两级齿轮减速器课程设计说明75893673

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1、机械设计课程设计说明书设计题目： 两级圆柱齿轮减速器 53 / 55目 录1 设计任务书2两级圆柱齿轮减速器设计2.1 传动方案的拟定及说明3 电动机的选择423 计算传动装置的运动和动力参数62.4 传动件的设计计算25 轴的设计计算232。6 滚动轴承的选择及计算392.7 键联接的选择及校核计算42.8 箱体设计计算46。9 润滑与密封473 设计小结49 设计任务书。原始条件和数据：铸工车间碾砂机.单班工作，每班工作8小时。连续单向运转，载荷平稳,空载启动，室外工作,有粉尘;工作期限0年（每年工作00天）.立轴的速度允许误差为.开式锥齿轮的传动比i锥=,小批生产.其载荷变化图如下： 图

2、1.1 载荷变化图2.立轴工作所需转矩:1100,立轴转速：0/mn3。方案 图12 方案 4传动方案的拟定和说明 由题目所知传动机构类型为:两级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆柱齿轮进行传动，载荷变动。2 两级圆柱齿轮减速器设计设计计算及说明结果2。1 传动方案的拟定及说明选择二级展开式援助直齿-斜齿轮减速器。整体如图所示:传动装置总体设计简图：图2.传动方案设计计算及说明结果2.2 电动机的选择1 选择电动机类型和结构型式由电动机工作电源，工作条件和载荷特点选择三相异步电动机。2 选择电动机的容量标准电动机的容量由额定

3、功率表示。所选电动机额定功率应等于或稍大于工作要求的功率.容量小于工作要求,则不能保证工作机正常工作,或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；容量过大，则增大成本,并且由于效率和功率因数低而造成浪费。由工作所给的运输链工作拉力T=100，转速=30rmi,得工作机所需功率为:电动机至工作机之间传动装置的总效率为： 所需电动机的功率为:圆柱齿轮传动07 开式圆锥齿轮传动0。94 滚动轴承0。98 -弹性联轴器.99查机械设计手册,选设计计算及说明结果 查课程设计手册表22得两级圆柱齿轮传动比范围为i=60,电机的转速范围可选同步转速为100或3000的电机，现就两种电机方案进行比较，列表如下：电动

4、机型号额定功率（K）满载转速（r/min)同步转速（r/in)质量传动装置的传动比双级减速器传动比Y132S15.900300441Y132S-45514401082表2。2.1两种电动机方案选取电动机型号:由表中数据可知两个方案均可行，但方案2的传动比较小，传动装置尺寸较小,故采用方案，选择电动机型号Y12S-4。设计计算及说明结果。3 计算传动装置的运动和动力参数1确定电动机的转速，总传动比与各级传动比传动装置的总传动比为:式中：电动机的满载转速，rn；工作机的转速,r/mn。二级传动中，总传动比应为：，链传动的传动比3，则减速器的传动比为： 分配各级的传动比： 式中:高速级齿轮的传动比；

5、-低速级齿轮的传动比。 设计计算及说明结果2。 计算传动装置的运动和运动参数1）各轴转速：传动装置从电动机到工作机有三轴，依次为、2、轴，则： 、-分别为、2、3轴的转速，r/in；轴为高速轴,轴为低速机。 2）各轴效率：3）各轴转矩：设计计算及说明结果计算结果汇总列表备用，如下:项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速r/min404036020功率KW5.5455.17492转矩Nm6。47631113。13.5传动比23效率0。909506。96表2.。各轴参数号设计计算及说明结果24 传动件的设计计算1. 高速级圆柱齿轮传动的设计计算 1)选定齿轮的类型精度等级、材料及齿数：(1)选择材料及

