二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书

《二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书（39页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、机械设计课程设计设计说明书设计题目二级展开式圆柱齿轮减速器一、设计任务书1二、总体设计11 .分析和拟定传动方案12 .电动机的选择33 .传动比的分配44 .运动和动力参数计算6三、主要传动零件的计算和设计121 .带、齿轮、链轮等142 .轴的设计和计算223 .滚动轴承的选择和计算234 .联轴器的选择和计算24四、润滑和密封的说明25五、拆装和调整的说明25六、减速箱体的附件的说明25七、设计小节25八、参考资料26一、设计任务书：设计带式输送装置原始数据：输送带牵引力F=4.5KN;带速V=1.8m/s;鼓轮直径D=400mm工作环境：室，灰尘较大，环境最高温度为35C;动力来源电力

2、，三相交流，电压380/220V。批量生产，一般机械工厂；检修间隔期，四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；二、总体设计1 .传动方案示意图：二级斜齿轮展开式PwPd8.1kw0.8259.818kw85.94r/min整体设计计算：2 .电动机选择计算(1) 传动装置的总效率:、，、，2、，4、，=?带X4联轴器X4齿轮X4轴承X4卷筒由手册表1-7查得ri带=0.96,“联轴器=0.99,ri齿轮=0.97,ri轴承=0.99,ri卷筒=0.96,二疗iii电动机型号Y160M-4T=0.96X0.99X0.972X0.994X0.96=0.8252工作机所需的功率nd1500r/mi

3、nD42mmPW=FV/1000=4500X1.8/1000=8.1KWnm1460r/min(2) 电动机功率PdPd=PW/t=8.1/0.825=9.818KWia34.09(3) 3电动机转速n滚筒工作转速：nw=60x1000v/兀D=60x1000X1.8/兀x400=85.94r/minI总司带din=125mmd2=id1=2X140=280mma=565.7mma1=165.82带速v=ttan1/=kX140X1460/=10.705m/s10.725m/s带速合适4基准长度Ld和中心距aZ=5初选中心、品巨ao=294840取ao=550mmLo 2a0 -(d1 d2)

4、4%22 550 2 (140 280) ;六Fo=211.9N1768.6mm基距：由P146表8-2取Ld=1800mmLdLo18001669.2Fq=2102.9N中心距aa00550565.7mm225小带轮包角“1d2d2801401 1802157.318057.3165.82120a567.5合适确定根数ZPc(P0Po)KKl根据di=140mmn尸1460r/min,查书P154表用线性插入法得：P0=2.82kW又i=2,查表用线性插入法得：P0=0.46kW由表知得Kl=0.95,B型，由a=165.82,用线性插入法得(=0.960,由此可得：12.76(2.820.

5、46)0.9600.954.266取z=5计算作用在带轮轴上的压力Fq由课本P149表查得q=0.18kg/m,得V带的初拉力:500PC/2.5八250012.76(1)qvzvK510.7025o一10.1810.702211.9N0.96014o作用在轴上的压力Fq,Kt1.6Fq2zFosin25211.9sin165.822102.9N222、齿轮传动的设计计算1精度等级，材料及齿数1选用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动2初选7级精度3材料选择：小齿轮材料40Cr调质齿面硬度为280HBs大齿轮材料45钢调质齿面硬度为240HBs一，高速对齿轮：(4)选小齿轮Z1=17齿数比i=3.45Z

6、2=17X3.45=58.65取Z2=58Zh=2.433a11.221a21.5605一10Nmm(iz2/z1)/i100%1.1%1.5%ZE189.8MPa1/2(5)初选螺旋角3=14Hiim600MPa(6)I高=3.45,n1=730r/minZ1=17,Z2=58P1=9.331I低=2.46,n1=221.60r/minZ1=21,Z2=51P1=8.96122Kt?u1ZhZedUH确定公式各计算数值a.试选Kt1.6b.由图10-30选取区域系数Zh=2.433c.由图10-26查得a10.745和a20.815则aa1a21.560LlimN1N2550MPa_94.2

