机械基础综合课程设计设计计算说明书

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1、目录一、课程设计任务书 -2 -二、电动机的选择 -4 -三、计算总传动比及分配各级的传动比 -5 -五、动力学参数计算 -5 -六、传动零件的设计计算 -6 -七、轴的设计计算 -15 -八、滚动轴承的选择及校核计算 -22 -九、键连接的选择及校核计算 -23 -十、联轴器的选择及校核计算 -24 -十一、减速器的润滑与密封 -25 -十二、箱体及附件的结构设计 -26 -设计小结-27 -参考文献-27 -一、课程设计任务书题目：用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限 8年，生产10台,两班制工作，输送 机工作转速允许误差为 5%。原始数据：

2、输送机工作轴转矩 T=700(N。m),输送机工作轴转速 n=150(r/min )I 电脸机?一以帏立勺觊营林替能掰口野工开式恒由也出前士一精遇极疑0.99Tn 700 + 15010. 995KW15r niin总 0.83Pw = 10, 995蠲Pd . 13. 24kw1向二 142, 515 nD 二 5703937, 5n电动机型号：Y180L-6minia 三 6. 47|j 1 = 3. 2二、电动机的选择1、电动机类型的选择选才 Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择(1)传动装置的总效率：7总V联轴器门球辕承修画柱斜齿轮斗球轴承叮联轴器7嚷三轴承推齿鸵犯案于轴承二099

3、* 0, 98 * S 99 * 0, 99 邛 0. 98 * 0. 92 * 0. 98 = ( . 83(2)螺旋输送机的功率：9550(3)电动机所需功率:P* 10. 955Pd _= 13- 24kw斗总 0.83 3、确定电动机转速螺旋传送机螺杆工作转速:.二(0+ 951. 05) * 150r/min = M2. 557. 5r min按机械设计课程设计指导书P17表1推荐的传动比合理范 围,规范传动比。取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i 二二3;取锥齿轮传 动比i1=2 %;则总传动比合理范围为 匕=4、25；故电动机转速的 可选范围为：门D 二 (425) *(142.

4、 5、157. 5) = 5703937. 5r/min O符合这一范围的同步转速有 750、1000、和1500r/min.根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如下表力杀电动机型号额定功率(kw)同步转速/满载 转速(r/min)一Y200L-8115750/730一Y180L-6151000/970二Y160L 4151500/1460综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速 器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速， 选定电动机型号为Y180L6

5、.其主要性能：额定功率15KW;满载转速小二?了曳山n ；额定转矩2.063kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比970丽=&472、分配各级传动比(1)据指导书P17表23,取圆柱斜齿轮传动比ia = iib锥齿轮传动比为:ia鳍=一6. 473.2对传动比进行验算970150150* 10 = LQ4% -木 一1 *一j一i一二 52, 7941m（2）调整小齿轮分度圆直径1）数据整理a）由表10-2查得使用系数4二1弧 11 t El 1b）根据速度v=2. 739m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Yf 三 0. 684Yfl 三 0. 778Kv = L 10c

6、）齿轮圆周力2TlFti -1- - 4888. 8N也92. 6 - 、-j = L 67668nmiJ 0dz产 向I调整模数计算圆周速度山二 雨二 41.4陶仙；* 二 60 -0。二2J07WS齿宽：:1 -齿高及齿高比：L；计算实际载荷系数Kf根据V = 2J07m/s, 7级精度可查得Kv=1。08打 1FaF1Fti = = 622L 53N；工一=149. 97 100故可查得由表10-4插值法查得小齿轮相又t支撑对称布置，7级精度时酶二1.309，结合宽高比查图1013,得K理工第则载荷系数为M 二 KaKMKfb - 1。594r 3_ 叫】二如 * .= 2. 45按实际

7、载荷计算齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数.选用模数叫=130.15几何尺寸设计计算中心距圆整后取a 二 130圆整后的中心距修改螺旋角 计算小大齿轮分度圆直径卜22)Unp = arccos-二 13. 7952心|口名1%寸 617822211n%19&218计算齿轮宽度取 b2=62mm, b二67mm。 圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整之后，Kh、Y、Y等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。(1)齿面接触疲劳强度校核斜齿轮的解除疲劳强度条件为H J2KHJ?UZhZeZZ hV ddi u1)载荷系

