一級齒輪減速器帶傳動設計計算說明書[共35頁]

-作者: _ -日期: _一級齒輪減速器帶傳動設計計算說明書 目錄目一、 設計任務書-2二、 傳動方案的分析與擬定-3三、 電動機的選擇計算-4四、 傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算-6五、 傳動零件的設計計算-8六、 軸的設計計算-16七、 滾動軸承的選擇和計算-25八、 鍵連接的選擇和計算-28九、 聯軸器的選擇-29十、 減速器的潤滑方式和密封類型的選擇潤滑油的牌號選擇和裝油量計算-30十一、鑄造減速器箱體的主要結構尺寸-31十二、設計小結-32十三、參考文獻-33一、 設計任務書1.1 機械課程設計的目的 課程設計是機械設計課程中的最后一個教學環(huán)節(jié)，也是第一次對學生進行較全面的機械設計訓練。其目的是：1. 通過課程設計，綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論和實際知識，來解決工程實際中的具體設計問題。通過設計實踐，掌握機械設計的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力。2. 培養(yǎng)機械設計的能力，通過傳動方案的擬定，設計計算，結構設計，查閱有關標準和規(guī)范及編寫設計計算說明書等各個環(huán)節(jié)，要求學生掌握一般機械傳動裝置的設計內容、步驟和方法，并在設計構思設計技能等方面得到相應的鍛煉。1.2 設計題目設計運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪一級減速器。1.3 工作與生產條件兩班制工作，常溫下連續(xù)單向運轉，空載起動，載荷平穩(wěn)，室內工作，環(huán)境有輕度粉塵，每年工作300 天，減速器設計壽命10 年，電壓為三相交流電（220V/380V）.運輸帶允許速度誤差： 51.4 設計要求根據給定的工況參數，選擇適當的電動機、選取聯軸器、設計V帶傳動、設計一級齒輪減速器（所有的軸、齒輪、軸承、減速箱體、箱蓋以及其他附件）和與輸送帶連接的聯軸器。滾筒及運輸帶效率h=0.96，工作時，載荷有輕微沖擊。室內工作，水分和顆粒為正常狀態(tài)，產品生產批量為成批生產。1.5原始數據 見下表表1 原始數據輸送帶拉力F (N)輸送帶速度v (m/s)驅動帶輪直徑D (m)40000.93501.6設計內容1.6.1確定傳動裝置的類型，畫出機械系統傳動簡圖。1.6.2選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數計算。1.6.3傳動裝置中的傳動零件設計計算。1.6.4繪制傳動裝置中一級減速器裝配圖一張（A0）。1.6.5繪制高速軸齒輪軸、低速軸和低速軸大齒輪零件圖各一張（A3）。1.6.6編寫和提交設計計算說明書（電子版和紙版）各一份。 二、傳動方案的分析與擬定1、設計方案 單級圓柱齒輪減速器及帶傳動。2、原始數據（按學號分到第A16組）輸送帶拉力F (N)輸送帶速度v (m/s)驅動帶輪直徑D (m)40000.93503、工作與生產條件兩班制工作，常溫下連續(xù)單向運轉，空載起動，載荷平穩(wěn)，室內工作，環(huán)境有輕度粉塵，每年工作300 天，減速器設計壽命10 年，電壓為三相交流電（220V/380V），運輸帶允許速度誤差： 5。4、傳動方案的分析整體傳動方案主要分為兩部分，即帶傳動和齒輪傳動，由于帶傳動傳動平穩(wěn)，故放在高速級，減速器齒輪傳動放在帶傳動之后。由于滾筒的工作轉速較低，故減速器的齒輪傳動采用直齒圓柱齒輪嚙合傳動就好，又由于滾筒的工作載荷較大，故帶傳動的傳動比不宜過大，否則帶容易打滑。4、傳動方案的擬定（如下圖） 1、帶傳動 2、減速器 3、聯軸器 4、輸送帶 5、滾筒 6、電動機三、電動機的選擇計算（1）選擇電動機的類型： Y系列三相異步電動機（2）選擇電動機的功率 根據已知條件F、v和D，確定求出輸送帶的功率Pw 傳動裝置的總效率：式中各部分效率由機械設計基礎課程設計 邢琳、張秀芳主編82頁表8-20差得普通V帶傳動效率1 、一對滾動軸承（球軸承）的效率2 、閉式齒輪傳動效率3、剛性聯軸器效率4、卷筒傳動效率5取1=0.96，2=0.99，3=0.97，4=0.97，5=0.96那么有 電動機所需功率：式中，取載荷系數K = 1查機械設計課程設計表16-1，取電動機的額定功率 Ped=5.5kW（3）選擇電動機的轉速 滾筒的轉速： 由機械設計課程設計 朱文堅、黃平主編表2-1差得V帶傳動比常用值范圍，單級齒輪減速器傳動比則總傳動比范圍為 。