6、热处理 小圆柱齿轮选用4Cr,调质处理,调质硬度为28HS，大圆柱齿轮选用4钢，调质处理,调质硬度为240BS,二者材料硬度差为0HBS。（2）选齿轮选择斜齿轮，小齿轮选，大齿轮选,大小圆柱斜齿轮选用7级精度。（3）压力角，初选 2)按齿面接触疲劳强度计算 1）定公式内的各计算数值（1)计算小圆柱斜齿轮传递的转矩(2）查表17齿轮传动的齿宽系数，试选; 设计计算及说明结果(3）从表5查得材料的弹性影响系数；查图得由式（1-21）计算接触疲劳强度用重合度系数;由式(1-2)可得螺旋角系数;（4） 由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限计算应力的循环次数：

7、（5）设计计算及说明结果 （6）计算接触疲劳许用应力取失效概率为%,安全系数S=1，取接触疲劳寿命系数，。 由式（10-12）得：取较小者,即该齿轮副的接触疲劳应力 2）试算小齿轮分度圆直径并代入中较小的值 )调整小齿轮的分度圆直径 计算齿轮平均分度圆处的圆周速度为： 齿宽b： 计算实际载荷系数设计计算及说明结果（1）查表1-得(2)V=2.58m/s,7级精度，查图10-8得(）齿轮的圆周力, ，查表103得齿间载荷分配系数. 查表10-用插值法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时,，得 5）计算模数 ）按齿面的弯曲疲劳强度计算 1）定公式内的各计算数值(1）（2）由式（019），可得计

8、算弯曲疲劳强度的螺旋角系数设计计算及说明结果 (4)计算 （）由查图1017,得齿形系数由图10-18查的应力修正系数 由图04c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限, 大齿轮的弯曲疲劳强度极限；由图102查得() 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.，由（1014)得 计算大小齿轮的并加以比较设计计算及说明结果 因为大齿轮的大于小齿轮的，所以取 2)试计算齿轮模数 3）调整齿轮模数（)圆周速度v （）齿宽b (3）齿高与齿宽之比b/h 4）计算实际载荷系数（）由表10-查得，根据,7级精度，由图1-8查得(2）由圆周力设计计算及说明结果查103,得（）由表10-4用插值法查得，结合,查图1

9、1，得由式（101)可得实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取m=1.5mm,为同时满足接触疲劳强度，,4)几何尺寸计算(1)计算中心距考虑模数从1。210增大圆整至1。5m，为此将中心距减小圆整为100mm.(2）按圆整后的中心距修正螺旋角（)计算小、大齿轮的分度圆直径设计计算及说明结果 (）计算齿轮宽度，取 2.低速级圆柱齿轮传动的设计计算1)选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1） 选择材料及热处理： 小圆柱选用40cr，调质硬度为20HBS,大圆柱齿轮选用 45钢,调质硬度为240HS（2） 定齿数:小圆柱选,大齿轮选，（3） 选7级精度压力角为

10、。2） 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-1）进行试算即，1）确定公式内各计算数值：（1） 试选载荷系数；（2） 由图10查得区域系数(3） 小齿轮传递的转矩;(4） 由表07选取齿宽系数；设计计算及说明结果 (5) 由表106查得材料的弹性影响系数;(6) 由式0计算接触疲劳强度用重合度系数 (7)由图125d按齿轮硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限；（8)由式1015计算应力循环次数：()由图1-查得接触疲劳寿命系数:,(9)计算接触疲劳许用应力:取失效概率为10，安全系数S1，由式(014）得设计计算及说明结果取小的许用应力值 2)试算小齿轮分度圆直径 ）调

11、整小齿轮分度圆直径圆周速度v(2)齿宽b 4)计算实际载荷系数（1查表10-2得（2)V1.44m/s,7级精度,查图10得（3）齿轮的圆周力，查表10-3得齿间载荷分配系数。设计计算及说明结果（4）查表10用插值法查的级精度,小齿轮相对支承非对称布置时，则载荷系数为：由式（1-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径:(）计算模数3）按齿根弯曲强度设计由式（15）得弯曲强度的设计公式为：1) 确定公式的各计算数值:（1）试取（）由式（1)计算弯曲疲劳强度用重合度系数 （3）计算查图1-7，得齿形系数由图10-18查的应力修正系数设计计算及说明结果由图1024查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大