8、数KhKaKvKh Kh错误！由表10-2查得使用系数KA =1错误！圆周速度Vdn61.782 970 ,v m/s 3.138m/ s60 100060 1000根据v=3。138m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.14错误!齿轮的圆周力Ft1 21/d1 2 120950/61.782N 3,915.380NKAFt1/b 1 3915.380/62 N/mm 63.151N/mm100N / mm查表10-3得齿间载荷分配系数Kh =1.4错误！由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承对称布置时Kh =1.311则载荷系数为Kh KAKvKH Kh 1 1.14

9、1.4 1.311 2.0922)由图1020查取区域系数Zh =2.4333)由式(1021)计算接触疲劳强度用重合度系数Zt= arctan(tan n / cos ) arctan(tan 20 / cos13.7952 ) 20.645*at1 arccosZ1cos t/(Z1 2 hancos arccos34 cos20.645 / (34 2 1 cos14.984、27.691一.一_. *-at2 arccosZ2cos t / (Z2 2 hancos arccos127 cos20.645 / (127 2 1 cos13.7952 22.815乙=23Z2 =47二3

10、9Z870N * m125.9962 64.004,Zv1 25.5889Zv2 107.232(tan ati tan t) Zz(tan 瘀 tan t)/234 (tan 27.691 tan 20.645 ) 127 (tan 22.815 tan 20.645 )/2 1.810dZ1tan /1 34 tan14.984 /2.897Z,4 1.81013(12.897)2.8971.8100.5024)由式(10-23)可得螺旋角系数ZZ cos .cos14.984 0.9835)由表10 5查得材料的弹性影响系数Ze=189。8MPa1/2 6)则接触疲劳强度校核为:UzhZ

11、eZZdd u2 2.092 8.69 104? (77 / 24)11 52.7953 (77/24) _ 1/22.433 189.8 0.502 0.983MPa403.295MPa h 500.5MPa满足齿面接触疲劳强度条件?锥齿齿轮的设计计算1、选择齿轮材料及精度等级(1)选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为 20”，(2)齿轮的精度选为7级，材料小齿轮用20CrMnTi,渗碳淬火，齿 面硬度为56-62HRC,大齿轮用20Cr,渗碳淬火，齿面硬度为56 62HRC,(3)选小齿轮齿数 乙二23,大齿轮齿数YFaYsaf=0.0142d1 69.678mmdm1 59.227mm

12、vm 0.940m/sZ2 -乙 6.4723 46.382i177 / 24为了使两齿轮的齿数互质，取Z2=47I P3T3 = 9550-二 392.870N m ns2、按齿根弯曲疲劳强度设计 (1)由式(10-27)试计算模数，即mntKM?(YFaYsa0.5R)2Z12,u2 1 f错误！试选KFt 1.3f由分锥角 1 arctan(1/u) arctan(23/68) 25.996：2 90： 25.99664.004可得当量齿数Zv1 Z1 / cos 1 23/cos(25.996：) 25.5889Zv2 Z2 / cos 1 47/cos(64.004 ) 107.23

13、2由图10-17,查得齿形齿数YFa1 2.65YFa2 2.15由图1018,查得应力修正系数Ysr 1.64YSa2 1.83由图10- 24c查得小齿轮河大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是Flim1 835MPaFlim2 540MPa由图10 22取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.86KFN2 0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.7,由式10-14,得K0.86 835F1HN1 Hlim1MPa 422.412MPaS1.7KHN2 Hlim20.88 540-HN2 Hlim2- MPa 279.529MPaS1.7F 2fi2.65 1.64422.4120.0103YFaYsa2.1

14、5 1.83F2279.5290.0142因为大齿轮的YaYa大于小齿轮，所以取 fYFaYsa =YFaY5a =00 0142f f2Kv 1.10Kf 1Kh 1.341d 0.456KF 1.31KF 1.441m=3.5mmd1 80.5mmd2 164.5mm1 25.9962 64.0041）试算模数mnt 3r(1 0.5 r)2Zi2,u2YFaYsa?(Fa sa)1 F1.3 3.929 105d1dm1m* 3.0295d1(1 0.5 r) dmn60 100023mm 69.678mm69.678 (1 0.5 0.3)mm 59.227mm59.227 303.1