7、1091.22109KHn=0.90KHn2=0.92H1540MPah2506MPar(h1h2)/25：d1t 61.98mmv 2.37m/sd.小齿轮传递转距Ti95.5105Pi/ni95.51059.3311.221105NI-mm730e.由表10-7选取齿宽系数d1f.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2b 61.98mmm nt 3.54mmh 7.96mmb/h 7.79Hiim600MPag.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限Llim550MPah.应力循环次数_9N160nljLh6073020300164.210N2N1/i高4.210

8、9/3.451.221091.348i.由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khni=0.90,Khn=0.92j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1H10.9600540MPah20.92600506MPar(H1H2)/2(540506)/2523d1t.21.61.2211054.45z2.433189.803()11.653.4552361.98mmb圆周速度3.141661.98730v-12.37m/s601000601000c.计算齿宽b及模数m讨bdd1t161.9861.98mmd1tcos61.98cos14mnt3.54mm417h2.25mnt2.253.547.96

9、mmb/h61.98/7.967.79KH1.426KF1.37KhKF1.2K1.848d165.03mmd.计算纵向重合度0.318d4tan0.318117tan141.348e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数KA1根据v=2.37m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV1.08,故查表10-4得KH1.426由表10-13查得KF1.37K1.776由表10-3查彳导KHKF1.2故载荷系数KKAKVKHKH1.0811.21.4261.84861.983 1.848/1.6 65.03mmf.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径ZvZv18.6261.60d1d1t

10、3K/Kt65.03 cos14 -3.71217g.计算模数以d1cosmnz.按齿根弯曲强度设计32KTYCOS2?YFaYSamndZ12-f确定计算参数a.计算载荷系数KKAKVKFKF1.0811.21.371.776b.根据纵向重合度1.348，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88c.计算当量齿数Zv1乙COS317318.62COS314Zv2Z2COS358361.60COS14d.查取齿形系数由表10-5查得Yf9i2.91,Yf922.276,丫当11.536,Y2fa1fa2saisa21.734e.计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较ffe1520MPa,fe2

11、480MPaKfn10.92,KFN20.94mn3mmd1d1t65.03mmz121Z2=72a143.77mmS=1.4,KFN1KFN2FE1/SFE2/S0.92520/1.40.94480/1.4小齿轮的数值大。设计计算mn3341.71322.29142141YFa1YSa1F1YFa2Ysa2F22.911.536341.710.013082.2761.7340.01225322.29d165.03mmd2222.61mm_5_221.7761.2211050.88cos21421721.5600.013082.18mm因此取mn3mm,可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲

12、劳强度取d1dt65.03mmB265mmB170mmd1cos65.03cos14“21.03mnKt1.6取z121JUZ2uZ13.452172.45取Z2=72；.几何尺寸计算计算中心距(ZiZ2)mna2cos将中心距圆整为144mm按圆整后的中心距修正螺旋角(Z1Z2)mn(2172)3-arccos-arccos-1421412a2144因3值改变不多，故，K,Zh等值不必修正。(2172)32cos14143.77mm计算大、小齿轮的分度圆直径,乙mn213d165.03mmcoscos1421d2Zmn723222.61mmcoscos1421计算齿轮宽度bdd1165.03

13、65.03mmZH=2.433aa1a21.6一一_5T24.04410Nmmd1ZE189.8MPa1/2Hlim600MPa_9N11.22109N24.95108Khn=0.92Khn2=0.95H155MPaH2522MPar(H1H2)2537.25d1t94.37mm所以取氏65mm;B170mm二，低速对齿轮啮合v 1.05m/s选小齿轮Zi=21,齿数比i=2.46,Z2=21X2.46=51.66,取Z2=51i(iz2/z1)/i100%1.28%1.5%a.试选Kt1.6b 94.37mmmnt 4.36mmh 9.81mmb/h 9.62b.由图10-30选取区域系数Z