12、齿轮的弯曲疲劳强度极限;由图22查得(4)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S.4，由（1014）得（5）计算大小齿轮的并加以比较因为大齿轮的大于小齿轮的，所以取 2）试计算模数设计计算及说明结果）调整齿轮模数（1）圆周速度v （2)齿宽b （3）齿高与齿宽之比b/4）计算实际载荷系数（1）由表1-2查得,根据,7级精度，由图10-查得(2）由圆周力,，查0-3，得(）由表104用插值法查得，结合，查图03，得由式(10-13）可得实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取设计计算及说明结果m=2mm,为同时满足接触疲劳强度,，即,取,则。4）几何尺寸计

13、算（1）计算分度圆直径：（2）计算中心距（）计算齿轮宽度：，取表。4。1各齿轮数据齿轮齿轮2齿轮3齿轮4Z262884 ()1.51。52。5.5200220（m）40.4161.670210 （mm)45407570 12.839无设计计算及说明结果2。轴的设计与计算 高速轴的设计 已知参数：P1=544w，n1440r/min,T310。m 1)求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为0.4m，而2）初步确定轴的最小直径先按课本第37页式（152）初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为5钢，调制处理。根据表1-,取A0,于是得：高速轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d1-.联轴器

14、的计算转矩Tca=KAT1，查课本35页表14-1，考虑到转矩变化中等，故取KA.3，则按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩条件,查手册，选用Y型凸缘联轴器,其公称转矩为00mm，孔径为1mm,故取 设计计算及说明结果d1=8mm，半联轴器长为4m，半联轴器与轴配合的孔长度为l1-72mm。3）轴的结构设计 (1）拟定轴的大致结构及零件装配。如下图图2。 高速轴（2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。a)根据定位轴肩高度=(007。1）d,取联轴器左端轴肩高度h5mm,故16段的直径d-6=21m。5段与1段安装轴承,取h=2mm,则得到d-5=1-6+2h=25m。b)初步选择滚动轴承

15、。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故查手册得选取轴承型号为3025，其参数如下表所示：(）dDTB许用转速eY2526.21532.2k3kw900rm0371.6表2。52 轴承参数所以l11=1-5=15mm.c)-3段安装齿轮，根据课程设计指导书，该处齿轮做成齿轮轴.根据高速轴齿轮厚度为，所以13=B1=45m设计计算及说明结果 取轴承端的轴肩高度，d-=d1=31mm。d)根据课程设计指导书可以得到： 取。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接.根据d7=1mm,l174mm,由机械设计课本表1，取用普通平键，其具体参数为

16、:为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，选择配合为。滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸由课本表15-2，取轴端倒角为。4）求轴上的载荷首先在确定轴承的支点位置，对于320型圆锥滚子轴承,B=13mm，因此，作为简支梁的轴的支撑跨距+L31.+13.=190mm.根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如下所示。设计计算及说明结果图2.5.2 载荷图设计计算及说明结果图2。53弯矩图和扭矩图从轴的结构图、弯矩图及扭矩图可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的MH、Mv、及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力

17、F弯矩M总弯矩扭矩T设计计算及说明结果 表2。5.3 轴1的支反力及弯扭矩1）按弯扭合成应力校核轴的强度:进行校核时,通常只校核轴上承受的最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（155)及上表中的数值并取，轴的计算应力为；由表11得，因此,故安全。 2 中间轴的设计：已知参数：2=5。176kw,n2=36/i,2=137310N.m 1)求作用在齿轮上的力: 由受力分析和力的对称性,则中速轴大齿轮的力为 ,， 2)初步确定轴的最小直径 先按课本式（152）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理.根据表1-，取,于是得设计计算及说明结果 3)轴的结构设计 （) 拟定轴上零件的装配方案