15、25m/s60 10000.940m/sb b2 30m 0.014232247 2:,0.3 (1 0.5 0.3)23,;(23)1 3.0295mm（1）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备错误！圆周速度错误!齿宽bb-Rd。247230.3 59.227()2 1 mm20.212mm2）计算实际载荷系数Kf错误！根据v 0.940m/ s ,8级精度，由图 108查得动载系数Kv 1.10错误!直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数Kf错误！由表10-4用插值法查得Kh1.341b 27.005d 0.456dm1 59.227错误！由图10-13，可彳3KF 1.31b 2

16、7.005- 5.6296hm4.797则载荷系数为KFKAKvKF KF 1 1.10 1 1.31 1.4412）由式1013,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数KT _1.441m mt 3.13.0295 3 mm 3.190mmK 1.3按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=3o 5mm4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1 乙m 23 3.5mm 80.5mmd2 Z2m 47 3.5mm 164.5mm(2)计算分锥角1 arctan(1/u) arctan(23/47) 25.9962 90 18.59164.004(3)计算齿轮宽度47 20.3 80.5 i

17、()1Rd1 U 124b 24mm 27.471 mm22b1 b2 27.471mm5、主要设计结论齿数乙 24 Z2 47模数m 3.5mm压力角 20变位系数x1 x2 0分锥角 125.9962 64.004齿宽D b2 30m小齿轮选用20CrMnTi,渗碳淬火，大齿轮选用20Cr,渗碳淬火，齿轮 按7级精度设计。六、轴的设计计算?输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBsAo=115dm 取 40mmd1=40mmL1=84mmd2=44mmL4 =62mm d4=67mmL5=20mm L3=L6=41mm d3=50mm d5=54mm根据教材P3

18、70(15-2)式,并查表153，取A0=115考虑有键槽，将直径增大 5%,则：d=2,翘 *(1+5%) mm=28。761选 d=29mm初选弹性柱销联轴器 LT7 (T=500Nm,L=1122mm)则最小轴径dm 取 40mm2、轴的结构设计由于齿根圆直径df 3dm所以高速轴采用齿轮轴设计(1) 轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称布置， 此处齿轮轴，齿轮轴不需定位，周向无须用平键连接。两轴承分别以 挡油环和端盖定位。(3) 确定轴各段直径和长度左起第一 段与TL7(L=112mm)弹性柱 销联轴器连接,轴径di=40mm 轴长 Li=110

19、mm；左起第二段，轴向定位弹性柱销联轴器，d2= di+2 x (2 3)=44 46mm因d2必须符合密封元件的要求 ，经查表，取 d2=45mm.箱体结构未知，L2待定；齿轮采用对称安装，则有 L4=B1=62mm,d4=da=66.782mm,圆 整，取值d4=67mm;旋转构件应距离箱体15mml则齿轮距箱体 15mm,距离轴承20mm, L5=20mm.轴承初选 62010 (dX DX B=50X 90X20 mm),则 L3=L6=41mm, d3=50mm, d5=54mmT=129o 05NJ- m|Ft = 4177. 99N三 1565. 682NFd = 1025.75

20、Frb=Frch =2088 o796NMIH=130549.756N - mmFrbv = L036 同F 即: 529.35： 血=64.770.629NMni = 3 3,084.495 N虹; 145,734.二 130,549.Ti 二 129050N, mm* mm25N*87 7N* mnimm, mm(4) 按弯矩复合强度计算(T B=750MPa1 =70MPa,LbJ 0.58 0b图中 b=c=62。5mm a=135mm（取 L2） T=129.05N m求小齿轮分度圆直径：已知 di=61。782mm求转矩：已知Ti=129050N mmMi = 163831.7M?

21、= 74849N56 N mmmm1）确定作用在轴上的载荷:圆周力:4177. 59N径向力:%Fr寿/0n a - 1565. 682N轴向力:Fttan/? J1025. 74N|2）确定支点反作用力及弯曲力矩 水平面中的计算简图如图6.1a所示 支承反力：Frbh=Frch=0。5Ft=2088.796N垂直面中截面II的弯曲力矩：MIH=Frbh b=130549.756NJ- mm垂直面中的计算简图如图6.1b所示。支承反力：0231,686,134 + 97,855,125二=。二 L036.33NFd - I -X a2 97,855.125 - 31,686.134Ffcv =

