设计两级圆柱齿轮减速器机械设计课程设计(二级圆柱齿轮减速器设计)

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　　《机械设计》课程 设计说明书 机械设计课程设计题目 题目名称：设计两级圆柱齿轮减速器 说 明：

　　此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。

　　传送简图如下：

　　技术参数 已 知 条 件 数 据 组 号 1 2 3 4 5 6 7 8 鼓轮直径（mm）

　　300 330 350 350 380 300 360 320 传送带运行速度（m/s）

　　 传送带从动轴所需扭矩（N﹒m）

　　700 670 650 950 1050 900 660 900 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用斜齿圆柱齿轮传动。

　　目 录 第一章 电动机的选择………………………………….......................................1 1．1 电动机的选择………………………………….….………………………..…....1 1．2 装置运动及动力参数计算……………………………………………....….2 第二章 传动零件的设计计算………………….……………………….…....…3 2. 1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算………………………….…..........3 2．2 低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算……….……….….…….….….....7 第三章 轴的结构设计和计算…………………………………….….....……...12 3．1 轴的结构设计…………………………….……….……………….…….….…...12 3. 2 中间轴的校核..……..............................................................................................16 第四章 键联接的选择与计算.............................................................................22 第五章 滚动轴承的选择与计算........................................................................23 第六章 箱体及附件的结构设计和选择……………….…………….……....26 6．1 减速器箱体的结构设计……….………………….….........................................26 6．2 减速器的附件……………………………………….……………………......…27 设计小结……………………………………………………………………....……..34 参考资料……………………………………………………………………...……...35 一、 电动机的选择 1. 电动机的选择 电动机类型的选择 电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。

　　电动机功率的选择 由本书式()，根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为：D=330mm r/min 一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为11或16。根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动的传动方案。即采用两级圆柱齿轮减速箱的展开式。该方案一般采用斜齿轮，其总传动比较大，结构简单，制造成本也较低，应用最广。由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿宽载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。

　　工作机所需要的有效功率为: Pw=T×nw/9550=670×/9550= kW 为了计算电动机的所需功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率。设为弹性联轴器效率为，为齿轮传动（7级）的效率为，为滚动轴承传动效率为，为V带传动为，w=1。

　　则传动装置的总效率为: =1××××2= 电动机所需的功率为：/= kW 确定电动机额定功率为：。

　　电动机的转速：

　　为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。由本书查得V带传动常用传动比范围iv=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围i`2=3~6,传送带传动比i`3=1,则电动机转速可选范围为：

　　nd1=nwivi21i21i31=~6944 r/min 可见同步转速为1000r/min ,1500r/min 和3000r/min的电动机均符合。这里初步选分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：

　　方 案 型 号 额定功率 (kW) 转速 (r/min) 同步 满载 1 Y112M1-4 4 1500 1440 2 Y132M1-6 4 1000 960 2. 装置运动及动力参数计算 、传动装置总传动比和分配各级传动比 ﹙一﹚、传动装置总传动比：

　　根据电动机的满载转速和滚筒转速可算出传动装置总传动比为 i1=nm/nw=960/= i2= nm/nw=1440/= ﹙二﹚、分配各级传动比：取V带传动的传动比iv= ，则两级减速箱的传动比为：

　　iz1=i2/iv=/= iz2=i1/iv=/= 其中 可解得， if1= is1= if2= is2= 因为所得的iF和iS的值符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围，故可选方案1；

　　又因为方案2得出的iF和iS的值不符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围，所以不选。

　　﹙三﹚、各轴的转速 设电动机的轴为0轴，减速箱的高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴，则各轴的转速为：

　　n1=n0/iv=1440/=576 r/min n2=n1/if=576/= r/min n3=n2/is=/= r/min ﹙四﹚、各轴的输入功率 按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即 ㈤、各轴的转矩 T0=9550p0/n0=9550 T1=9550p1/n1=9550×/576= T2=9550p2/n2=9550×/= T3=9550p3/n3=9550×/= 将以上计算结果整理后列于下表，供以后计算使用：

