机械设计课程设计说明书(书写格式即模板)2)2

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目学院（系）：专业 ：班级 ：姓名 ：学号 ：指导老师：一级普通圆柱蜗杆传动减速器机械工程学院机械设计制造及其自动化10 级机制本 <三 >班康1001210341朱双霞完成日期：新余学院目录112.112.212.312.4123.123.223.333.4334.134.244.3575.175.275.2.175.2.285.2.310126.1136.2146.314147.1157.2157.3167.4171719计算及说明计算结果第一部分绪论本课程设计主要容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了机械设计基础 、机械制图、工

2、程力学、公差与互换性等多门课程知识并运用 AUTOCAD 软件进行绘图， 因此是一个非常重要的综合实践环节 , 也是一次全面的、 规的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻 炼和培养。主要体现在如下几个方面：（ 1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和 其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力， 巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（ 2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了 一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科 学的工程设计能力和创新能力。（ 3）另外培养了我们查阅

3、和使用标准、规、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（ 4）加强了我们对 Office 软件中 Word功能的认识和运用。第二部分课题题目及主要技术参数说明2.1 课题题目带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级普通圆柱蜗杆传动减速器。2.2主要技术参数说明输送带的最大有效拉力 F=2200N，输送带的工作速度 V=1.0 m/s ，输送机滚直径 D=380 mm。2.3传动系统工作条件带式输送机连续单向运转，载荷较平稳，工作中有轻微振动，单班制工作，每班工作 8小时，空载启动，运输带速度允许速度误差为± 5%，工作期限为十年，

4、每年工作 300天；检修期间隔为三年。在中小型机械厂小批量生产。2.4传动系统方案的选择图 1带式输送机传动系统简图第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算3.1 减速器结构计算结果减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，一些场合也用来增速，称为增速器。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸、传动效率，力、质量、价格等，选择最适合的减速器。减速器是对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。3.2 电动机选择由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用Y 系列三相异步电动机。三 相异步电动机

5、的结构简单， 工作可靠， 价格低廉， 维护方便， 启动性能好等优点。 一般电动机的额定电压为380VPw=2.2K根据生产设计要求 ，该 减 速 器 卷 筒 直 径 D=38 d f 1Wd12 ha m c 47.25mm0mm。运 输 带 的 有 效 拉 力 F=2200N，带速 V=1.0m/s ，载荷平稳，常温下连续工作，电源为三相交流电，电压为380V。Pr=3.511、 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压kw380V，Y 系列。2传动滚筒所需功率Pw=FV/1000=2200*1.0/1000=2.2kw3蜗杆传动效率 0=0.70滚动轴承效率 1=0.9

6、8 联轴器效率型号：2=0.99 传动滚筒效率 =0.96 ：总 =蜗杆 ? 联轴器 ? 滚筒 ? 轴承 3 =0.7 ×0.99 ×0.983 ×0.96 =0.626电动机所需功率：Pr= Pw/ =2.2/0.626=3.51KW因此选定电动机机型号为Y112M-43.3传动比分配3-3-1工作机转速n=60 ×1000v/ D=50.28r/min3-3-2总传动比i总=nm/n=28.63n0=n1=nm=1440r/minY112M-4Pr=3.51KW第四部分蜗杆传动的设计计算nm=14401. 选择蜗杆传动类型r/min根据 GB/T10

7、085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI ）.2. 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45 钢；因希望效率高一些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 45-55HRC .蜗轮用铸锡磷 ZCUSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100 制造。3. 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式（ 11-12 ），传动中心距a 3 KT 2 (E P)2H（1）确定作用在蜗轮上的转矩T2按Z1 =2，估取效 率=0.72,则=9.55 106 p9.55

8、1063.09 =468667N.mmn63.69(2) 确定载荷系数 K因工作载荷有轻微冲击 , 故由教材 P253 取载荷分布不均系数=1; 由教材 P253表 115 选取使用系数A1.15 由于转速不高 , 冲击不大 , 可取动1.05 ; 则由教材 P252=468载系数 v667N.mmv 1.15 1 1.05 1.21(3) 确定弹性影响系数1因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配, 故=160a 2 。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径 d1和传动中心距 a 的比值 d1 =0.33 从教材 P253a图 1118 中可查得 =2.9 。(5) 确定许用接触应力根据蜗轮材料