22、 丁一= 而N = 529.352Nb c1J0水平面截面I - I的弯曲力矩:?出二 Fj?bx 率 h = 1,03633 率 62. 5N * mm = 641770.629K * 厮Mih 二 Fr * c = 529.352 * 62.5N 用m33,084,495N 合成弯夕I （图1c）Mn.=如帝 +=1043（23225.0625 4J9丘，：467848 = 145,73mm扁二血备 + M/ - ”7.043,237,225.0625 + 33,084,495 二 K 0,549,87，N * nun轴上的扭矩：口二 129. 05N m 西）丽mm画出轴的当量弯矩图，如

23、图6。1e所示。从图中可以判断截面I- I弯矩值最大，而截面H - II承受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。3）计算截面I I、截面n n的直径已知轴的材料为40Cr （调质热处理），其B=750MPa; =70MPa,g/o二120MPa。则b 70/120=0.58 0b4.25N d=42mm截面I - I （大齿轮安装位置）处的当量弯矩：Mi二，谓 十产二21238.471,623.0625,6。2.37兀801 二 163, * mm截面H II处的当量弯矩:她:口 ST) * 二 淑 $8 * 1290503 = 71849N , mni故轴截面I - I处的直径:J MiM

24、：二 28.604mJO. a .满足设计要求；轴截面R R （联轴器安装位置）处的直径L1=110mmd2=45mmd3=50mmL3=41o 5mm1.756NJ M?Jo. Ifn- iJ=22+O3 Imm有一个键槽，则增大5%得23。132mm,也满足设计要求合成弯曲力矩竖直面上的弯曲力矩? 减速器输出轴(II轴)1、初步确定轴的最小直径遛用45调质钢，硬度217- -255HBSd4=55mmL4=60mmd5=60mmL5=7.5mmd6=d3=50L6=32轴的输入功率为Pi =12.72水平蚂幽哈2=303。1254r/min根1檄谷P370 (152)式，并查表15-3,取

25、Ao=115J 12.72H 51303. 125二 39, 963nui考虑有键槽，将直径增大5%,则：d=3以图* (1+5%) mm=41.96选 d=42mm拟定轴上零件的装配方案如下图所示:(1)轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称布置， 左面轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接.两轴承以挡 油环和轴承端盖定位。T=400.75 N - md2=198.218mmF(. = 4041 52：Fr = 1515. 438NFa = 992. 827N2、确定轴各段直径和长度右起第一段，从联轴器开始右起第一段初选用 TL7型弹性套柱销 联轴

26、器，半联轴器长度为l1=112mm,轴段长L1=110mm；右起第二段，考虑密封要求，d2取45mm, L2待定；右起第 三段初选轴承 7210AC ( d X D X B=50 X 90X 20),d3=50mm, L3=41.5mm；右起第四段,安装齿轮,d4=55mm,L4=B2-2=62-2=60mm右起第五段，定位齿轮的轴肩,d5=60mm, L5=7.5mm右起第六段，d6=d3=50,L6=323、按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算Frb=Frch=2021.764NMH=100,077.318N mmFrew = 1751,63训M班二 86706.136Nmm血二-1169L9

27、5SNmm蝴=132,413.S3 5N , mm帧 I = 100,757.984N mmTi 三 400750RFrbv :-236,20 I N根据上例高速轴的分析，低速轴的受力情况跟高速轴的一样，只 是里的大小有所变化，所以还是用高速轴的模型进行设计计算。受力 简图还是一样，如下图所示：上图中 b=c=59。5mm a=120mm（取 L2） T=400.75 Nmd2=198。218mmFt21 山4043. 528NMj = 274,498. 64N mmMo = 240,450 * mm确定作用在轴上的载荷： 大击轮分度圆直径圆圆周力:径向力：轴向力：.二1确定支点反作用力及弯曲

28、力矩水平面中的计算简图如图6。2a所示.1）确定支点反作用力及弯曲力矩水平面中的计算简图如图6.1a所示支承反力：FRBH=FRCH=0.5Ft=2021。764N截面I - I的弯曲力矩：MH=FRBHb= 100,077。318N - mm垂直面中的计算简图如图6。1b所示。支承反力：、dF-2 + FtC 98398.091 + 75,014181Frbv =,=丽= 175L639Nb + 99dF一 F 1r 275,014.181 - 98398.091F醐= N = - 236.201Nb c99截面I -矩的弯曲力矩截面I I的弯曲力矩：Urn 二卜加一b 二 1751,639