　　项目 电动机轴0 高速轴1 中速轴2 低速轴3 转速（r/min）

　　1440 576 功率（kw）

　　4 转矩（N·m）

　　 、V带传动的设计计算 ﹙一﹚、确定计算功率Pca ：

　　Pca=KA×P KA= 由电动机选型可知: P=4 kw ∴ ﹙二﹚、选择V带的带型：根据传动的形式，选用普通V带；

　　再根据Pca、n1，由机械设计手册查得：确定选用A型V带。

　　﹙三﹚、确定带轮的基准直径dd并验算带速v 初选小带轮的基准直径dd1：由机械设计手册P60查得，取小带轮的基准直径dd1=100mm。

　　②验算带速v ：按机械设计手册，验算带的速度 v=πdd1n1/=π×100×1440/=/s dd2=idd1=100×1440/576=250mm 初选带轮的中心距a0，按下式选取 (dd2+ dd1)mm ＜a0＜2(dd2+ dd1)mm 取a0=500mm 按机械设计表8-8 Ld1≈2a0+π(dd2+ dd1)/2+( dd2- dd1)/(4a0)= 根据Ld1由表选取相近的基准长度Ld a≈a0+(Ld－ Ld1)/2= 验算主动轮上的包角α1， α1≈180°－（dd2- dd1）×60°/a=°＞120° 合适。

　　计算V带的根数z 由n0=1440r/min dd1=100mm i=,查表（a）和表（b）得P0=，ΔP0=，查表得Kα=，查表得KL=，则由式得：

　　z=Pca/[(P0+ΔP0)KαKL]=/[(+)] ××= 取z=4 ③计算预紧力F0：查表得q=/m，由式得：

　　F0=500Pca(/Kα－1)/(vz)+qv 2 =500××﹙/－1﹚/﹙×4﹚+×2= ④计算作用在轴上的压轴力FQ：

　　由式得：FQ=2zF0sin（α?/2）=2×4××sin（α?/2）= 二、 传动零件的设计计算 斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动。标准结构参数压力角，齿顶高系数，顶隙系数。

　　1. 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 ﹙一﹚、选择齿轮材料及热处理方式：

　　由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。根据设计要求现选软齿面组合：

　　小齿轮选择45钢调质,HBS=217～255；

　　大齿轮选择45钢常化,HBS=162～217；

　　此时两齿轮最小硬度差为217-162=55；

　　比希望值略小些，可以初步试算。

　　﹙二﹚、齿数的选择：

　　现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选=24 ==4.= 取大齿轮齿数=100，则齿数比（即实际传动比）为=/=100/24=。与原要求仅差()/=%，故可以满足要求。

　　﹙三﹚、选择螺旋角β：按经验 ，8°<<20°,现初选=15° ﹙四﹚、计算当量齿数，查齿形系数：

　　z= z/cosβ=24/ cos15°= z= z/cosβ=100/ cos15°= 线性差值求得：

　　YFα1=+﹙﹚×﹙﹚/﹙27-26﹚= YSα1=+﹙﹚×﹙﹚/﹙27-26﹚= YFα2=+﹙﹚×﹙﹚/﹙150-100﹚= YSα2=+﹙﹚×﹙﹚/﹙150-100﹚= ﹙五﹚、选择齿宽系数：

　　由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考[1]表7-7，选择φ为～，现选φ= ﹙六﹚、选择载荷系数：取Kt= ﹙七﹚、计算I号齿轮轴上的扭矩TI :·m ﹙八﹚、计算几何参数：

　　tan=tan/ cos=tan20°/ cos15°= t=°=20°38′47″ sin= sincos== sin15°cos20°= b=°=14°04′31″ = =φz1tan=×1×24×tan15°= ﹙九﹚、按齿面接触疲劳强度设计：

　　①区域系数：

　　ZH =[2COSβb/﹙sinαtcosαt﹚]1/2= ②弹性影响系数: Z= ③应力循环次数：

　　N1=60n1jLh=60×﹙1440/﹚×1×﹙2×8×300×10﹚=×109 N2= N1/i2=×109/=×108 ④接触疲劳寿命系数KHN：由图查得 KHN1= KHN2= ⑤弯曲疲劳寿命系数KHN：由图查得 KFN1= KFN1= ⑥齿齿轮齿面接触疲劳极限：

　　由表按齿面硬度差得σHlim1=σHlim2= 去失效概率为1％，安全系数SH=1，得 [σH1]=KHN1σHlim1/SH= [σH2]= KHN2σHlim2/SH= ﹙[σH1]+ [σH2]﹚/2=≤[σ] ≤[σH1]= 取[σ]=460MPa ⑦小齿轮分度圆直径：

　　dt1≥﹛2KT1﹙i+1﹚﹙ZHZE/[σ]﹚2/﹙φdεαi﹚﹜ ?= ⑧计算法面模数m ：m=cosd/z=cos15°/24= mm ﹙十﹚、按齿根弯曲疲劳强度设计：