9、为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造 ,蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从从教材 P254 表 117 查得蜗轮的基本许用应力 =268 a 。由教材 P254 应力循环次数60 jn2 Lh60163.6936528 8177694848107寿命系数HN80.69790177694848则HHN ?H0.69790268187a(6) 计算中心距1602a3 1.212.9468667150.66 mm187(6) 取中心距a=150mm,因 i=27, 故从教材P245 表 11 2 中取模数m=6.3mm, 蜗轮分度圆直径 d1 =63mm这时 d1 =0.35 从教材 P

10、253图 11 18 中 a可查得接触系数=2.9 因为=, 因此以上计算结果可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 蜗杆轴向尺距 am3.14 6.318.84 mm;直径系数 q10 ;齿顶圆直径 da1d12ha m 63216.375.6 mm ;齿根圆直径 ;分度 圆导程 角o; 蜗 杆轴向齿厚1118 36''m3.146.39.896 mm。Sa22(2) 蜗轮蜗轮齿数 Z2 =41; 变位系2 0.1032 mm;演算传动比 iz24120.5 mm,这时传动误差比为 20.5 20.10325%,是z1220.1032允许的。蜗轮分度圆直径 d2mz2

11、6.341258.3 mm蜗轮喉圆直径 da 2d22ha2 =272mm蜗轮齿根圆直径 d f 2d 22h f 2 237.15 mm蜗轮咽喉母圆半径 rg 2a1 da 2 1501272 14 mm225、校核齿根弯曲疲劳强度F1.53KT2 YFa 2YFd1d2 m当量齿数24143.48v 2cos3cos11.31o 3根据 X 20.1032, v243.48 从教材 P255图 11 19 中可查得齿形系数YFa 2 2.87螺旋角系数 Y1o1 5.71o0.9192140140o1118 36''从教材 P255 知许用弯曲应力FF? K FN从教材 P

12、256表 118 查得由 ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F=56 MPa 。9 1069106由教材 P255 寿命系数 K FN0.677N33475460FF560.67737.912MPa1.531.0546866763302.42.717 0.9592 16.349 MPa 可见弯 曲强度是6.3满足的。6、验算效率tan0.95 0.96tanv已知 =5.71o ; varctan f v ;fv 与相对滑动速度 Vs 有关。d1n16329209.68m / sVs60 1000cos5.71o60 1000cos从教材 P264表 1118 中用插值法查得 f

13、v =0.01632, v53 88' 代入式中得=0.824, 大于原估计值 , 因此不用重算。7、精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到 所设 计的蜗 杆传动是 动力 传动 , 属于通用 机械 减速器 , 从 GB/T10089 1988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 9 级精度 , 侧隙种类为 f, 标注为 8f GB/T10089 1988。然后由参考文献 5P187 查得蜗杆的齿厚公差为s1 =71 m, 蜗轮的齿厚公差为s2=130 m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为 1.6 m, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6 m和 3.2 m。第五部分轴的设计计算电动机轴为 0 轴，

14、减速器高速轴为1 轴，低速轴为 2 轴，各轴转速为n0=nm=1440r/minn1=n0=1440r/minn2=n1/i 总 =50.29r/min各轴功率：P0=Pd=3.5kwP1=Pd*P2=p1*1 轴的材料及热处理选择1 根据输送机选材可以选择45 钢 强度 240/HBS2 热处理采用 " 调质 "2 轴几何尺寸的设计计算电动机的功率 P=3.5kw轴承效率 =0.97轴的功率为： P0=P× =3.5 × 0.97kw=3.4kw轴的转速为： n0=1440r/min转矩为： T0=9550000× 3.4/1440=2260

15、0N.min3 按照扭转强度初步设计轴的最小直径选材为 45 钢，调质处理取 A0=120得d min=A0根号三次方（ p0/n0 ）=120× 3.4/1440=156mm4 轴的结构设计一拟定轴上零件的装配方案1、按扭矩初算轴径2、轴的结构设计选用 45 调质，硬度 217255HBS根据教材 P370（15-2 ）式，并查表 15-3 ，取 A0=115 d115 (4.0/1440) 1/3 mm=16.17mm考虑有键槽，将直径增大 5%，则： d=16.17× (1+5%)mm=16.98mm 选 d=30mm（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗

16、杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。（2）确定轴各段直径和长度I 段：直径 d1=30mm长度取 L1=60mmII 段：由教材 P364得： h=0.08 d 1 =0. 08 ×30=2.4mm 直径 d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,长度取 L2=50 mmIII段：直径 d3= 40mm初选用 7008C型角接触球轴承，其径为 40mm，宽度为 15mm，并且采用套筒定位；故 III 段长： L3=40mm由教材 P364 得： h=0.08 d 3=0.08 ×50=4mmd4=d3 +2h=40+2&