故電動機轉速的可選范圍為2951178.6 r/min符合這一范圍的同步轉速有750和1000 r/min根據容量和轉速，由機械設計課程設計表16-1查出有兩種適用的電動機型號，故有兩種傳動方案可供選擇，如下表傳動方案電動機型號額定功率（kW）電動機轉速（r/min）傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y160M2-85.5750 710 14.462.89 52Y132M2-65.5 1000 960 19.5 3.9 5（4）確定電動機型號 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選擇方案2較為適合（在滿足傳動比范圍的條件下，有利于提高齒輪轉速，便于箱體潤滑設計）。因此，選用電機的型號和主要數據如下：電動機型號額定功率（kW）同步轉速（r/min）滿載轉速nm（r/min）Y132M2-65.510009602.02.0四、傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算1、傳動裝置的總傳動比： 又 取V帶傳動比： 單級圓柱齒輪減速器傳動比2、計算運動和動力參數（1）計算各軸的輸入功率電動機軸Pd = 4.14kW軸I（減速器高速軸） 軸II（減速器低速軸） 卷筒軸 （2）計算各軸的轉速電動機軸 軸I ： 軸II ：卷筒軸 ： （3）計算各軸的轉矩電動機軸 軸I 軸II 卷筒軸 把上述計算結果列于下表：軸號轉速n/(r/min)輸入功率P/kW輸入轉矩T/Nm傳動比i傳動效率電機軸9604.1441.18 3.90.96軸2463.97 154 5 0.96軸493.81 743 1 0.96卷筒軸493.66 713五、傳動零件的設計計算1、普通V帶的設計計算 傳動比： 兩班制，每天工作16小時電機軸輸入功率 電機軸轉速 1）確定計算功率式中取工作情況系數KA 由機械設計 第八版表8-7查得，取KA=1.32）選擇V帶的類型根據計算功率與小帶輪的轉速，查機械設計 第八版圖8-10，選擇A型V帶3) 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v 初選小帶輪的基準直徑 由機械設計 第八版表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑 驗算帶速v 由于5m/sv30m/s，故帶速合適。 計算大帶輪的基準直徑 根據機械設計 第八版表8-8，圓整為=450mm4）確定V帶的中心距a和基準長度 初定中心距 故，初定 計算帶所需的基準長度 由機械設計 第八版表8-2選帶的基準長度 計算實際中心距a 故中心距的變化范圍為5）驗算小帶輪上的包角 6）計算帶的根數z 計算單根V帶的額定功率由和查機械設計 第八版表8-4a得 根據，i1 = 3.9和A型帶，查機械設計 第八版表8-4b得查機械設計 第八版表8-5得查機械設計 第八版表8-2得故 計算V帶根數z 取5根7）計算單根V帶的初拉力的最小值 由機械設計 第八版表8-3得B型帶的單位長度質量q=0.1kg/m 所以 應使帶的實際初拉力8）計算壓軸力 9）帶輪的結構設計 材料選擇HT150小帶輪直徑300mm，采用腹板式大帶輪實景300mm，采用輪輻式機械設計 第八版表8-10差得各參數如下 小帶輪 大帶輪 基準寬度 11 11 基準線上槽深 2.75 2.75 基準線下槽深 8.7 8.7 槽間距 150.3 150.3槽邊距 9 9 輪緣厚 8 8外徑 112 450內徑 30 30 帶輪寬度 80 80 帶輪結構 實心式 輪輻式 槽型 A A結構如下圖所示2、齒輪傳動的設計計算 齒輪傳動傳動比i2 = 5，工作壽命10年，每年工作300天，每天兩班制，每班8小時。