14、H=2.433c.由图10-26查得a10.760和a20.840贝Uaa1a21.600d.小齿轮传递转距558.9615T295.5105F2/n195.5105-4.044105NI-mm211.6e.由表10-7选取齿宽系数1.665f.由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa1/2H“m 600MPag.由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限Llim 550MPah.应力循环次数 _ _ 9N1 60nljLh 60 211.6 20 300 16 1.22 10N2 N1/i 低 1.22 109/2.46 4.95 108i.由表10-19查得接触疲劳寿命系

15、数Khni=0.92,K hn=0.95j.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1hi 0.92 600 552MPah2 0.95 550 522.5MPar ( hi h2)/2 (552 522.5)/2 537.25a 2 1.6 4.044 105 3.46 z 2.433 189.8、2()1 1.602.46537.2594.37mmb圆周速度Kh 1.43KF 1.4Kh KF 1.1K 1.65d195.34mm60 10003.1416 94.37 211.660 10001.05m/sc.计算齿宽b及模数mntmn 4.405bdd1t194.3794.37mm94.37

16、 cos14214.36mmd1tcosmntZih2.25mnt2.254.369.81mmb/h94.37/9.819.62d.计算纵向重合度K 1.620.318dzitan0.318121tan141.665e.计算载荷系数K由表10-2查得使用系数KA1A根据v=1.05m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV1.05,故查表10-4得ZV1 22.99Zv2 55.83Kh1.430由图10-13查得Kf1.4由表10-3查彳导KhKf1.1故载荷系数KKAKvKhKh11.051.11.431.65f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1d1t3K/K；94.373

17、1.65/1.695.34mmg.计算模数mnd1cos95.34cos14,mn14.405z121.按齿根弯曲强度设计mn322KTY cos2 dZ1?YFaYSa,f确定计算参数a.计算载荷系数K KaKvKh Kh1.05 1.11.4 1.62b.根据纵向重合度1.665，从图10-28查得螺旋角影响系数 Y 0.88c.计算当量齿Z 旦V1 COS321COS31422.99Z Z2_COS351COS31455.83d.查取齿形系数m n 3mmd1 d1t 94.37 mm乙 30Z2=73由表10-5查得YFa12.69,YFa22.290, YSa11.575, YSa2

18、1.715e.计算大、小齿轮的 YFaYSa并加以比较，由图10-20C以及图10-19得 fFE1 520MPa, FE2 480MPaKFN10.92, Kfn20.94取 S=1.4,f1 Kfn1FE1/S 0.92 520/1.4 341.71f2 Kfn2 FE2/S 0.94 480/1.4 322.29a 159.23mmYFa1、Sa1fi2.69 1.575341.710.01240YFa2YSa22.290 1.715F 2322.290.01219小齿轮的数值大。设计计算d1 92.60mmd2 225.32mmmn523 2 1.62 4.044 105 0.88 c

19、os2 14212 1.6000.012402.67mmB1 90mmB2 85mmd1cos mn94.37 cos14330.52轴的材料选用常用的45钢因此取mn3mm,可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取d1d1t94.37mm,所以取乙30,则Z2uZi2.463073.8取Z2=73；.几何尺寸计算计算中心距(ZiZ2)mn(3073)3a1159.23mm13 39 502cos2cos14将中心距圆整为159mm按圆整后的中心距修正螺旋角(乙 Z2)mnarccos(30 73) 3 arccos13 39 50因3值改变不多，故，K,ZH等值不必修正。计算大、小齿

20、轮的分度圆直径did2乙mncosZ2mL cos30 3cos13 3973 3cos13 3992.60mm225.32mmd1 42mmd2 45mmd3 55mm计算齿轮宽度biddi192.6092.6mm所以取B190mm,B285mm七.轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式为：dA3p,n1,3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3，取A1=A3=110,A2=120。p19

