机械设计基础课程设计-单级圆柱齿轮减速器毕业论文

第页《机械设计基础》课程设计说明书课程设计题目单级圆柱齿轮减速器专业材料成型及控制工程班级14-03班姓名学号指导教师河北工程大学2016．12．10目录第一部分设计任务书 31.1设计题目 31.2设计步骤 3第二部分选择电动机 32.1电动机类型的选择 32.2确定传动装置的效率 32.3计算电动机容量 42.4确定电动机功率及转速 42.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 5第三部分计算传动装置运动学和动力学参数 53.1电动机输出参数 53.2高速轴的参数 63.3低速轴的参数 63.4工作机轴的参数 6第四部分普通V带设计计算 7第五部分减速器齿轮传动设计计算 115.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 115.2按齿面接触疲劳强度设计 115.3确定传动尺寸 135.4计算齿轮传动其它几何尺寸 145.5齿轮参数和几何尺寸总结 15第六部分轴的设计 156.1高速轴设计计算 156.2低速轴设计计算 21第七部分滚动轴承寿命校核 277.1高速轴上的轴承校核 277.2低速轴上的轴承校核 28第八部分键联接设计计算 298.1高速轴与大带轮键连接校核 298.2低速轴与大齿轮键连接校核 298.3低速轴与联轴器键连接校核 29第九部分联轴器的选择 309.1低速轴上联轴器 30第十部分减速器的密封与润滑 3010.1减速器的密封 3010.2齿轮的润滑 3010.3轴承的润滑 31第十一部分减速器附件 3111.1油面指示器 3111.2通气器 3111.3放油孔及放油螺塞 3111.4窥视孔和视孔盖 3211.5定位销 3211.6启盖螺钉 3211.7螺栓及螺钉 32第十二部分减速器箱体主要结构尺寸 32第十三部分设计小结 33第十四部分参考文献 34

第一部分设计任务书1.1设计题目一级直齿圆柱减速器，拉力F=2100N，速度v=1.6m/s，直径D=400mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：5年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.普通V带设计计算6.减速器内部传动设计计算7.传动轴的设计8.滚动轴承校核9.键联接设计10.联轴器设计11.润滑密封设计12.箱体结构设计第二部分选择电动机2.1电动机类型的选择按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。2.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：η1=0.99滚动轴承的效率：η2=0.99V带的效率：ηv=0.96闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.97工作机的效率：ηw=0.972.3计算电动机容量工作机所需功率为2.4确定电动机功率及转速电动机所需额定功率:工作转速：经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4，一级圆柱齿轮传动比范围为：3～5，因此理论传动比范围为：6～20。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(6～20)×76.43=459--1529r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890电机主要尺寸参数中心高H外形尺寸L×HD安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E键部位尺寸F×G132515×315216×1781238×8010×332.5确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：（2）分配传动装置传动比取普通V带的传动比：iv=3减速器传动比为第三部分计算传动装置运动学和动力学参数3.1电动机输出参数3.2高速轴的参数3.3低速轴的参数3.4工作机轴的参数运动和动力参数计算结果整理于下表:

轴名功率P(kW)转矩T(N•mm)转速(r/min)传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴3.8738498.4496030.96Ⅰ轴3.723.68111018.751098253204.190.9603Ⅱ轴3.573.53446425.3441423.3376.3710.96工作机轴3.46391752577323.36432819.74419835.1476.43第四部分普通V带设计计算1.已知条件和设计内容设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的功率Pd=3.87kW；小带轮转速n1=960r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=3；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。2.设计计算步骤（1）确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1.1，故（2）选择V带的带型根据Pca、n1由图选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=106mm。2）验算带速v。按式验算带的速度取带的滑动率ε=0.02（3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径根据表，取标准值为dd2=315mm。（4）确定V带的中心距a和基准长Ld度根据式，初定中心距a0=340mm。由式计算带所需的基准长度由表选带的基准长度Ld=1430mm。按式计算实际中心距a。按式,中心距的变化范围为347--411mm。（5）验算小带轮的包角αa（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=106mm和n1=960r/min,查表得P0=1.06kW。根据n1=960r/min，i=3和A型带，查表得△P0=0.112kW。查表的Kα=0.915，表得KL=0.96，于是2）计算带的根数z取4根。（6）计算单根V带的初拉力F0由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以（7）计算压轴力Fp带型A中心距368mm小带轮基准直径106mm包角147.46°大带轮基准直径315mm带长1430mm带的根数4初拉力175.92N带速5.33m/s压轴力1351N4.带轮结构设计（1）小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径d=38mm因为小带轮dd1=106因此小带轮结构选择为实心式。因此小带轮尺寸如下：（因为带轮为实心式，所以轮缘宽度应大于等于带轮宽度即L≥B）（2）大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=28mm因为大带轮dd2=315mm因此大带轮结构选择为轮辐式。因此大带轮尺寸如下：第五部分减速器齿轮传动设计计算5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。（2）参考表10-6选用8级精度。（3）材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（4）选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=26×4.19=109。实际传动比i=4.1925.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3②小齿轮传递的扭矩:③查表选取齿宽系数φd=1④由图查取区域系数ZH=2.46⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：计算应力循环次数由图查取接触疲劳系数：取失效概率为1%，安全系数S=1，得取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=631.4MPa2）试算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度ν齿宽b2）计算实际载荷系数KH①查表得使用系数KA=1②查图得动载系数Kv=1.068③齿轮的圆周力。