18、。 图2.。3中间轴 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径,由轴承产品目录中初步选取基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承6。dDTB许用转速eY217516.250w750r/min。71.b）根据定位高度公式h（0.070.)d，取大齿轮左端轴肩高为3mm,右端轴肩高位5mm,则有2d-6=30mm,d2=d-5=0+6=36mm，d2-=+10=46m。齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位. c)根据课程设计指导书可以得到设计计算及说明结果 至此，已初步确定了轴的各段

19、直径和长度。 (3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由表6查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm;同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为.滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6. （4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15，取轴端倒角为.4）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图.对于3006型圆锥滚子轴承，B=17m。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。 设计计算及说明结果图2。4载荷图图2.5. 弯矩和扭矩图设计计算及说明结果从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截

20、面B和C是轴的危险截面。现将计算出的截面B和C处的的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力弯矩M总弯矩扭矩T5）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据课本式(15-）及上表中的数据,以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力,取,设计计算及说明结果轴的计算应力 由课本表151得。因此,故安全。 3低速轴的设计:已知参数:，,）求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知 ，）初步确定轴的最小直径先按式(15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为4钢,调质处理。根据课本表153，取，于是得可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴

21、的直径.为了使所选的联轴器的孔径与轴相适应,需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ,查课本表41，考虑到转距变化很小，故取，则设计计算及说明结果 按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查标准GT33-202,选用型凸缘联轴器，其公称转距为30000。mm.半联轴器的孔径,故取，半联轴器长度L=12mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度.3)轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案图25. 低速轴（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 a)初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由深沟球轴承6211尺寸为,故。右侧的轴承与轴之间采用轴肩与轴承端盖轴

22、向定位.b)取联轴器右端轴肩高为2.mm，则.取轴承端轴肩高为。m，则.取轴肩高为4mm，则,。设计计算及说明结果c）由高速轴算得箱体内壁之间的轴向距离为4m，则有： 因为 且要满足所以取，.至此，已初步确定了轴的各段直径和长度.(）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接.对齿轮,按由课本表61查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为3m；为了保证齿轮与轴配合的对中性，选择齿轮与轴配合为。同理，对半联轴器,由表1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为90;为了保证半联轴器与轴配合的对中性，选择半联轴器 轮毂与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直

23、径尺寸公差为m6.(4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表152,取轴端倒角为.)求轴上的载荷 设计计算及说明结果首先在确定轴承的支点位置，对于21型深沟球轴承，查轴承标准手册得 B=21m。因此,作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图. 图257 载荷图设计计算及说明结果 图5。 低速轴的弯矩图和扭矩图 从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危 险截面。现将计算出的截面c处的的值列于下表.载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩设计计算及说明结果 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面）的强度，根据式(155)及上表中的数据,

24、以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由课本表15-1得。因此，故安全。键的校核（一)高速轴上键的校核1）高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度6m,高度=6mm，键长L=32mm.联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由表6查得许用挤压应力，取其平均值，.键的工作长度l=b32mm6mm2m，键与联轴器键槽的接触高度k05h=0。6m=mm。由式（6-1)可得设计计算及说明结果 故挤压强度足够。2.6滚动轴承的选择及校核 一轴承的寿命校核1 高速轴上轴承的寿命校核已知参数，。查圆锥滚子轴承30

25、205的基本额定动载荷C=22N。）求两轴承受到的径向载荷和 2)求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承,按表37，轴承派生轴向力，其中Y是对应表13中的Y值。查得Y=1。6,因此可算得设计计算及说明结果 按式（13-1）得 3）求轴承当量载荷查得=.,比较按表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为X1=0.4，1=Y2=1。6.按课本上式（8a）,当量动载荷。由于轴承有轻微冲击,查课本表3-,取，则 )校核轴承寿命 由课本式（13-4）知滚子轴承。因为,所以按轴承1的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求.设计计算及说明结果2 中速轴上轴承的寿命校核已知参数 ，。查圆锥滚子轴承30206的