選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用直齒圓柱齒輪傳動卷筒機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）材料選擇 由機械設計 第八版表10-1選大、小齒輪的材料均為40Cr，并經調質及表面淬火，兩齒輪均為硬齒輪，齒面硬度均為4855HRC。初選小齒輪的齒數，大齒輪的齒數按齒面接觸強度設計 確定公式內的各計算值 試選載荷系數 小齒輪傳遞的轉矩 由機械設計 第八版表10-7選取齒寬系數 由機械設計 第八版表10-6查得齒輪材料的彈性影響系數 由機械設計 第八版表10-21d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 計算應力循環(huán)次數 j為齒輪每轉一周，同一齒面嚙合的次數，取j=1 為齒輪的工作壽命， 故 由機械設計 第八版表10-19取接觸疲勞壽命系數,計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1 計算 計算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值 計算圓周速度v 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比 模數 齒高 計算載荷系數 根據，7級精度，由機械設計 第八版表10-8查得動載荷系數；直齒輪選 由機械設計 第八版表10-2查得使用系數 由機械設計 第八版表10-4用插值法查得 7級精度、兩齒輪相對支承對稱布置取 由，查機械設計 第八版圖10-13得 故載荷系數 按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑 計算模數m 按齒根彎曲強度設計 由彎曲強度的設計公式 確定公式內的各計算數值 由機械設計 第八版圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲疲勞強度極限 由機械設計 第八版圖10-18取彎曲疲勞壽命系數, 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則 計算載荷系數K 查取齒形系數 由機械設計 第八版表10-5查得 ，查取應力校正系數 由機械設計 第八版表10-5查得 ，計算大、小齒輪的并加以比較 故小齒輪的較大設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，故可取由彎曲疲勞強度所算得的模數2.2，并就近圓整為標準值m=2.5，由接觸疲勞強度所算得的分度圓直徑算出小齒輪的齒數 取大齒輪的齒數 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。幾何尺寸計算計算分度圓直徑 計算中心距 計算齒輪寬度 取大齒輪寬度，小齒輪寬度則齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：（詳細見零件圖）計算大、小齒輪的齒頂高、齒根高和齒全高h取 計算大、小齒輪齒頂圓直徑 和齒根圓直徑 齒輪的結構設計 由于小齒輪的直徑很小，故暫定為齒輪軸結構，大齒輪采用孔板式結構，大齒輪結構設計如下 如圖所示（由后面軸的計算決定）取取六、軸的設計計算輸入軸（高速軸）的設計計算 選擇軸的材料，確定許用應力輸入軸為齒輪軸，故其材料應和小齒輪的材料一樣，選用40Cr，調質處理，由機械設計 第八版表15-1查得材料的硬度為241286HBS,拉伸強度極限,彎曲疲勞強度極限，許用彎曲應力 估算軸的基本直徑 根據教材機械設計 第八版公式，取，則 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸 考慮帶輪的機構要求和軸的剛度，取裝帶輪處軸徑；根據密封件的尺寸，初選裝軸承處的軸徑為d35mm 軸上零件的定位、固定和裝配 如下圖所示： 如圖所示，由于是單級減速器，可將齒輪軸段安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，整個軸系的軸向定位由左右兩軸肩、擋油環(huán)和軸承端蓋實現，固定方式為兩支點單向固定，即全固式，選取擋油環(huán)高度h=6mm，軸承端蓋寬度=30mm 確定各段軸的直徑和長度 段：直徑 長度取決于帶輪輪轂結構和安裝位置，取段：定位軸肩高度 