21、.331d1A31110325.72mm1n,730d2A23：比120T896141.83mmnL22211.6iJp3fe.605d3A3-p3110351.07mm3n3.86考虑到1轴要与大带轮联接，初算直径d1必须与其和电动机相匹配，轴上有一个键槽，故最小直径加大5%,所以初定d42mm取d2=45mmd3=55mm3.确定各轴的直径与长度出轴输出轴dmin=55mm1轴出设计图如下:名称ABCDE尺寸59.581108143.5名称FGd1d2d3尺寸5082555965名称d4d5d6d7尺寸595552482确定各轴段直径A段：d1=55mm,与轴承圆锥滚子轴承30311配合初

22、步选择滚动轴承，根据相配的尺寸，与轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311，其尺寸为dDT55mm120mm31.5mmB段：d2=59mm非定位轴肩，h取2mmC段：d3=65mm定位轴肩，取h=3mmD段：d4=59mm,非定位轴肩，h=2mmE段：d5=55mm,与轴承圆锥滚子轴承30311配合F段：d6=52mm非定位轴间h=1.5mmG段：d7=48mm联轴器孔长度，此时可根据此数据确定联轴器长度。3确定各段轴的长度A段：由轴承圆锥滚子轴承30311宽T=31.5mm和轴套长b312mm挡油环b=12mm轮齿毂比轴段宽4mm所以L1(Tb3b4)mm

23、59.5mmB段：L2=81mm与齿轮配合，齿轮齿宽减去4mm便于安装C段：L3=10mm,定位轴间取10mmD段：L4=81mm由箱体的部尺寸减去各部尺寸E段：L5=43.5mm,与轴承圆锥滚子轴承30311配合T=31.5mm挡油环宽b=12mm故L5=T+b=43.5mmF段：L6=50mm,考虑箱体壁厚以及端盖厚度和便于取下端盖螺钉G段：L7=82mm,与联轴器配合，比联轴器工作段短2mm即L7(842)mm82mm轴的总长L=407mm4)齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d2=59mm由表6-1查得平键截面bh1811键槽用键槽铳刀加工，长为63mm同时为了保证齿轮与轴

24、配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为二二，同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为H,bhl141970,其配合为二。滚动轴承与轴的周向配合定位是由过渡配合来k6保证的，此处选轴的直径公差为m6o5)参考表15-2,取轴端倒角为245，其余尺寸输出轴的CAD图。6)求轴上的载荷并校核轴的强度P3 =8.605kwn 3 =86r / minT3=955.55N m求作用在齿轮上的力，轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图P3=PiiX0.99=8.605kwn3=86r/minT3=955.55NmFt2 955.55 1000225.328481.7Ntanntan20FrFt8481

25、.73176.8Ncos2cos133950Ft 8481.7 NFr 3176.8NFa 2059.8 NFaFttan28481.7tan1339502059.8N.M-Illl |1| 厂I-rnTminnIT产工TrrTTTm-i-J * *fUlfniTrh.其作用力的方向如图所示L2 L3=225.2 mmFNH1 2753.20NFnh 25728.54NFnvi 1454.7NFnv2 1722.1 N对于30311型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=24.9mm,因此支撑跨距L2L3152.1mm73.1mm225.2mmL731FNH1Ft8481.7-2753.20NL2L3

26、225.2L2152.1Fnh2Ft8481.75728.54NL2L3225.2F NV1(3176.8 73.1) (2059.8 92.60/2) / 225.2 1454.7NFNV2 Fr FNV2 3176.8 1454.7 1722.1 NMh(FNH1 L2 FNH2 L3)/2 418759.0 N mmMV1 FNV1L2 1454.7 152.1 221259.9 N mmMV2 FNV2L3 1722.1 73.1 125885.51 N mmM1 MH2 M%473619.1N mmM2 418948.1 N mmMH 418759.0N mmMV1 221259.9

