在液力变矩器及各操纵油缸充满以后，变速器中油面高度低于行星齿轮等旋转件的最低点，高出阀体与变速器壳体的接合面。

在自动变速器中，atf液面的高低与油液的温度和变速器的工作状况有关。温度升高油面也升高，当自动变速器正常运转时，atf充注在变矩器和各油缸油

道内，液面下降，熄火后，油面会升高。因此油面高度的检查是在规定的条件下进行。具体检查方法不同厂家的规定各不相同，应按维修手册进行。自动变速器达到规定行驶里程或放置一年以上必须更换全部油液，同时还应更换atf滤清器。换油时必须使用规定型号的atf。具体换油里程、换油方法、用油规格依厂家维修手册规定进行，下面以高尔夫为例说明。确定atf的型号为dexronⅱ型。首先取下放油孔塞，放出atf，更换新衬垫后装回拧紧；然后通过加油管加入新atf，对于a540型容量6.5l换油加注量2.5l，对于a140型容量5.6l换油加注量2.5l；最后按上面介绍的方法检查油面高度，并调到为规定值。采用传统的方法更换旧油只能排放或填充atf总容量的1/2，（如捷达都市先锋01m自动变速器atf总容量5.3l，换油量3l；奥迪a6自动变速器atf总容量5.4l，换油量3l。）这样，残留下来的旧油会污染新的变速器油，而新旧油混合后，必然会影响自动变速器各方面的性能。若用专用的换油设备，就能彻底将旧的变速器油全部排尽，而且在排放的同时填装等量的相同规格的新变速器油。

在实习即将结束的时候，老师傅们将他们多年来总结的自动变速器的维护经验一一告诉了我们，我感觉这对我们非常的有用，让我们在以后的工作中少走了许多的弯路。

自动变速器维护常识

a.自动变速器出现故障时应首先考虑常见的故障部位。自动变速器有许多故障现象的原因可能涉及机、电、液多个系统，但自动变速器中液压系统的各个液压阀、液力变矩器等一般出现故障的概率较小，较常见的是：自动变速器油面高度不当或油质变差、节气门拉杆或选档杆等联动装置松动或调节不当、发动机怠速不良等；液压系统出现漏油而使油压不足；电控系统线路插接器松动而使电路接触不良。

b.当电控自动变速器电子控制系统出现故障时，故障自诊断系统会记录故障代码，因此，在检修前应先进行故障自诊断操作。

c.在未确定故障的大致范围之前，不要盲目解体自动变速器，而要充分利用自动变速器的性能试验确定故障范围。通过自动变速器性能试验可区分故障是液压控制系统还是电子控制系统或是机械系统。通过性能试验还可大致判断也是液压控制系统哪一部分的故障。这样做可以避免一些不必要的拆卸，对迅速找到故障部位极为有利。

d.如果自动变速器发生故障需拖回修理厂，应把传动轴拆掉后用牵引车拖回，或者把驱动轮抬起后用牵引车拖回。在自动变速器无故障而需要拖车时，则只需将选档操纵手柄置于N档位即可拖车，但牵引的速度不能超过30km/h，牵引的距离不能超过30km。如果牵引的距离超过30km，则也需要拆下传动轴或将驱动轮抬起后才能用牵引车牵引。

e.在自动变速器需要解体时，应彻底清洁自动变速器外壳，以避免解体后自动变速器内部的精密液压元件受灰尘或其他杂质的污染。另外，应在清洁的场地进行自动变速器解体。

f.应用尼龙布或纸将零件擦净，而不要用普通的棉纱，否则，棉纱留下的棉绒会影响自动变速器的正常工作。

g.解体时，拆下的零件一定要按顺序排放在零件架上，以便能按正确的位置将其装回和避免漏装某个零件。在重新组装自动变速器之前，应用普通的非易燃溶剂仔细地清洗所有的零件；衬垫和O型圈等密封件均为一次性零件，因此在组装时，都要换新的；组装时，应给所有零件涂上一层自动变速器油，在O型圈上可涂凡士林，以便于安装，但不得使用其他的润滑脂，在组装时要特别注意不要损伤O型圈和衬垫等密封零件；离合器和制动器的摩擦片在组装以前应在清洁的自动变速器油中浸泡1h以上。自动变速器拆修后，应用新的自动变速器油将其充满。

实习体会

虽然我们在这家公司实习的时间很短，但是我们在这家公司去学到了很多我们想学习到的知识，使我们对汽车行业有了更进一步的了解，我知道自己在学校学到的东西很少，还有很多是我们不知道的。在实习期间我们认真和师傅们学习汽车方面的知识，积极动手，培养了我们吃苦耐劳的精神，认真了解是车身的构造。完成了汽车拆装的目的，达到了我们实习的要求，我们在企业里，了解到很多企业文化和企业管理体制。使我们不紧在自己的专业有了突破，也在学习到许多关于企业管理方面的知识。总体来说我成功的完成了这次实习，为我以后的工作道路上起着很重要的作用。