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1. 數(shù)據(jù)是第七組數(shù)據(jù)：卷筒直徑320，速度0.75，轉(zhuǎn)矩760。
2. 一個齒輪是斜齒輪（高速）。一個齒輪是直齒輪（低速）。
3. 兩個齒輪中心距和控制在280。
4. 之后1:1放到A0圖紙上。不要超出，規(guī)劃好。
目 錄
課程設計任務書 1
一 電動機的選擇 2
二 分配傳動比 4
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 4
四 V帶傳動的設計 5
五 高速級齒輪傳動設計 9
六 低速級齒輪的設計 14
七 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計 18
八 滾動軸承及鍵的校和計算壽命 25
九 潤滑與密封 29
十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 30
總結(jié) 31
參考文獻 32
課程設計任務書
設計一用于帶式輸送機傳動用的兩級圓柱齒輪減速器
給定數(shù)據(jù)及使用要求：
1. 已知參數(shù)
卷筒直徑：D=320mm
運輸帶速度： V=0.75m/s
運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩：T=760N.m
2.單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷有輕微震動；
4. 單班制工作，使用期限10年
4.減速器小批量生產(chǎn)
5.運輸帶速度允許誤差為±5％
6.其他要求：
高速級斜齒輪、低速級直齒輪傳動，兩個齒輪中心距和控制在280mm
7.傳動簡圖如下：
圖1-1 傳動簡圖
一 電動機的選擇
1.1選擇電動機類型
電動機是標準部件。因為室內(nèi)工作，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。
1.2 電動機容量的選擇
1）運輸機所需要的功率為：
其中：T=760N.m，V=0.75m/s，D=320mm得
2）電動機的輸出功率為
——電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。
取V帶傳動效率，圓柱齒輪傳動效率，球軸承效率，聯(lián)軸器的傳動效率，電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率為：
3）電動機所需功率為：
因有輕微震動 ，電動機額定功率只需略大于即可，查《機械設計手冊》表19-1選取電動機額定功率為5.5kw。
1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇
滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：
展開式二級減速器推薦的傳動比為：
V帶的傳動比為：
得總推薦傳動比為：
所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500、3000r/min。
綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。
型號為Y132S-4，滿載轉(zhuǎn)速，功率5.5。
二 分配傳動比
2.1 總傳動比為
2.2分配傳動比
為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，選V帶傳動比：；
則減速器的傳動比為：；
考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.3，取
則：；
；
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
3.1各軸的轉(zhuǎn)速：
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
滾筒軸
3.2各軸的輸入功率：
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：
電機軸 ；
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
3.4整理列表
軸名
功率
轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速
電機軸
4.023
26.68
1440
1
3.862
64.03
576
2
3.75
248.7
144
3
3.64
777.33
44.72
四 V帶傳動的設計
4.1 V帶的基本參數(shù)
1）確定計算功率：
已知：；；
查《機械設計基礎》表13-8得工況系數(shù)：；
則：
2）選取V帶型號：
根據(jù)、查《機械設計基礎》圖13-15選用A型V帶,
3）確定大、小帶輪的基準直徑
（1）初選小帶輪的基準直徑：
；
（2）計算大帶輪基準直徑：
；
圓整取，誤差小于5%，是允許的。
4）驗算帶速：
帶的速度合適。
5）確定V帶的基準長度和傳動中心距：
中心距：
初選中心距
（2）基準長度：
對于A型帶選用
（3）實際中心距：
6）驗算主動輪上的包角：
由
得
主動輪上的包角合適。
7）計算V帶的根數(shù)：
，查《機械設計基礎》表13-3 得：
；
（2），查表得：；
（3）由查表得，包角修正系數(shù)
（4）由，與V帶型號A型查表得：
綜上數(shù)據(jù)，得
取合適。
8）計算預緊力（初拉力）：
根據(jù)帶型A型查《機械設計基礎》表13-1得：
9）計算作用在軸上的壓軸力：
其中為小帶輪的包角。
10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：
帶型
帶輪基準直徑(mm)
傳動比
基準長度(mm)
A
2.5
1000
中心距（mm）
根數(shù)
初拉力(N)
壓軸力(N)
275
7