故 取 選取6407型深溝球軸承，內徑35mm，外徑100mm，寬 （輸入軸軸承選擇計算） 取軸承端蓋斷面到大帶輪的距離為 則 段：直徑 取 該段軸為定位軸肩，取段：該段位齒輪軸，直徑為小齒輪分度圓直徑，故 長度等于小齒輪寬度，即段：由于兩軸承相對于齒輪對稱布置，故須兩定位軸肩也相對于齒輪 對稱，則 段：段軸和段軸出裝軸承，故 取段軸軸頭露出軸承的長度為3mm，則按彎扭合成應力校核軸的強度 由軸上零件的裝配圖有 1）繪出軸的計算簡圖 軸的計算簡圖如圖所示2)計算作用在軸上的力計算作用在小齒輪上的力圓周力：徑向力：大帶輪的壓軸力 3）計算支反力水平面 算得 垂直面 算得 4）作彎矩圖 作x0y面的彎矩圖，如圖（c）所示 作x0z面的彎矩圖，如圖（d）所示 作合成彎矩圖M， 如圖（e）所示5）作扭矩圖 如圖（f）所示 6）按彎扭合成應力校核軸的強度 通常需校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，故需校核C截的強度，在C截面處 ， 軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取則 故安全。 此外，B截面也可能是危險截面，因為 在B截面處， , , 故安全。確定軸上圓角和倒角參考機械設計 第八版表15-2，由，取左軸端倒角為，右軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為1.5mm。繪制軸的工作圖（見零件圖齒輪軸） 輸出軸（低速軸）的設計計算 選擇軸的材料，確定許用應力選用40Cr，調質處理，由機械設計 第八版表15-1查得材料的硬度為241286HBS,拉伸強度極限,彎曲疲勞強度極限，許用彎曲應力估算軸的基本直徑 根據教材機械設計 第八版公式，取，則 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸 考慮聯軸器的機構要求和軸的剛度，取與聯軸器連接處軸徑；根據密封件的尺寸，初選裝軸承處的軸徑為d60mm軸上零件的定位、固定和裝配 如圖所示，將大齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，大齒輪左端面由軸肩軸向定位，右端面由軸套軸向定位，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩軸承分別以軸肩和軸套實現軸向定位，靠過盈配合和軸承座實現周向固定，固定方式為兩支點單向固定，即全固式，選取擋油環(huán)高度h=6mm，軸承端蓋寬度=30mm 確定各段軸的直徑和長度 段：直徑 該段軸與聯軸器配合，長度取決于聯軸器的結構和安裝位置，半聯 軸器與軸配合的轂孔長度為（轉入聯軸器的選擇計算）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，段軸左端需制出一軸肩，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑，半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故段軸的軸頭長度應比略短一些，取 段：定位軸肩高度 故 取 選取6212型深溝球軸承，內徑60mm，外徑110mm，寬 （輸入軸軸承選擇計算） 取軸套長度，內徑為60mm，外徑為78mm，軸承端蓋 端面到聯軸器的距離為，則 取 段：直徑 取 該段軸與大齒輪配合，為了保證大齒輪的定位可靠，故取該段軸 的軸頭長度比大齒輪寬度小2mm，取 段：直徑 取 該段位大齒輪的定位軸肩，由于兩軸承相對于大齒輪對稱布置， 故須大齒輪左端的定位軸肩和右端的定位軸套也要關于大齒輪對 稱，則該段定位軸肩的長度應等于定位軸套的長度，即 段：由于該段和段同裝軸承，故，取 則軸的總長為L=286mm 按彎扭合成應力校核軸的強度 由軸上零件的裝配圖有 1）繪出軸的計算簡圖 軸的計算簡圖如圖所示 2)計算作用在軸上的力計算作用在大齒輪上的力圓周力：徑向力：簡化力系如圖（b）所示 3)計算支反力 水平面 算得 垂直面 算得 4）作彎矩圖 作x0y面的彎矩圖，如圖（c）所示 作x0z面的彎矩圖，如圖（d）所示 作合成彎矩圖M 如圖（e）所示5）作扭矩圖 如圖（f）所示 6）按彎扭合成應力校核軸的強度 只需校核軸上承受最大彎矩和扭矩的B截面的強度，在B截面處 ， 軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取則 故安全。