17、#215;4=50mm长度取 L4=90mm段：直径 d5 =80mm长度 L5 =120mm段：直径 d6 = d 4=50mm长度 L6 =90mm段：直径 d7 =d3=40mm长度 L7=L3=40mm初选用 7008C型角接触球轴承，其径为40mm，宽度为 15mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=490mm（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=80mm=0.08m求转矩：已知 T2=91.7N· m、 T1=54.8N·m求圆周力： Ft根据教材 P198（10-3 ）式得： Ft1 =2T1/d 1=2X54.8/80X 10 3 =137

18、0NFt 2 =2T2/d 2=590N求径向力 Fr根据教材 P198（10-3 ）式得：Fr= Ft 2 ·tan =590×tan20 0=214.7N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=182.5mm绘制轴的受力简图绘制垂直面弯矩图轴承支反力：FAY=FBY=Fr1/2=107.35NFAZ=FBZ= Ft1 /2=685N由两边对称，知截面C 的弯矩也对称。截面C 在垂直面弯矩为：MC1=FAyL/2=19.6N ·m截面 C 在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=685 ×182.5 × 10 3 =125N· m绘制

19、合弯矩图221/2221/2M=(M+M )=(19.6 +125 )=126.5N· mCC1C2绘制扭矩图转矩： T= TI =54.8N·m校核危险截面 C 的强度22由教材 P373 式（ 15-5 ）c1 经判断轴所受扭caW转切应力为脉动循环应力, 取 =0.6,2222c126 5000.620000acaW330.50.1 80前已选定轴的材料为45 钢 , 调质处理 , 由教材P362 表 15-1查得1 60 a , 因此 ca < 1 , 故安全。该轴强度足够。? 输出轴的设计计算?1、按扭矩初算轴径选用 45# 调质钢，硬度（ 217255HB

20、S）根据教材 P370 页式（ 15-2 ），表（ 15-3 ）取 A0=115 dA0(P2/n 2 ) 1/3 =115(5.31/553) 1/3 =24.4mm取 d=58mm2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径及长度1 为了满足联轴器的轴向定位要求 ，第一段直径 d1=14mm，左端用轴端挡圈直径 D=16mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故轴向长度确定好2 初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力所以选择单列圆锥滚子轴承3 轴上零件的定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接4 确定轴上圆角和倒角的尺寸参考书上表的，取轴端倒角为2× 45&#

21、176;，各轴圆角半径见图绘制水平面弯矩图2、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配一级减速器中 , 可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度I 段：直径 d1=58mm长度取 L1=80mmII 段：由教材 P364得： h=0.08 d 1 =0.09 ×58=5.22mm 直径 d2=d1+2h=58+2×5.22 66mm,长度取 L

22、2=50 mm III 段：直径 d3=70mm由 GB/T297-1994 初选用 7014C型圆锥滚子轴承， 其径为 70mm，宽度为20mm。故 III段长： L3=40mm段：直径 d4 =82mm由教材 P364 得： h=0.08 d 3=0.08 ×82=6.56mmd4=d3 +2h=70+2×6.682=82mm长度取 L4=110mm段：直径 d5 =d3=70mm L5=40mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=150mm（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=82mm求转矩：已知 T2= T II =91.7N·m求圆周力 Ft

23、：根据教材 P198（10-3 ）式得Ft 2 =2T2/d 2=590 N求径向力 Fr ：根据教材 P198（10-3 ）式得Fr= Ft 2 ·tan =3586.4 ×tan20 0 =1370N两轴承对称LA=LB=75mm求支反力 FAY、FBY、 FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=107.35NFAX=FBX= Ft 2 /2=295N由两边对称，截面C 的弯矩也对称，截面C 在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=107.35 ×75× 10 3 =8N·m截面 C 在水平面弯矩为MC2=FAXL/2=295 ×75

24、× 10 3 =22.125N· m计算合成弯矩221/222）1/2=23.54N·mM=（M+M）=（8 +22.125CC1C2图 7-2校核危险截面 C 的强度由式（ 15-5 ）22由教材 P373 式（ 15-5 ） cac1 经判断轴所受扭W转切应力为对称循环变应力 , 取 =1,2222c23.540.6917001.07acaW30.1 80前已选定轴的材料为45 钢 , 调质处理 , 由教材P362 表 15-1查得1 60 a , 因此 ca < 1 , 故安全。此轴强度足够第六部分轴承、键和联轴器的选择键的选择计算及校核键的选择和平键