95.4
1324.5
4.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設計
1）帶輪的材料：
采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）
2）帶輪的結(jié)構(gòu)形式：
V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準直徑有關。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪。
五 高速級齒輪傳動設計
5.1齒輪的類型
1）依照設計要求，本設計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查《機械設計基礎》表11-2，選用8級精度。
3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為30CrMnSi（調(diào)質(zhì)）硬度為340HBS，大齒輪材料為30CrMnSi（調(diào)質(zhì)）硬度為320HBS，兩者材料硬度差為20HBS。
（1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
查《機械設計基礎》表11-5，取，。
查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。
（2）由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
（3）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù)
（4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
（5）計算接觸疲勞強度許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得
4）螺旋角：8°<β<20°,初選β=15°
5）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：；
大齒輪齒數(shù)：
5.2尺面接觸強度較合
1、
（1）取載荷
（2）兩支承相對小齒輪非對稱分布，故取
（3）， ，
2、計算模數(shù)
，查表取
3、,取整b=38mm
4、計算齒輪圓周速度
5.3按輪齒彎曲強度設計計算
因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。
1）法向模數(shù)
2）查《機械設計基礎》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3
3）查《機械設計基礎》表11-6，得齒寬系數(shù)
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式１０－１２得
4）小齒輪上的轉(zhuǎn)矩
5）齒形系數(shù)
查《機械設計基礎》圖11-8得：，
查《機械設計基礎》圖11-9得：，
因為
和比較
大齒輪的數(shù)值較大。
6）法向模數(shù)
對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù),于是由
，取23，則
7）中心距
圓整為120mm。
8）確定螺旋角：
9）確定齒輪的分度圓直徑：
10）齒輪寬度：
圓整為40 mm
圓整后??；。
11）重合度確定
，查表得
所以
=
12）齒輪尺寸表：
將幾何尺寸匯于表：
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
端面模數(shù)
2
螺旋角
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
120mm
5.4 驗算齒面接觸強度
可知是安全的
校核安全。
5.5驗算齒面彎曲強度
校核安全
六 低速級齒輪的設計
6.1選精度等級、材料和齒數(shù)
采用7級精度，選擇小齒輪材料為30CrMnSi（調(diào)質(zhì)）硬度為340HBS，大齒輪材料為30CrMnSi（調(diào)質(zhì)）硬度為320HBS，兩者材料硬度差為20HBS。
選小齒輪齒數(shù)，
大齒輪齒數(shù)
則實際傳動比：，傳動誤差小于5％，合適。
6.2按齒面接觸疲勞強度設計
由設計計算公式進行試算，即
1） 確定公式各計算數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3）小齒輪相對兩支承非對稱分布，選取齒寬系數(shù)
（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
（6）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù)
（7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
（8）計算接觸疲勞強度許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得
（9）計算
試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值
計算圓周速度v
計算齒寬b
計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)
齒高
計算載荷系數(shù)K
根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù)
假設，由表查得
由于載荷平穩(wěn)，由表5.2查得使用系數(shù)
由表查得
查得
故載荷系數(shù)
（10）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得
（11）計算模數(shù)ｍ
6.3按齒根彎曲強度設計
彎曲強度的設計公式為