29、 X 49.5 - 86706.136N mmMeh = Frg- + c = -236201 + 49. 5 = -11691.955 N 皿n合成弯夕I （图1c）Mwi =加曲 +- 132,413,835N mnjMwi =旗十 M i# = 100,757.984N mm轴上的扭矩：Tj = 4004 75N til = 400750N m画出轴的当量弯矩图，如图6.2e所示.从图中可以判断截面I 一I弯矩值最大，而截面n - n（安装联轴器）承受纯扭，所以对这两 个危险截面进行计算。（3）计算截面I I、截面n n的直径已知轴的材料为45（调质热处理），其6B=650MPa；6-i

30、b =60MPa,（T 0b =102。5MPa。贝UL-1b 60/102.5=0.60b截面I - I处的当量弯矩：Mi - VMwI + -CorT） 5 = 274,498.864N - mni35.765nirnP = 4177Lidi = 55,624截面H II处的当量弯矩：另= 4 ST) ? ： Vo. 58 旱 12905. - 240.450N Mini故轴截面I - I处的直径：Jo. ik - iJ 有一个键槽，则增大5%得37。554mm满足设计要求；轴截面H - II处的直径：IJ M? 12 = 3 = 34.221ininJO. Ita - lb有一个键槽，则

31、增大5%得35。932mm,也满足设计要求当量弯矩竖直面上的弯曲力矩水平面上的弯曲力矩七、滚动轴承的选择及校核计算轴承类型选择根据轴承工作时受中等载荷，宜采用主要为点接触的球轴承；轴 承工作时在受径向载荷同时，还有不大的轴向载荷，可选用深沟球轴 承鳏第州某大的角接触轴承或圆锥滚子轴承。综上所述轴承类型 选择深沟球轴承轴承尺寸选择与寿命校核根据根据条件，轴承预计寿命:2*8夫300* 8= 38400h消虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列向心球轴承，主动 轴型根据轴劲值查机械设计课程设计选择6310 2个(GB/t2761994)从动轴承 6310 2 个(GB/T2761994)寿命计划：

32、两轴承承受纯径向载荷P=F=1564N ; X=1 , Y=01.主动轴轴承寿命：深沟球轴承 6310,基本额定动负荷：Cr = 6L 8KN, Fr = b = 3/7 = 14=28,4 IMPaSIX = L Y = 0；P = XFr + XFa = 4177. 59k Jn = 970r/mm10e /tcr 0cLldi =( D)= 55,624356h6 OnP预期寿命为：8年，两班制轴承寿命合格L=8 X300X16=38400h L1oh2。从动轴轴承寿命：深沟球轴承 6310,基本额定动负荷：(J-= 52.992MFCr = 6L8KN, Fr 二 1,卷= Vt =

33、1|反1e； X = b Y = 0； FP 二 科 + 再 二 4043. 528N；n = 303,125r/min106 AtCr nLich 二() 二 196295.821.407h 60n PL=8 x300x 16=38400h Lioh预期寿命为：8年，两班制轴承寿命合格八、键连接的选择及校核计算1、高速轴连接联轴器处键输入轴外伸端直径d=40m*虑到键在轴末端处安装,根据机 械设计基础课设计表 1215中，选单圆头普通 C型平键 bxh=12mm8mm 键长 L=100mm选择45钢，则其挤压强度公式为昨 ,并取， hld1 L 一 独，则其工作表面的挤压应力为4T第 一 4

34、2MPa dhl4T 4 * 125 * 1000% 二 口二门 一=28.41 MPahid 8 * 55 * 94查表得可知，当载荷平稳时，许用挤压应力P 120150Mpa, P P,故连接能满足挤压强度要求。2、安装低速轴与大齿轮连接处的键“二 147.680N m直彳d= d=55mm考虑到键在轴中部安装，根据机械设计基础课 设设计表9-14 中，选圆头普通 A型平键，键b xh xL=16mm10mm55mm选择 45钢，1 - L - b则其工作表面的挤压应力为=25L057N-ni52,992)11 a4? _ 1400.75 常 1000hid 10 * 55 + 55YB4

35、5 * 112TT 1YC42 * 112当载荷平稳时，许用挤压应力p 120150MPa,故连接能满足挤压强度要求。3、安装低速轴与联轴器连接处的键d 峋，=iSinm山讪二 lOrnni选用单圆头普通C型平键，根据齿处轴的直径为d=42mm根据 机械设计课程课设设计表914中，查得键的截面尺寸为键b h 12mm 8mm,键长取 L=100mm键、轴和轮毂的材料都是刚，其许用应力键工作长度l=L-0。5b=94mm键与轮毂键槽的接触高度4T 一0P 42MPadhl由于键采用静联接，冲击轻微，p p,所以连接能满足挤压强度要求.九、联轴器的选择及校核计算1。类型选择；根据功能要求初步确定选