25、联接的强度校核1 键的选择：键一般采用抗拉强度极限 ss < 600 MPa 的碳钢制造， 通常用 45 钢。 类型选择：键的类型应根据键联接的结构、使用特性及工作条件来选择。选择时应考虑以下各方面的情况：需要传递转矩的大小；联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动及滑动距离的长短；对于联接的对中性要求；键是否需要具有轴向固定的作用；以及键在轴上的位置（在轴的中部还是端部）等。 尺寸选择：键的剖面尺寸b ×h 按轴的直径 d由标准中选定。键的长度 L一般按轮毂宽度定，要求键长比轮毂略短510 mm， 且符合长度系列值。2平键联接的强度校核平键联接的主要失效形式是工作面的压溃和磨损（对于

26、动联接）。 除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。设载荷为均匀分布，由可得平键联接的挤压强度条件对于导向平键、滑键组成的动联接，计算依据是磨损， 应限制压强， 即式中：T 为转矩（N·mm）； d 为轴径（ mm）； h 为键的高度（ mm）； l 为键的工作长度（ mm）； p 为许用挤压应力（ MPa）； P 为许用压强（ MPa）（见表 15.8 ）。表 15.8 键联接的许用挤压应力和许用压强 Mpa注：在键联接的组成零件（轴、键、轮毂）中，轮毂材料较弱。若强度不够时，可采用两个键按 180 °布置（图 15.27 ）。考虑到载荷 分布的不均匀性，在强度校核中可按

27、1.5 个键计算。6.3联轴器的选择联轴器和离合器是机械传动中常用的部件，它们主要是用来连接与轴（或连接轴与其他回转零件） ，以传递运动与转矩； 有时也可用做安全装置，根据工作特性，它们分为四类：1 联轴器用来把两轴连接在一起，机械运转随时两轴不能分离；只有在机械停车并将连接拆开后，两轴才能分离。2 离合器在机械运转过程中，可使两轴随时接合或分离的一种装置，它可用来操纵机械传动系统的断续，以便进行变换及换等。3 安全联轴器及安全离合器在机械工作时，如果转矩超过规定值，这种联合器及离合器即可自行断开或打滑，以保证机械中的主要零件不致因过载而损坏。4 特殊功用的联轴器及离合器用于某些有特殊要求处，

28、 例如在一定的回转体方向或达到一定的转速时， 联轴器或离合器即可自动接合或分离等。联轴器所连接的俩轴，由于制造及安装误差，承载后的变形以及温度变化的影响等，往往不能保证严格的对中，而是存在着某种程度的相对位移。这就要求设计联轴器时，要从结构上采取不同的措施，使之适应具有一定围的相对位移的性能。根据联轴器对各种有无补偿能力（既能否在发生相对位移条件下保持连接成功），联轴器可分为刚性联轴器（无补偿能力）和绕性联轴器（有补偿能力）两大类。常用联轴器大多已标准化或规格化，一般情况下只需正确选择联轴器的类 型、确定联轴器的型号及尺寸。必要时，可对其易损的薄弱环节进行负荷能力的 校核计算，转速高时，还应验

29、算其外缘的离心应力和弹性元件的变形，进行平衡检验等。1 、联轴器类型的选择选择联轴器类型时，应考虑：(1) 所需传递转矩的大小和性质，对缓冲、减振功能的要求以及是否可能发 生共振等。(2) 由制造和装配误差、 轴受载和热膨胀变形以及部件之间的相对运动等引 起两轴轴线的相对位移程度。(3) 许用的外形尺寸和安装方法，为了便于装配、调整和维修所必需的操作 空间。对于大型的联轴器，应能在轴不需作轴向移动的条件下实现装拆。 此外，还应考虑工作环境、使用寿命以及润滑和密封和经济性等条件，再参 考各类联轴器特性，选择一种合用的联轴器类型。2、联轴器型号、尺寸的确定 对于已标准化和系列化的联轴器，选定合适类

30、型后，可按转矩、轴直径和转 速等确定联轴器的型号和结构尺寸。联轴器的计算转矩： Tca=KAT式中： T 为联轴器的名义转矩 (N.m) ；Tca为联轴器的计算转矩 (N.m) ；KA 为工作情况系数，其值见表 10-2( 此系数也适用于离合器的选择 ) 。根据计算转矩、轴直径和转速等，由下面条件，可从有关手册中选取联轴器 的型号和结构尺寸。 Tca= T n式中： T 为所选联轴器的许用转矩 (N.m) ；n为被 联接 轴的转速 (r/min) ；为所选联 轴器 允许的 最高转速(r/min)。多数情况下，每一型号的联轴器适用的轴径均有一个围。标准中已给出轴径的最大与最小值，或者给出适用直径