　　①计算螺旋角系数Y：因＝>1，按＝1计算得：

　　Y＝1-β/120°＝1－115°/120°＝0. ②初算中心距：

　　a=m(z1+ z)/2cos=(24+100)/2cos15°= 取a=128 mm ③计算齿形系数与许用应力之比值：

　　取安全系数SF=， KFN1= KFN1= [σF1]= KFN1σFlim1/SF= [σF2]= KFN2σFlim2/SF= MPa YSα1Y/[]=×/= YSα2Y/[]=×/= 由于YSα1Y/[]较大，用小齿轮的参数YSα1Y/[]代入公式， ④计算齿轮所需的法面模数：= ﹙十一﹚、 决定模数 由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。所以对比两次求出的结果，按接触疲劳强度所需的模数较大，齿轮易于发生点蚀破坏，即应以mn≥为准。根据标准模数表，暂定模数为：

　　m= ﹙十二﹚、初算中心距：

　　×(24+100)/2cos15°= 取 a=128mm ﹙十三﹚、修正螺旋角β：按标准中心距修正β：

　　β=arccos [ mn﹙z1+z2﹚/﹙2 a﹚]= arccos [﹙24+100﹚/128 ]=° ﹙十四﹚、计算端面模数：mt=mn/cosβ= ﹙十五﹚、计算传动的其他尺寸：

　　d1= mn z1=×24= d2= mn z2=×100= b2= d1φd=1×=50mm b1= b2+7=+6=56mm ﹙十六﹚、计算齿面上的载荷：

　　Ft=2T1/d1=2×/= Fr= Fttanαt=×°= KN Fα=Fttanβ=×°= KN ﹙十七﹚、选择精度等级 齿轮的圆周转速：ν=πd1n1/=/s 因运输机为一般通用机械，故选齿轮精度等级为7级是合宜的。

　　﹙十八﹚、齿轮图：

　　2. 低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算 ﹙一﹚、选择齿轮材料及热处理方式：

　　由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。根据设计要求现选软齿面组合：

　　根据[1]P102表8-1得：

　　小齿轮选择45钢调质,HBS=217～255；

　　大齿轮选择45钢常化,HBS=162～217；

　　此时两齿轮最小硬度差为217-162=55；

　　比希望值略小些，可以初步试算。

　　﹙二﹚、齿数的选择：

　　现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选=22 ==3.= 取大齿轮齿数z=70，则齿数比（即实际传动比）为=z/z1=70/22=与原要求仅差()/=%，故可以满足要求。

　　﹙三﹚、选择螺旋角β：

　　按经验 ，8°<<20°,现初选=15° ﹙四﹚、计算当量齿数，查齿形系数：

　　z= 1 /cos=22/ cos15°= z= /cos=70/ cos15°= 由[1]P111表8-8线性差值求得：

　　YFα1=+﹙﹚×﹙﹚/﹙25-24﹚= YSα1=+﹙﹚×﹙﹚/﹙25-24﹚= YFα2=+﹙﹚×﹙﹚/﹙80-70﹚= YSα2=+﹙﹚×﹙﹚/﹙80-70﹚= ﹙五﹚、选择齿宽系数：

　　由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考P123表，选择φ为～，现选φ=1 ﹙六﹚、选择载荷系数：载荷系数K为～。

　　取Kt= ﹙七﹚、计算II号齿轮轴上的扭矩TII: T2=9550×P2/n2= N·m ﹙八﹚、计算几何参数：

　　tan=tan/ cos=tan20°/ cos15°= =° sin= sincos= sin15°cos20° = =° =1. =φz1tan=×122tan15°= ﹙九﹚、按齿面接触疲劳强度设计：