查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.442实际载荷系数为3）按实际载荷系数算得的分度圆直径4）确定模数5.3确定传动尺寸（1）计算中心距（2）计算小、大齿轮的分度圆直径（3）计算齿宽取B1=70mmB2=65mm齿根弯曲疲劳强度条件为1）K、T、m和d1同前齿宽b=b2=65齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查表得：查图得重合度系数Yε=0.681查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:由图查取弯曲疲劳系数：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。5.4计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径5.5齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn2.52.5法面压力角αn2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z26109齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d65272.5齿顶圆直径da70277.5齿根圆直径df58.75266.25齿宽B7065中心距a169169第六部分轴的设计6.1高速轴设计计算(1)已知的转速、功率和转矩转速n=320r/min；功率P=3.72kW；轴所传递的转矩T=111018.75N•mm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图1)轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为33mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的直径和长度。1）高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=28mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=54mm。选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，长L=40mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力的作用，故选用深沟球轴承。。参照工作要求并根据d23=33mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，故d34=d78=35mm，取挡油环的宽度为12，则l34=l78=17+12=29mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取d45=d67=40mm。3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=70mm，d56=70mm4）轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则5）取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，挡油环宽度s1=12mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径(mm)28333540704035长度(mm)546629870829(5)轴的受力分析1)画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图2)计算作用在轴上的力小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）小齿轮所受的径向力第一段轴中点到轴承支点距离La=101.5mm，轴承中点到齿轮支点距离Lb=63.5mm，齿轮中点到轴承支点距离Lc=63.5mm3)计算作用在轴上的支座反力a.水平面内轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关b.在水平面内高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1351N轴承A处水平支承力：轴承B处水平支承力：c.在垂直面内轴承A处垂直支承力：轴承B处垂直支承力：轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：d.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：截面B在水平面上弯矩：截面C在水平面上的弯矩：截面D在水平面上的弯矩：e.在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩：截面B在垂直面上弯矩：截面C在垂直面上的弯矩：截面D在垂直面上弯矩：f.合成弯矩，有：截面A处合成弯矩：截面B处合成弯矩：截面C处合成弯矩：截面D处合成弯矩：转矩和扭矩图截面A处当量弯矩：截面B处当量弯矩：截面C处当量弯矩：截面D处当量弯矩：g.画弯矩图弯矩图如图所示：h.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。6.2低速轴设计计算(1)已知的转速、功率和转矩转速n=76.37r/min；功率P=3.57kW；轴所传递的转矩T=446425.3N•mm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%查表可知标准轴孔直径为45mm故取dmin=45(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图1)轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=18×11mm(GB/T1096-2003)，长L=50mm；定位轴肩直径为50mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。2)确定各轴段的长度和直径。1）输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T1，查表，考虑载荷变动微小，故取KA=1.3，则:按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，长L=40mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=50mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211，其尺寸为d×D×B=55×100×21mm，故d34=d67=55mm。3）取安装齿轮处的轴段的直径d45=60mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B=65mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=63mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=60mm故取h=5mm，则轴环处的直径d56=70mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56=8mm。4）轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则5）取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，已知滚动轴承的宽度B=21mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径(mm)455055607055长度(mm)110624663836(5)弯曲-扭转组合强度校核1)画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图2)计算作用在轴上的力大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）大齿轮所受的径向力3)计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮支点距离La=66.5mm，齿轮中点到轴承支点距离Lb=66.5mm，轴承中点到第一段轴支点距离Lc=127.5mma.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：b.画弯矩图弯矩图如图所示：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：在水平面上，轴截面B处所受弯矩：在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：在水平面上，轴截面D处所受弯矩：在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：截面A处合成弯矩弯矩：截面B处合成弯矩：合成弯矩，大齿轮所在截面C处合成弯矩为截面D处合成弯矩：转矩为：截面A处当量弯矩：截面B处当量弯矩：截面C处当量弯矩：截面D处当量弯矩：c.