31、的尺寸系列，被联接的两轴应在此围之 。一般情况下，被联接的两轴的直径是不同的，两个轴端的形状也可能不同。第七部分减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算7.1 润滑的选择确定（一）润滑剂在摩擦面间加入润滑剂不仅可以降低摩擦，减轻 磨损，保护零件不被锈蚀，而且在采用循环润滑时还起到散热降温作用。由于液体的不可压缩性，润滑油膜还具有缓冲，吸振的能力。使用膏状的润滑脂，即可防止部的润滑剂外泄，又可阻止外部杂质的侵入，避免加剧零件的磨损，起到密封作用。润滑剂气体，液体，半固体和固体四种基本类型。在液体润滑剂中应用最广泛是润滑油，包括矿物质油，动植物油，合成油和各种乳剂。半固体润滑剂主要是指各种润滑脂。

32、它是润滑油和稠化剂的稳定化合物。固体润滑剂是任何可以形成固体膜以减少摩擦阻力的物质，如石墨，二硫化钼聚四氟乙烯等。任何气体都可以形成气体润滑剂，其中用得最多的是空气，它主要是在气体轴承中。根据减速器工作原理一、减速器的润滑与密封1、 减速器的结构2、减速箱体的结构在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照机械设计基础课程设计图 10-8装配图的基础上完成的， 该项减速器主要由传动零件 （蜗轮蜗杆） ，轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓， 螺母等） 。箱体和附属部件以及

33、润滑和密封装置等组成。 箱体为剖分式结构，由 I 箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传 动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定 位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑 情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱油面的高低；为了排除油液和清洗减速器腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见

34、装配图：3 轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图蜗轮传动部分4、减速器的润滑与密封润滑油 蜗轮传动部分采用润滑油， 润滑油的粘度为 118cSt （100°C）轴承部分： 查表 5-11 机械设计基础课程设计 脂润滑 轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为 ZL-2 查表 5-13 机械设计基础课程设计 。5、减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。2· 箱体及附件的结构设计1、减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。 采用下置剖分式蜗杆减速器（由于

35、Vs=4.84m/s 5m/s 时， 下置剖 蜗杆下置）。 分式蜗杆减速器铸造箱体，材料HT150。 HT150 2 、铸铁箱体主要结构尺寸和关系名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =11mm箱盖壁厚 11=10mm箱座凸缘厚度 b1 ， 箱盖凸缘厚b=1.5 =16mm b1=1.1 =15mm度 b ， 箱座底凸缘厚度 b2b2=2.5 =28mm地脚螺钉直径及数目df=19mm n=6轴承旁联接螺栓直径d1=14mm箱盖，箱座联接螺栓直径d2=10mm螺栓间距 150mm轴承端盖螺钉直径d3=9mm螺钉数目 4检查孔盖螺钉直径d4=6mmDf，d1，d2 至外壁 距离 df ，d2C1=2

36、6,20,16 C2=24,14至凸缘 边缘距离轴承端盖外径D2=140mm轴承旁联接螺栓距离S=140mm轴承旁凸台半径R1=16mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱壁间距离12mm蜗轮轮毂端面与箱壁距离10mm3、注意事项（ 1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体壁涂上两层不 被机油浸蚀的涂料（ 2）角接触球轴承 7000C、7011C 的轴向游隙均为 0.10 0.15mm；用润滑油润滑；（ 3）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水 玻璃，各密封处不允许漏油；（ 4）减速器装置装 CKC150 工业用油至规定的油面高度 围； （5）减速器外表面涂灰色油漆；（ 6）按减速器的实验规程进行试验。第八部分总结通过本次毕业设计 , 使自己对所学的各门课程进一步加深了理解 , 对于各方 面知识之间的联系有了实际的体会 . 同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际 需要还有很大的距离 , 在今后还需要继续学习和实践 . 本设计由于时间紧 , 在设计中肯定会有许多欠缺 , 若想把它变成实际产品 的话还需要反复的考虑和探讨 . 但作为一次练习 , 确实给我们带来了很大的收获 , 设计涉及到机械 , 电气等多方面的容 , 通过设计计算 , 认证 , 画