36、用刚性联轴器，根据十几生产情况进 一步确定弹性套柱销联轴器。理由如下：优点：结构较简单，易损件更换较为方便。具有一定的缓冲减震 和补偿所联两轴相对偏移的能力不大。当位移量太大时，弹性元件易 损坏.（径向0。1-0。3,两轴的角度误差1545） 缺点：径向 尺寸较大，缓冲减震能力不高应用：不宜用于高速或者低速重载场合，适用于一般载荷的中小 功率传动轴系，工作温度为-20 + 70c2。载荷计算；因为轴的转速较高，启动频繁，载荷有变化，直选用缓冲性较好，同时具有可移性的弹性套柱销联轴器计算转矩查表 10-2 得：K = 1.7 。 名义转矩P15I o 二 9550-二 9550 * -zr =

37、147.680N mn9:0所以：: 一；. 二8。度,1二F3。型号选择根据电机Y180L转轴直径为45mm及上述数据，查手册选用弹 性套柱销联轴器TL7YB45 * 112YC42 * 112GB/ T 4323TL7弹性套柱销联轴器的技术参数为许用转速：1端由二280017mm （联轴器材料为铁）也二胡00幽!】（联轴器材料为钢）轴孔直径：1 -11十、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s,所以采用浸油润滑的润滑方式.高速齿 轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm,低速级齿轮浸入 油面高度约为1个齿高（不小于10mm）, 1/6齿轮。2、滚动轴承的润滑因润

38、滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度VL52m/s所以采用飞 溅润滑。3、密封轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。十一、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。2、注意事项(1)装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；(2)齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于0。211mm，低速级侧隙也不应小于0.211mm(3)齿轮的齿侧间隙最小=0.09mm,齿面接触斑点高度45%,长 度60(4)角接触球轴承7213C、7218C 7220C的轴向游隙均为0。100。15mm；用润滑油润滑;(5)箱盖与接触面之间禁止

39、用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；(6)减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；(7)减速器外表面涂灰色油漆；(8)按减速器的实验规程进行试验。设计小结这次课程设计对我而言最大的收获不是学会了设计减速器，而是学会了如何入设 计减速器，学会了一种思路方法，一种可迁移的研究设计思维。题目刚刚下来时，感觉是一片空白，无从下手，不知道是先从什么地方着手设计 计算，曾经做过的题目都有一些相对明确的数据， 我们可以依据公式，经验进行数据 处理。但课程设计比较严格，有比较空。题目要求很严格，但是题目内容需要自己补 充,选件、计算和设计等等，都是需要投入进去，环环相扣。设计

40、计算是第一关，这一 关,查阅资料必不可少的，我要借助资料内容，在脑海里构建出设计目标 ，一些文献的 经验可以帮我们避开许多不必要的麻烦。 在画图的过程中，每一条线都要有一定的依 据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，或与设计报告矛盾， 或部件之间干涉，这些问题是我本次课程设计遇到的最多问题.一遍遍修改，每次查看都有新的错误。我感谢这些错误，失败是成功之母 ，因为我知道下一次设计我会避 开这次犯得错误.同时这次课程设计，我也复习的AutoCAD软件应用。平常用三维CATIA生成二维 图纸用的多了，刚开始课程设计直接绘图还真是有点不适应。经历了课程设计的过程，才真正懂得机械行业的博大精深。一个由简变樊的过程， 平时我们看上去普普通的机构，却是深藏机械的智慧 .经历了课程设计的过程，我也 更加确定，两年来我学过东西，也学到了东西。经历了课程设计的过程，我知道了我 那些地方不足，那些地方需要强化。参考文献1濮良贵、纪名刚.机械设计（第八版）.北京：高等教育出版社,2006.2龚淮义、罗圣国.机械设计课程设计指导书（第二版）.北京：高等教育出版社, 1990.3吴宗泽、罗圣国.机械设计课程设计手册 （第二版）.北京：高等教育出版社， 1999.4陈铁鸣.新编机械设计课程设计图册.北京：高等教育出版社， 2003.