校核轴的强度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。第七部分滚动轴承寿命校核7.1高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)620735721725.5根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=25.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=24000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。7.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)6211551002143.2根据前面的计算，选用6211深沟球轴承，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=24000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。第八部分键联接设计计算8.1高速轴与大带轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长40mm。键的工作长度l=L-b=32mm大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。键连接工作面的挤压应力8.2低速轴与大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T1096-2003）,键长50mm。键的工作长度l=L-b=32mm大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力8.3低速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,键长90mm。键的工作长度l=L-b=76mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力第九部分联轴器的选择9.1低速轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=580.35N•m选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250N•m，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=45mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。Tc=580.35N•m<Tn=1250N•mn=76.37r/min<[n]=4700r/min第十部分减速器的密封与润滑10.1减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V<3m/s，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。10.2齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB443-1989);，牌号为L-AN10。10.3轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB/T7324-1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。第十一部分减速器附件11.1油面指示器用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。11.2通气器由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。11.3放油孔及放油螺塞为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。11.4窥视孔和视孔盖在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。11.5定位销采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。11.6启盖螺钉由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。11.7螺栓及螺钉用作安装连接用。第十二部分减速器箱体主要结构尺寸箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：箱座壁厚δ0.025a+1≥88mm箱盖壁厚δ10.02a+1≥88mm箱盖凸缘厚度b11.5δ112mm箱座凸缘厚度b1.5δ12mm箱座底凸缘厚度b22.5δ20mm地脚螺栓的直径df0.036a+12M20地脚螺栓的数目n4轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM16盖与座连接螺栓直径d2(0.5∽0.6)dfM12轴承端盖螺钉直径d3(0.4∽0.5)dfM8视孔盖螺钉直径d4(0.3∽0.4)dfM6定位销直径d(0.7∽0.8)d23mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1查表26mm、22mm、18mmdf、d1、d2至凸缘边缘距离C2查表24mm、20mm、16mm轴承旁凸台半径R1C220mm凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准32mm外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(5∽10)47mm大齿轮顶圆与内箱壁距离△1>1.2δ12mm齿轮端面与内箱壁距离△2>δ10mm箱盖、箱座肋厚m1、mm1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ8mm、8mm轴承端盖外径D2D+(5∽5.5)d3；D--轴承外径112mm、、140mm第十三部分设计小结经过一个月的努力，我终于将机械设计课程设计做完了。在这次作业过程中，我遇到了许多困难，一遍又一遍的计算，一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。刚开始在机构设计时，由于对Matlab软件的基本操作和编程掌握得还可以，不到半天就将所有需要使用的程序调试好了。可是我从不同的机架位置得出了不同的结果，令我非常苦恼。后来在钱老师的指导下，我找到了问题所在之处，将之解决了。同时我还对四连杆机构的运动分析有了更进一步的了解。在传动系统的设计时，面对功率大，传动比也大的情况，我一时不知道到底该采用何种减速装置。最初我选用带传动和蜗杆齿轮减速器，经过计算，发现蜗轮尺寸过大，所以只能从头再来。这次我吸取了盲目计算的教训，在动笔之前，先征求了钱老师的意见，然后决定采用带传动和二级圆柱齿轮减速器，也就是我的最终设计方案。至于画装配图和零件图，由于前期计算比较充分，整个过程用时不到一周，在此期间，我还得到了许多同学和老师的帮助。在此我要向他们表示最诚挚的谢意。整个作业过程中，我遇到的最大，最痛苦的事是最后的文档。一来自己没有电脑，用起来很不方便；最可恶的是在此期间，一种电脑病毒”Word杀手”四处泛滥，将我辛辛苦苦打了几天的文档全部毁了。那么多的公式，那么多文字就这样在片刻消失了，当时我真是痛苦得要命。尽管这次作业的时间是漫长的，过程是曲折的，但我的收获还是很大的。不仅仅掌握了四连杆执行机构和带传动以及齿轮，蜗杆传动机构的设计步骤与方法；也不仅仅对制图有了更进一步的掌握；Matlab和AutoCAD，Word这些仅仅是工具软件，熟练掌握也是必需的。对我来说，收获最大的是方法和能力。那些分析和解决问题的方法与能力。在整个过程中，我发现像我们这些学生最最缺少的是经验，没有感性的认识，空有理论知识，有些东西很可能与实际脱节。总体来说，我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的，它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，从中暴露出自身的不足，以待改进。有时候，一个人的力量是有限的，合众人智慧，我相信我们的作品会更完美!第十四部分参考文献吴宗泽罗圣国主编《机械课程设计课程设计手册（第3版）》杨可桢程光蕴李仲生主编《机械设计基础（第五版）》黄华梁彭文生主编《机械设计基础（第四版）》席伟光杨光李波主编《机械设计课程设计》基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究基于双单片机冲床数控系统的研究与开发基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究HYPERLINK"/detail