　　①区域系数：

　　Z=[2cosβb/﹙sinαtcosαt﹚] ?= ②弹性影响系数: Z= KHN1＝ KHN2= σHlim1=σHlim2＝515 MPa S= ③许用接触应力：[σH1]=σHlim1KHN1/SH= MPa [σH2] =σHlim2KHN2/SH= MPa ﹙[σH1] ＋[σH2]﹚／2= MPa≤[σH] ≤[σH1]= MPa 取[σH]=490 MPa ④小齿轮分度圆直径：dt1≥﹛2KT1﹙i+1﹚﹙ZHZE/[σH]﹚2/﹙φdεαi﹚﹜ ?= b= dt1φd= b/h=φd z1/﹙β﹚= Kv= Kα= KA=1 KHβ= K=KvKαKβKA= d1= dt1﹙K/Kt﹚?= ⑤圆周速度：ν=πdt1n2/=/s ⑥计算法面模数m: m=cos d1/z=cos15°/22= ﹙十﹚、按齿根弯曲疲劳强度设计：

　　①计算螺旋角系数Y：

　　因＝，计算得：Y＝1-＝1－1.°/120°＝ ②计算齿形系数与许用应力之比值：

　　SF= 查图得 KFN1= KFN1= 查表得 σFlim1=σFlim2= [σF1]= KFN1σFlim1/ SF = [σF2]= KFN2σFlim2/ SF = YSα1Y/[ F1]=×/ = YSα2Y/[ F2]=×/= ③计算齿轮所需的法面模数：Kv= Kα= KA=1 KFβ= K=KvKαKβKA= =﹙2××××cos2β×/1./222﹚?= ﹙十一﹚、按接触强度决定模数值，取m = ﹙十二﹚、初算中心距：

　　a=mn(z1+ z)/2cos=(22+70)/ ﹙2cos15°﹚= mm 取 a=119 mm ﹙十三﹚、修正螺旋角β：

　　按标准中心距修正β：cosβ= mn﹙Z1＋Z2﹚/2a=0. β=° ﹙十四﹚、计算端面模数：mt= mn / cosβ= ﹙十五﹚、计算传动的其他尺寸：

　　d1= mn z1=×22= d2= mn z2=×70= b2= d1φd=1×=57mm b1= b2+7=+7=64mm ﹙十六﹚、计算齿面上的载荷：

　　Ft=2T1/d1=2×/= KN Fr= Fttanαt=×°= KN Fα=Fttanβ=×°= KN 齿轮的主要参数 高速级 低速级 齿数 24 100 22 70 中心距 128 119 法面模数 端面模数 螺旋角 14°22′41″ 14°53′53″ 法面压力角 端面压力角 20°38′47″ 20°39′49″ 齿宽b 56 50 64 57 齿根高系数标准值 1 1 齿顶高系数 齿顶系数标准值 当量齿数 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 基圆直径 46 193 53 169 三、 轴的结构设计和计算 轴是组成机械的主要零件，它支撑其他回转件并传递转矩，同时它又通过轴承和机架连接。所有轴上零件都围绕轴心做回转运动，形成一个以轴为基准的组合体——轴系部件。

　　1、轴的结构设计 中间轴：

　　、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45号钢调质处理。

　　按扭转强度法估算轴的直径,由[1]P207表12—2，取A=110 dmin≥ A﹙P2/n2﹚?= 、按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 初步选择圆锥滚子轴承。取安装轴承段直径d =35mm,选取型圆锥滚子轴承，其尺寸为，D=72mm ,T=,B=17mm,C=15mm，a=。

　　由于轴承的安装尺寸42mm，现取高速齿轮轴段d1=40mm，齿轮距箱体内壁的距离Δ1=10mm,齿轮2与齿轮3轮毂端面间距Δ3=8mm 由于低速级小齿轮d3=,则取齿轮轴段d2=40mm，低速级小齿轮齿宽为64mm，。

　　由于高速级大齿轮的齿宽为50 mm，且由于高速级大齿轮与轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取d3=45mm。

　　高速级大齿轮距箱体内壁的距离Δ1=10 mm. 两轴承支点间距离：L=2﹙T-a﹚+2Δ1+B3+Δ3+ι= ι=50mm 齿轮3的对称线与左端轴承支点距离：L1=﹙T-a﹚+Δ1+ B3/2= 齿轮2与齿轮3对称线间距：L2=B2/2+Δ3+ι/2=58mm 齿轮2与右端轴承支点距离：L3=ι/2+Δ1+﹙T-a﹚= 2、中间轴的校核：