26、基本额定动载荷C=430N。1）求两轴承受到的径向载荷和 2）求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按表1-7，轴承派生轴向力,其中Y是对应表1-5中的Y值。查可知Y=16，因此可算得按式(13-1）得 设计计算及说明结果)求轴承当量载荷查得e=0,比较按表13-5,得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按中式（13a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查表36，取，则 ）校核轴承寿命由式（3-4）知滚子轴承。因为,所以按轴承的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。 低速轴上轴承的寿命校核已知参数,。1）求两轴承受到的径向载荷和设计计算及说明结果 ）求轴承当量载荷3）校核轴承寿命故所选轴承满足寿

27、命要求。.7 键的选择及校核计算 1高速轴上键的校核)高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=6mm,高度h=6mm，键长L=2m。联轴器、轴和键的材料皆为5钢，有轻微冲击，由表62查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度l=L-=3mm6mm=26m，键与联轴器键槽的接触高度k=05h=56mm=3mm.由式（61）可得设计计算及说明结果 故挤压强度足够.2 中速轴上键的校核1）已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为,轴径为,宽度b=0m，高度h8mm，键长=32mm。齿轮，轴和键的材料皆为4钢，有轻微冲击，由表2查得许用挤压应力，取其平均值,。键的工

28、作长度=32mm10mm=2mm，键与齿轮键槽的接触高度k0.5h=0。5mm=4mm。 故挤压强度满足要求。3 低速轴上键的校核1)低速轴上联轴器处键的校核已知轴与联轴器采用键联接,传递的转矩为，轴径为,宽度b4m,高度h=9mm,键长=mm.联轴器、轴和键的材料皆为4钢，有轻微冲击，由表-2查,取平均值,。键的工作长度l=L-b=45mm14m=31mm,键与联轴器键槽的接触高度k=05h=0.59mm=.5mm.设计计算及说明结果 故挤压强度足够. 2） 低速轴上齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为,轴径为,宽度b=1m，高度h=11m，键长L=63mm.齿轮,轴和键的材料

29、皆为45钢,有轻微冲击，由表6-2查得许用挤压应力，取。键的工作长度L-=63m18=45mm,键与齿轮键槽的接触高度=0.5=0.51mm=5m。由式（-1）可得故挤压强度足够.设计计算及说明结果2.润滑与密封（一） 润滑设计齿轮圆周速度v5m/s所以采用浸油润滑，轴承采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热.为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H对于圆柱齿轮一般为1个齿高,但不应小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污,引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到油池的距离为5

30、0mm。换油时间为半年,主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-CB15号工业齿轮润滑油.（二） 密封设计（1） 轴伸出处的密封：作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室,避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重,因而工耗大，毡圈寿命短。有接触式和非接触式两种。橡胶油封是接触性密封种性能最好的一种可用于油或脂的润滑的轴承中。以防漏油为主时油封唇边对着箱内，以防 外界灰尘为主时,唇边对着箱外,当两油封相背放置时，则放漏放尘能力强 ，未安装油封方便,轴上可做出斜角.（2）轴

31、承内侧的密封:该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承,防止过多的油进入轴承内，破坏润滑效果。（)箱盖与箱座接合面的密封：接合面上涂上密封胶。设计计算及说明结果29箱体的设计与计算1选择材料:选择箱体的材料为T00，硬度为140HBS.2. 箱体设计的几点原则：a) 箱体结构较为复杂，多用灰铸铁铸造，本设计采用剖分式箱体；为保证减速器的支撑刚度,箱体轴承支座处应有足够的厚b) 度,并设计加强肋,肋板同时可以增加散热;c) 轴承旁螺栓的凸台设计可提高轴承座孔的连接刚度，凸台的高度由扳手空间决定;d) 箱座和箱盖连接凸缘应有一定的厚度，保证箱体的密封性；设计输油沟和回油沟要合理,要充分考虑加