（1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式１０－１２得
計算載荷系數(shù)
（2）查取齒形系數(shù)
由表6.4查得
（3）查取應力校正系數(shù) 由表6.4查得
（4）計算大小齒輪的，并比較
大齒輪的數(shù)據(jù)大
（5）設計計算
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.65mm
考慮到兩級齒輪中心距之和為280mm，上述已求得高速級中心距為120mm
則低速級中心距級
故有：（為偶數(shù)）而為整數(shù)
所以在保證齒輪強度情況下必須取模數(shù)m為偶數(shù)，故取標準值m＝4mm
并按接觸強度算得的分度圓直徑
算出小齒輪齒數(shù) 取
大齒輪齒數(shù) 取
6.4幾何尺寸計算
（1）計算分度圓直徑
（2）計算中心距 滿足要求
（3）計算齒寬寬度取60mm
6.5驗算
合適
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
齒數(shù)
Z
19，61
2
模數(shù)
m
4mm
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
七 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計
7.1 軸1的設計
1） 軸1的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩：
P1=3.862Kw，n1=576n/min，T1=64.03N.m
2）求作用在齒輪上的力
周向分力為：Ft=2T2/ dm1=2*64.03/0.048=1414.7N
垂直于分度圓力為：F′= Fttgα=1414.7*tg18.43=471.4N
徑向分力為：Fr1= F′cosб1=447.3N
軸向分力為Fa1= F′sinб1=149N
法向載荷為Fn= Ft/cosα=1505.5N，如圖：
3）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計-表15-3，取，于是得：
該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且這是安裝大帶輪的直徑，取22mm。
軸的結(jié)構(gòu)設計：
為了滿足帶輪的軸向定位，Ⅰ-Ⅱ軸段右端要有一軸肩，故?、?Ⅲ段直徑為dⅡ-Ⅲ=28mm。
初步選定滾動軸承，因軸承不受徑向力，根據(jù)dⅡ-Ⅲ=23mm，取用6206型號深溝球軸承，其尺寸為d×D×T=30mm×62mm×16mm，則有dⅢ-Ⅳ=dⅤ-Ⅵ=30mm，LⅡ=16mm，軸承中間處用軸肩定位，這段取直徑dⅣ-Ⅴ=35mm。
右端軸承與齒輪之間應有一套同固定，Ⅴ-Ⅵ長應為：取套同長12mm，則LⅤ-Ⅵ=28mm。
齒輪為齒輪軸此軸段長LⅥ-Ⅶ=40mm。
取軸承端蓋總寬為32mm，外端面與大帶輪右端面間距離為10mm，故取LⅡ-Ⅲ=42mm。
結(jié)合箱體結(jié)構(gòu)，取LⅣ-Ⅴ=76mm。
軸上零件的周向定位：聯(lián)軸器與軸的周向定位均用平鍵聯(lián)接。按dⅥ-Ⅶ=18mm由查得平鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用銑刀加工，長40mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H6/n5。
求軸上的載荷：先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承支點的位置時，從查得a=13.8mm，因此作出簡支梁的軸支承夸距：為L=86.9mm。由上可知B 截面為危險截面。將B面的個數(shù)列于下表：
載荷
水平面
垂直面
支反力
FNH1=340.43N FNH2=1049.86N
FNV1=117.71N FNV2=363.01N
彎矩
MH=29821.72Nmm
MV1=10311.444Nmm
總彎矩
M=31554.09Nmm
扭矩
T2=64.03Nm
按彎扭合成應力教核軸的強度：由式及上表的數(shù)值，取α=0.6，軸的計算應力為：
26.4Mpa
因為軸的材料前以選定為45鋼，由表查得其[σ-1]=60Mpa，故安全。
7.2軸2的設計：
1） 軸2的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩：
P2=3.75Kw，n2=144n/min，T2=248.7N.m
2） 求作用在齒輪上的力
（1）求作用在低速級小齒輪上的力
圓周力：
徑向力：
軸向力：
（2）求作用在高速級大齒輪上的力。因大齒輪為從動輪，所以作用在其上的力與主動輪上的力大小相等方向相反。
圓周力：
徑向力：
軸向力：
3）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計-表15-3，取，于是得：
該軸有兩處鍵槽，軸徑應增加5~10%，Ⅱ軸的最小直徑顯然是軸承處軸的直徑和，故
4）軸的結(jié)構(gòu)設計
（1）擬定軸上零件的裝配方案
（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
(a)初步選擇滾動軸承。因軸承不受軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，根據(jù) ，選取0基本游隙組，標準精度級的單列深溝球軸承6207型，其尺寸為，得：
軸段取安裝齒輪處的Ⅱ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅴ取，根據(jù)齒輪寬并為保證齒輪定位準確軸段適當縮短1~2mm，故：，
軸段Ⅲ-Ⅳ為兩側(cè)齒輪定位軸環(huán)，根據(jù)箱體尺寸。(3)軸上零件的周向定位
齒輪采用平鍵聯(lián)接，按，查機械設計表得平鍵截面，聯(lián)接小圓柱齒輪的平鍵長度為36mm，聯(lián)接大圓柱齒輪的平鍵長度為50mm.