確定軸上圓角和倒角 參考機械設計 第八版表15-2，由，取左軸 端倒角為，右軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑為2mm。繪制軸的工作圖（見零件圖輸出軸） 七、滾動軸承的選擇和計算 根據工作條件，各軸承的預計壽命均為1、計算輸入軸承 軸承轉速 由輸入軸的設計計算可求得兩軸承的徑向載荷 故取徑向載荷，又因為減速器傳動為直齒輪傳動，故理論上軸向力為零，即 初步計算當量動載荷P 按機械設計 第八版式13-8a計算當量動載荷 查機械設計 第八版表13-5得e=0.22，載荷系數X=1，Y=0 查機械設計 第八版表13-6得，取則 根據機械設計 第八版式13-6a機械設計 第八版式13-6求軸承應有的基本額定動載荷 工作溫度正常，查機械設計基礎表18-8得，溫度系數為，則 試選軸承型號 根據計算軸頸及基本額定動載荷值，由機械設計手冊選擇 C=56800N的6407型深溝球軸承 驗算6407軸承的壽命 根據機械設計 第八版式13-5得 故所選軸承滿足壽命要求。2、計算輸出軸承 軸承轉速 由輸入軸的設計計算可求得兩軸承的徑向載荷 故取徑向載荷，又因為減速器傳動為直齒輪傳動，故理論上軸向力為零，即 初步計算當量動載荷P 按機械設計 第八版式13-8a計算當量動載荷 查機械設計 第八版表13-5得e=0.22，載荷系數X=1，Y=0 查機械設計 第八版表13-6得，取則 根據機械設計 第八版式13-6a機械設計 第八版式13-6求軸承應有的基本額定動載荷 工作溫度正常，查機械設計基礎表18-8得，溫度系數為，則 試選軸承型號 根據計算軸頸及基本額定動載荷值，由機械設計手冊選擇 C=47800N的6212型深溝球軸承 驗算6212軸承的壽命 根據機械設計 第八版式13-5得 故所選軸承滿足壽命要求。 八、鍵連接的選擇和計算1.高速軸（輸入軸）與大帶輪用平鍵聯接（1）選擇鍵聯接的類型和尺寸由于大帶輪在軸端，故選用單圓頭普通平鍵（C型） 按軸徑d30mm，及帶輪寬 80mm，查機械設計 第八版表6-1選鍵的截面尺寸為：寬度b=8mm，高度h=7mm，由帶輪輪轂寬度并參考鍵的尺寸系列，取鍵長L=70mm。（2）校核鍵聯接的強度 鍵的材料選擇45鋼，大帶輪的材料為鑄鐵，查機械設計 第八版表6-2得鍵聯接的許用應力，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由機械設計 第八版式6-1得擠壓應力,故安全則所選鍵為：鍵C 870 GB/T 1096-20032. 低速軸（輸出軸）與大齒輪用平鍵聯接（1）選擇鍵聯接的類型和尺寸由于大齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型） 按軸徑d70mm，及與大齒輪配合段軸長，查機械設計 第八版表6-1選鍵的截面尺寸為：寬度b=20mm，高度h=12mm，由大齒輪輪轂寬度并參考鍵的尺寸系列，取鍵長L=40mm。（2）校核鍵聯接的強度 鍵的材料選擇45鋼，大帶輪和軸的的材料均為40Cr，查機械設計 第八版表6-2得鍵聯接的許用應力，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由機械設計 第八版式6-1得擠壓應力故所選鍵聯接的擠壓強度不夠，改為平頭普通平鍵聯接。則鍵的工作長度改為：，則，故安全。則所選鍵為：鍵B 2040 GB/T 1096-20033、低速軸（輸出軸）與聯軸器用平鍵聯接（1）選擇鍵聯接的類型和尺寸由于聯軸器在軸端，故選用單圓頭普通平鍵（C型） 按軸徑d50mm，及與聯軸器配合段軸長，查機械設計 第八版表6-1選鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=9mm，由帶輪輪轂寬度并參考鍵的尺寸系列，取鍵長L=80mm。