32、工工艺可行性。. 设计结构尺寸：a=14mm（1） 箱座壁厚，查表得8m（2） 箱盖壁厚,查表得8mm；（3） 箱盖凸缘厚度，查表得12mm；（4） 箱座凸缘厚度，查表得2mm;（5） 箱座底凸缘厚度b，查表得12mm;（6） 地脚螺钉直径,M20mm设计计算及说明结果（7） 地脚螺钉的个数：4个;轴承旁联轴器螺栓直径16mm；（8） 盖与座联接螺栓直径1mm;（9） 联接螺栓的间距取;（10） 轴承端盖螺钉直径M8m;（11） 视孔盖螺钉直径M6m；（12） 定位销直径mm；（13） 外箱壁至轴承座端面距离为:;（14） 大齿轮定圆与内箱壁距离为9m；（15） 齿轮端面与内箱壁距离，取10m

33、m;（16） 箱盖肋厚:6。8mm；3 设计小结完成了两级圆柱减速器的设计。心得体会作为一名机械设计制造及自动化专业大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的.这次课程设计为我们提供了和老师交流的机会，指导老师对我们在设计过程中所遇到的问题都进行耐心的解答，并对我们的设计进程进行督促和检查，帮助我们如何能够快、精、准完成这次课程设计任务。在过去的时间里我们接触的多是专业基础课.而在课堂上掌握的只是专业基础课的理论面。通过这次的实践，自己不仅巩固了所学的知识，而且在设计过程中，学会了如何快速正确地画图、查手册、查阅各种信息等等,为以后的学习工作提供了很好的经验。在这个过程

34、中，也坚定了我们坚持不懈的态度，锻炼了我们分析问题、解决问题的能力同时也锻炼了我们搜寻信息并有效利用信息的能力。参考文献 濮良贵，纪明刚主编,机械设计第七版,北京:高等教育出版社2005. 吴宗泽，罗圣国主编。机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，992. 濮良贵，纪名刚主编。机械设计第九版.北京：高等教育出版社,013。4 孙恒，陈作模，葛文杰主编。机械原理第八版。北京：高等教育出版社2013. 毛平淮主编。互换性与测量技术基础第版。北京：机械工业出版社,20。 大连理工大学工程图学教研室编。机械制图第六版。北京:高等教育出版社,2007.7 吴宗泽主编,机械设计.北京： 中央广播电视

35、大学出版社，19888葛中明主编,机械设计基础.北京：中央广播电视大学出版社,992。9 蔡春园主编,机械零件设计手册第三版，北京:冶金工业出版社994。10 机械工程手册,电机工程手册编辑委员会,机械工程手册： 第五卷,机械零部件设计.第二版.北京： 机械工业出版社，199毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计(论文)，是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知,除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献

36、的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作者 签 名: 日 期： 。.。.。.指导教师签名： 日 期： 使用授权说明本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文)的规定,即:按照学校要求提交毕业设计(论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文)的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文;在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名： 日 期: 。.学位论文原创性声明本人郑重声明:所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何

37、其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体,均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担.作者签名： 日期： 年 月 日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定,同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版,允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理.作者签名:日期： 年 月 日导师签名： 日期: 年 月 日注 意事 项1.设计（论文)的内容包括:1）封面（按教务

38、处制定的标准封面格式制作）2）原创性声明）中文摘要(字左右）、关键词4）外文摘要、关键词5）目次页(附件不统一编入）6）论文主体部分:引言（或绪论)、正文、结论7）参考文献）致谢9)附录（对论文支持必要时)2.论文字数要求：理工类设计（论文）正文字数不少于1万字（不包括图纸、程序清单等），文科类论文正文字数不少于1.2万字。3.附件包括：任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）。4文字、图表要求:1）文字通顺,语言流畅，书写字迹工整，打印字体及大小符合要求，无错别字，不准请他人代写2)工程设计类题目的图纸，要求部分用尺规绘制，部分用计算机绘制,所有图纸应符合国家技术标准规范.图表整洁，布局合理,文字注释必须使用工程字书写，不准用徒手画3）毕业论文须用A4单面打印，论文0页以上的双面打印4）图表应绘制于无格子的页面上)软件工程类课题应有程序清单,并提供电子文档。装订顺序1）设计（论文）2）附件:按照任务书、开题报告、外文译文、译文原文(复印件）次序装订3）其它文中如有不足，请您见谅！