27、N mmMV2 125885.51N mmM1 473619.1N mmM2 418948.1N mmT3=955.55N m4. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据= Jm； ( T3 )2 =卜18948.12 (0.6 955550产ca- W(0.1 593)2前已选轴材料为45钢，调质处理。查表 15-1 得1=60MPaca 1此轴合理安全5. 精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面34.57MPaca 34.57MPa ca从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面VI和即处过盈配合引起的应力 集中最严重，从受载来看，齿轮键槽截面a上的应力最大.截面BC的应力集中 的影响和截面AB的相

28、近，但是截面BC不受扭夕!作用，同时轴径也较大，故不 必做强度校核.键槽截面a上虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里的 直径较大，故a也不必做强度校核，其他截面显然更加不必要做强度校核.由 第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需 校核截面AB左右两侧需验证即可.截面AB左侧抗弯系数 W=0.1 d3= 0.1 553=16637.5 mm3抗扭系数wT =0.2 d3=0.2 553=33275mm3截面 AB左侧的弯矩 M为 M M1 73.1 38.5 224175.4N mm 73.1截面AB上的扭矩T3为T3=955.55N - m截面上的弯曲应力W=

29、16637.5mm3224175.416637.513.47MPawT =33275mm3截面上的扭转应力T=E=95555028.72MPaWT33275轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得：b640MPa1275MPaT1155MPabaaIa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a0及ar按附表3-2查得M224175.4Nmm因L200.036Dd55d经插值法查得591.07552.0t=1.31又由附图3-1查得轴材料的敏性系数为q0.82q=0.85此时有效应力集中系数按式附表1q(1)10.82(2.01q(1)10.85(1.313-4为1)=1.821)=1.2

30、6此时由附图3-2得弯曲尺寸系数0.67;由附图3-3得扭转尺寸系数0.82轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为0.92轴表面未经过表面强化处理，即q=1按式3-12以及式3-12a求得综合系数为:K=K/1/12.8T=28.72MPaB640MPa1275MPaiaT1155MPaK=1.82K=1.260.92K2.8K1.62K=K/1/11.62碳钢的特性系数0.10.2取0.10.050.1取0.05安全系数Scaca275/2.84.860.10)=20.21S=-k155/(1.6217.48/20.0517.48/2)10.62S=20.21S10.62Sca9.4SS

31、TF7S=1.5所以它是安全的截面AB右侧抗弯系数W=0.1d3=0.1_359=20537.9抗扭系数wt=0.2d3=0.23_,59=41075.8截面AB右侧的弯矩M为M73.138.5M1224175.4Nmm73.1截面AB右侧上的扭矩T3为T3=955.55Nm截面上的弯曲应力473619.123.06MPa20537.9截面上的扭转应力_T3_473619.1T=Wt41075.811.53MPaK=K2.8K=K1.62所以0.670.820.92综合系数为:K=2.8K=1.62碳钢的特性系数0.1 0.2取0.10.05 0.1取 0.05安全系数Scaca20.21S=

32、-k10.62Sca=-2SS29.4S=1.5所以它是安全的输出轴轴出精确校核完毕轴I的尺寸设计高速轴工作简图如图2所示初步测定最小直径d142mmA段：d1=42mm由最小直径算出B段：d2=48mm根据油圭拉准,选择毡圈孔径为48mmC段：d3=55mm与轴承圆锥滚子轴承30311配合，取轴承径D段：d4=58mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mmE段：d5=65mm将高速级小齿轮设计为齿轮轴，增加强度F段：d6=58mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mmG段，d7=54mm,与轴承圆锥滚子轴承30311配合，取轴承径第二、确定各段轴的长度A段：L1=2f+3e=63mm依据参考文献