　　﹙一﹚、 中间轴的各参数如下：

　　=·m =/min = KW ﹙二﹚、中间轴上的各力：

　　低速级小齿轮：Ft1= Fr1= Fa1= d1= 高速级大齿：Ft2= KN Fr1= KN Fa1= KN d2= ﹙三﹚、绘制轴的计算简图：

　　水平面（H平面）：

　　铅垂面（V平面）：

　　﹙四﹚、弯矩图：

　　﹙五﹚、校核轴的强度 ①计算支反力：

　　水平面：∑MB=0 RAH×L-Ft3×﹙L2+L3﹚-Ft3×L3=0 RAH= ∑F=0 RBH=Ft2+Ft3-RAH= 垂直面：∑MB=0 RAV×L-Fr3×﹙L2+L3﹚+Fα3×d3/2+Fr2×L3+Fα2×d2/2=0 RAV= ∑F=0 RBV=Fr3-Fr2-RAV= ②计算弯矩：

　　水平面：MCH=- RAH×L1=-·M MDH=- RBH×L3=-·M 垂直面：MCV1= RAV×L1=·M MCV2= RAV×L1+ Fα3×d3/2= N·M MDV1= RBV×L3= N·M MDV2= RBV×L3- Fα2×d2/2=- N·M ③合成弯矩：

　　MC1=﹙MCH 2+ MCV12﹚?= MC2=﹙MCH 2+ MCV22﹚?= MD1=﹙MDH 2+ MDV12﹚?= MD2=﹙MDH 2+ MDV22﹚?= ④计算扭矩：

　　= 减速器单向运转，扭转剪应力按脉动循环变应力，取系数α= ⑤计算弯矩：

　　McaC1=MC1= McaC2=﹙MC22+T2﹚?= McaD1= MD1= McaD2=﹙MD22+T2﹚?= ⑥判断危险截面：

　　由计算弯矩图可见，C剖面处得计算弯矩最大，该处得计算应力 σcaC = McaC2/W=10 McaC2/d13=＜[σ-1]=60MPa 查表轴的材料为45号钢调质，可知：[σ-1]=60MPa，安全。

　　四、 键联接的选择及计算 键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的要求。此次设计采用平键联接。

　　1、键的选择 取中间轴段的普通平键进行说明，具体结构：

　　据中间轴尺寸d=40mm，由[3]P388附录E中查得键尺寸：键宽b=12mm,键高h=8mm,由轴毂宽B2=48mm、B3=64mm并参考键的长度系列，取键长L2=40mm，L3=56mm，选圆头普通平键（A型）。

　　2、键的校核 键与轮毂键槽的接触高度t1=,许用挤压应力[σp]=120～150MPa，取中间值[σp]=130，可知：σp=2 T/﹙hld﹚=×2/﹙8×28×40﹚=＜[σp] 该平键联接的强度是足够的。按照同样的方法选择其它键，具体主要参数如下：

　　轴 键 键槽 公称直径d 公称尺寸b×h 键长 L 键的标记 宽度b 深度 公称尺寸b 极限偏差 轴 t 榖 t1 一般键联接 轴N9 榖JS9 >22～30 8×7 45 键 C8×45 GB1096-2003 8 0 - - 4 >38～44 12×8 40 键 12×40 GB1096-2003 12 0 - - 5 >44～50 14×9 45 键 14×45 GB1096-2003 14 0 - - 6 >38～44 12×8 5 键 C12×70 GB1096-2003 12 0 - - 5 五、 滚动轴承的选择及计算 轴承是支承轴的零件，其功用有两个：支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度，减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。

　　与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。它的缺点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。

　　1、轴承的选择与结构设计 由于转速适中，受轴向力和承受径向载荷，故选用圆锥滚子轴承。下面以中间轴为例初选轴承型号为型。：

　　根据初算轴径，考虑轴上零件的定位和固定，估计出装轴承处的轴径，再假设选用轻系列轴承，这样可初步定出滚动轴承的型号。轴承具体结构如下 2、轴承的校核 轴承的固定方式为全固式，故轴向外载荷F全部由轴承1承受具体如下图：