5）求軸上的載荷
對于6207型深溝球軸承，
計得：，，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示
載荷
水平面
垂直面
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
6）按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即圓柱齒輪的截面，取，軸的計算應力：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計表，查得，因此，安全。
7.3 軸3及其軸承裝置、鍵的設計
1）3軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3
，，
2）求作用在齒輪上的力
圓周力：
徑向力：
軸向力：
3）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計表11.3，取，于是得：
該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。
按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計手冊選用TL9型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為10000N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為50mm，故?。话肼?lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。
4）軸的結(jié)構(gòu)設計
（1）擬定軸上零件的裝配方案
（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，ⅤⅡ-ⅤⅢ軸段左端需制出軸肩，故?、酡?ⅤⅡ段的直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故ⅤⅡ-ⅤⅢ段的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。根據(jù)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6212，其尺寸為，故，而，滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，因此，取.
(c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為56mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則，。因Ⅱ、Ⅲ兩軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。。。
3）軸上零件的周向定位
查機械設計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面
4）求軸上的載荷
對于6209型深溝球軸承，
載荷
水平面
垂直面
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
5) 按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即安裝齒輪處，取，軸的計算應力：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計，
查得，因此，安全。
計得：，，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示。
八 滾動軸承及鍵的校和計算壽命
8.1輸入軸的軸承
1）.按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預期壽命取為：L'h＝29200h
由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，
軸向力為Fa1=159.90N，
2）．初步選擇滾動軸承型號為6206，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。
3）．徑向當量動載荷
動載荷為，查得，則有
由式13-5得
滿足要求。
8.2 輸入軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為
鍵的工作長度
，合適
8.3 2軸的軸承
（1）選擇的深溝球軸承型號為6207，尺寸為，基本額定動載荷。
（2） 當量動載荷
前面已求得，，，，
軸承 1、2受到的徑向載荷為：
軸承 1、2受到的軸向載荷為：
查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得
軸承的當量動載荷為：
按機械設計-表13-6查得
（3）驗算軸承壽命
因為，所以按軸承2的受力驗算。
對于滾子軸承，。
減速器的預定壽命
，合適。
8.4 3軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)接小圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為
聯(lián)接大圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，
，合適
，合適
8.5 輸出軸的軸承
（1）選擇的深溝球軸承型號為6212，尺寸為，基本額定動載荷。
（2） 當量動載荷
前面已求得
，，，
軸承 1、2受到的徑向載荷為：
軸承 1、2受到的軸向載荷為：
查簡明機械工程手冊-表7.7-39得
軸承的當量動載荷為：
按機械設計查得
（3）驗算軸承壽命
因為，所以按軸承1的受力驗算。
對于滾子軸承，。
減速器的預定壽命
，合適。
8.6輸出軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為
圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，
，合適
九 潤滑與密封
9.1潤滑方式的選擇
齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。
根據(jù)I，II，III軸的速度因子，I，II，III軸的軸承用脂潤滑
9.2密封方式的選擇
由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封
9.3潤滑油的選擇
因為該減速器屬于一般減速器，查機械設計課程設計可選用中負載
工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。
十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸
1
箱座壁厚
，
2
箱蓋壁厚
3
箱座凸緣厚度
4
箱蓋凸緣厚度
5
箱座底凸緣厚度
6
地底螺釘直徑
，取M20
7
地底螺釘數(shù)目
8
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
，取M14
9
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑
取M10
10
聯(lián)接螺栓的間距
12
窺視孔蓋螺釘直徑
,取M6
13
定位銷直徑
14
，，至外箱壁距離
15
軸承旁凸臺半徑
16
凸臺高度
17
箱體外壁至軸承座端面距離
19
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
20
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
21
箱蓋，箱座筋厚
，
22
軸承端蓋外徑
23
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
24
大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離
25
箱底至箱底內(nèi)壁的距離
26
減速器中心高
27
箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離
28
軸承端蓋凸緣厚度
29
軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離
30
旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離
31
齒輪頂圓至軸表面的距離
總 結(jié)
從設計過程中，我復習了以前學過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。
只有做了才真正明白什么是什么.通過這次的設計,極大的提高了我們對機械設計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用。
由于課程設計過程及工程設計本身的固有特性要求我們在設計過程中稟承仔細、認真、耐心、實事求是的態(tài)度去完成這項課程，也提高了我們各個方面的素質(zhì)。
現(xiàn)在我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)設計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學到很多東西。
參考文獻
1．《機械設計》楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學出版社
2．《機械設計課程設計指導書》第二版 龔溎義主編，高等教育出版社
3．《機械設計課程設計手冊》第3版，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社
4．《機械精度設計檢測》應琴主編，西南交通大學出版社
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