（2）校核鍵聯接的強度 鍵的材料選擇45鋼，軸的材料為40Cr，聯軸器的材料為碳鋼，查表得鍵聯接的許用應力，鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由機械設計 第八版式6-1得擠壓應力,故安全則所選鍵為：鍵C 1480 GB/T 1096-2003九、聯軸器的選擇聯軸器的計算轉矩查機械設計 第八版表14-1取工作情況系數，則 根據工作條件，查機械設計手冊選用GY7凸緣聯軸器，其公稱轉矩為，許用轉速，配合軸徑d = 50mm，半聯軸器長度L=112mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1 = 84mm（J1型）。十、減速器的潤滑方式和密封類型的選擇齒輪潤滑方式的選擇齒輪傳動的圓周速度為因，所以采用浸油潤滑。潤滑油牌號的選擇由齒輪材料和圓周速度查機械設計 第八版表10-12，選取齒輪傳動潤滑油粘度為，由所選潤滑油粘度查機械設計 第八版表10-11潤滑油的牌號為220（GB 5903-1995）齒輪浸油高度的設計大齒輪浸入油中的深度約為12個齒高，但不應少于10mm。裝油量的計算 取油面的高度為70mm，箱體內腔的尺寸為l=374mm，b=85mm，則裝油量為 軸承潤滑方式的選擇對軸承的潤滑，因圓周速度，采用脂潤滑，由機械設計課程設計表8-168，選用鈣基潤滑脂L-XAAMHA2（GB 491-1987），只需填充軸承空間的，并在軸承內側設擋油環(huán)，使油池中的油不能進入軸承以致稀釋潤滑脂。減速器的密封類型 減速器需要密封的部位一般有軸伸出處、軸承室內側、箱體接合面和軸承蓋、檢查孔和排油孔接合面等處。軸伸出處的密封 選用接觸式密封，采用氈圈油封，在軸承端蓋的透蓋上開出梯形槽，將毛氈圈放置在梯形槽中以與軸密合接觸。軸承室內側的密封 采用擋油環(huán)密封，使油池中的油不能進入軸承以致稀釋潤滑脂。箱蓋與箱座接合面的密封 采用在箱蓋與箱座接合面上涂密封膠密封。其他部位的密封 檢查孔蓋板、排油螺塞、油標與箱體的接合面加紙封油墊或皮封油圈。 軸承端蓋為螺釘式軸承端蓋，故其與箱體之間加密封墊片。十一、鑄造減速器箱體的主要結構尺寸鑄造減速器箱體主要結構尺寸計算結果名稱代號及計算公式尺寸（mm）底座壁厚d8箱蓋壁厚8座上部凸緣厚度12底座下部凸緣厚度20軸承座連接螺栓凸緣厚度8底座加強肋厚度e8箱底加強肋厚度8地腳螺栓直徑16地腳螺栓數目n4軸承座連接螺栓直徑12底座與箱蓋連接螺栓直徑10軸承蓋固定螺釘直徑8視孔蓋固定螺釘直徑6軸承蓋螺釘分布直徑 120 130軸承座凸緣端面直徑D36、至箱外壁距離、22、18、16、至凸緣邊緣的距離、22、14箱體內壁與齒頂圓的距離D10箱體內壁與齒輪端面的距離D115底座深度H198底座高度212箱蓋高度140外箱壁至軸承座端面距離l40箱底內壁橫向寬度L85其他圓角、3十二、設計小結寫到了這里也就意味著為期三周的課程設計差不多接近尾聲了，雖然感覺很累，但是收獲了許多。嚴格來說大家差不多都是在最后的18周才集中精力去搞這個課程設計的，因為16和17周大家都要去準備考試，不過計算部分的話我在之前就差不多完成了，剩下的差不多只是畫圖和寫設計說明書，這兩部分也是工作量最大的，我覺得自己親自動手設計計算、畫圖和一字一句的寫這份說明書雖然過程很艱辛，但是就像之前帶我們測繪實習的杜瑩老師說的，我們只有親自走完一遍這些流程之后才知道這些東西怎么設計并制造出來的，現在走了一遍流程以后出去之后就不用那么辛苦了。所以我覺得這次的課程設計很有意義，也是十分必要的。這也算是一次的實踐了，萬事開頭難，第一次搞設計難免會感覺很辛苦，但是搞完這次之后那么以后的課程設計我們搞起來就相對簡單一些了。經過這次的課程設計我們大家都學到了很多，比如現在查閱機械設計手冊也得心應手了，打開設計手冊軟件后要查什么大概都知道在那一欄，還有查閱其他資料也比較方便，自己忘得差不多的CAD也差不多撿回來了，Proe也熟練了許多，還有對公式編輯器的運用也熟練了這些對我們下學期或是以后的課程設計或是其他一些設計無可否認都奠定了一定的基礎，所以這次的課程設計是很有意義的。作為我們機制專業(yè)的學生，設計是非常重要的一塊，畫圖是我們專業(yè)大部分學生日后工作要必備的技能，所以在大學里多做一些設計是非常必要的。十三、參考文獻機械設計 第八版 主編 濮良貴 紀名剛 機械設計手冊 軟件版機械設計基礎課程設計 主編 邢琳、張秀芳機械設計課程設計 主編 朱文堅、黃平機械設計課程設計 第四版 主編 陳秀寧 施高義 -THE END, THERE IS NO TXT FOLLOWING.-40