　　1 2 R1 R2 FA 轴承的校核 以中间轴为例，由P411附录H查得Cr = N ，=N，P201表查得，对于球轴承3 计算当量动载荷P：

　　装轴承处的轴径 D=40mm （中间轴上有两个齿轮）

　　低速级小齿轮：

　　Ft1= Fa1= Fr1=, 高速级大齿轮：

　　Ft2= Fa2= Fr2= 则Fa =｜Fa1- Fa2｜= Fr =｜Fr1+ Fr2｜= Fa/= e= Y= Fa/ Fr =＞e 计算当量动载荷P=﹙ Fr +﹚= Lh=106﹙ft Cr /P﹚3 /60n=.8747h＞2×8×300×10=h 即所选轴承满足工作要求。

　　具体参数如下表。

　　轴承型号系列 基本尺寸 安装尺寸 d D B da 25 52 15 31 35 72 17 42 50 90 20 57 3、减速器箱体的结构设计 箱体是加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。由[3]P361表15-1设计减速器的具体结构尺寸如下表：

　　减速器铸造箱体的结构尺寸 名称 符号 结构尺寸 机座壁厚 δ 10 机盖壁厚 δ1 10 机座凸缘、机盖凸缘和机座底凸缘厚度 b,b1,b2 12,12,20 机盖和箱座上的肋厚 m，m1 8 轴承旁凸台的高度和半径 h,R 50，16 轴承盖的外径 D2 D+（）d3 地脚螺钉 直径与数目 df 双级减速器 a1+a2 小于350 df 16 n 6 通孔直径 df′ 沉头座直径 D0 33 螺栓距机壁距离 C1min 25 螺栓距凸缘外缘距离 C2min 23 联接螺栓 轴承旁联接螺栓 箱座、箱盖联接螺栓 直径 d d1=12 d2=10 通孔直径 d1 11 沉头座直径 D 26 22 凸缘尺寸 c1min 20 18 c2min 16 14 轴承盖螺钉直径 d3 8 视孔盖螺钉直径 d4 6 大齿轮顶圆与箱体内壁的距离 Δ1 10 齿轮端面与箱体内壁的距离 Δ2 10 4、减速度器的附件 为了保证减速器正常工作和具备完善的性能，如检查传动件的啮合情况、注油、排油、通气和便于安装、吊运等。减速器箱体上常设置某些必要的装置和零件，这些装置和零件及箱体上相应的局部结构统称为附件。

　　窥视孔和视孔盖 窥视孔用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等，并可由该孔向箱内注入润滑油，平时由视孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，盖板底部垫有纸质封油垫片。

　　通气器 减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内、外气压平衡，以免润滑油沿箱体接合面、轴伸处及其它缝隙渗漏出来。结构图如下。

　　设计小结 通过3周的时间，我们自己动手设计了一个机械装置（减速器），这是大学以来我们花时间最多的一个自己真正动手演练的实践。通过这样的一个过程，我们了解并实践了机械设计的基本过程。同时我认识到了机械设计是一门实践性和经验性要求很高的学科，虽然是自己设计，但是要遵循很多标准。机械设计的过程实际上就是一个不断用标准来完善的过程，而且在设计时要首先作一些假设，通过后面的设计进行比对，重复修改，不断完善。要想设计出一件好的产品需要我们手头有完善的标准和经验。经过这次训练，我们积累了一些经验，同时更加熟悉了CAD软件的运用，尤其是我们使用三维软件的，通过这次训练，我们接触到了UG软件的更多模块，对其使用更加熟练。

　　针对我个人的设计我谈一下优缺点：优点——虽是一个两级的减速器，但整体尺寸较小，且其总传动比较大，经校核其强度和要求都比较符合；

　　使用UG进行设计零件和装配，能很好的反映出设计结果，便于虚拟实验，同时也可导成二维图。缺点——设计过程中为了保证箱体强度其厚度取得较大，这样加大了整体重量，可以进一步计算和实验来减轻重量；

　　轴的结构设计有些不太合理，可以进一步考虑进行完善；

　　齿轮的造型是通过其他软件直接生成后导入UG的，从而在图上看着不是很完美，有待进一步学习UG软件，从而做出在UG里显示较好的齿轮，另外装配中，齿轮的啮合没有很好的表示出来，只保证了中心距；

　　部分箱体结构的型号选择是凭感觉得出的，没有太多的依据。

　　在课程设计中，老师给了我们耐心的指导和结构设计上的创新，在此由衷感谢老师对我们的帮助！ 当然，三周时间设计出来的产品，其可靠性是值得有些怀疑的，有待于进一步探讨和验证，再说又是我们第一次作这种专业性很强的设计，问题难免很多。

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