33、1表8-10圆整后取L1=60mmB段：L2=50mm考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取50mmC段：L3=43.5mm,与轴承圆锥滚子轴承30311配合，加上挡油盘长度12mmL3=T+b=31.5+12mm=43.5mmD段：L4=113mm,考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体壁宽度减去箱体已定长度后圆整得L4=113mmE段：L570mm,齿轮的齿宽L610mm丁,F段：6,T=31.5mm,L6=a-b+8=14-12+8mm=10mmG段：L7=43.5mm,与轴承圆锥滚子轴承30206配合，加上挡油盘长度，L4=T+b=31.5+12mm=43.5mm轴总长L=390mm轴n的设计计算

34、设计图如下：名称ABCDE尺寸43.581216143.5名称d1d2d3d4d5尺寸5559656055首先，确定各段的直径A段：d1=55mm与轴承圆锥滚子轴承30311配合B段：d2=59mm,非定位轴肩C段：d3=65mm,定位轴间D段：d4=60mm,非定位轴肩E段：d5=55mm与轴承圆锥滚子轴承30311配合然后确定各段距离：A段：L1=43.5mm,考虑轴承圆锥滚子轴承30311宽度与挡油盘的长度Ft 8481.7 NFr 3176.8NFa 2059.8 NB段：L2=81mm与齿轮配合安装C段：L3=21mm箱体壁宽度减去已确定尺寸D段：L4=61mm与齿轮配合安装E段：L

35、5=43.5mm,考虑轴承圆锥滚子轴承30311宽度与挡油盘的长度总长度为250In轴校核略符合条件八.滚动轴承的选择计算轴上的轴承的选择和寿命计算选择圆锥滚子轴承的型号为30311，主要参数如下：dXDxB=5512031.5Fr21031.2N基本额定静载荷Co=188kN基本额定动载荷C=152kN极限转速max=3400r/min脂润滑max=4300r/min油润滑Ft2955.551000d3225.328481.7NFrtannFtcos28481.7tan20cos1339503176.8NFaFttan8481.7tan1339502059.8N该轴承所受的径向力约为FrFr

36、3176.873.173.11031.2N152.10.40;Y1.7右轴承Fa/Co2059.8/400000.051查机械设计手册得判断系数e=0.26所以Fa/Fr0.65e=0.35X0.40;Y1.7P13913.63N当量动载荷P1XFrYFa0.401031.21.72059.53913.63N角接触轴承所受的径向力约为Fr2145.6NFrL3V152.1152.173.13176.82145.6N_，_4L=4.7 10 h因为是圆锥滚子轴承，所以取指数103轴承计算寿命Lh106 C60n P10615200060 86.02 3913.631.14 107 h所以P2Pi

37、,应用Pi核算轴承的寿命查表14-1,考虑到转矩变化很小，故取Ka 1.3Tca 1241.968Tn 1250N mn 4700r/mind 48mm所以LhL满足寿命要求十.联轴器的选择计算1 .计算联轴器的计算转距TcaKaTTcaKAT1.3955.361241.9682 .型号选择根据计算转距，选择弹性柱销联轴器LX3型主要参数如下：公称扭距Tn1250Nm满足要求许用转速n4700r/min满足要求轴孔直径d48mm轴孔长度主动段L84mm,L1112mm从动端L84mm十一.润滑和密封说明1 .润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度v12m/s,故蜗杆采用浸油润滑取浸

38、油深度h=12mm大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑,因为轴承转速v1500r/min,所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。2 .密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。十二.拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为3050mnm,可取游隙为4070mm在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度

39、要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。十三.减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的O十四.设计小结设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得,机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。十五.参考资料1 .机械设计濮良贵纪名刚主编，高等教育，20XX。2 .机械设计课程设计指导书龚：桂义主编，高等教育，20XX。3 .机械零件手册周开勤主编，高等教育，20XX。4 .机械设计课程设计图册龚：,桂义主编，高等教育，20XX。5 .机械课程设计手册第三版吴宗泽，罗盛国主编，20XX。-27-/29-28-/29