单级齿轮减速器说明书.doc

. .减速器设计说明书 系 别： 专业班级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：. .word. .目 录第一章设计任务书11.1设计题目11.2设计步骤1第二章传动装置总体设计方案12.1传动方案12.2该方案的优缺点1第三章选择电动机23.1电动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3选择电动机容量23.4确定传动装置的总传动比和分配传动比3第四章计算传动装置运动学和动力学参数44.1电动机输出参数44.2高速轴的参数44.3低速轴的参数44.4工作机的参数4第五章普通V带设计计算5第六章减速器齿轮传动设计计算86.1选精度等级、材料及齿数86.2按齿根弯曲疲劳强度设计86.3确定传动尺寸106.4校核齿面接触疲劳强度106.5计算齿轮传动其它几何尺寸116.6齿轮参数和几何尺寸总结12第七章轴的设计137.1高速轴设计计算137.2低速轴设计计算19第八章滚动轴承寿命校核258.1高速轴上的轴承校核258.2低速轴上的轴承校核26第九章键联接设计计算269.1高速轴与大带轮键连接校核269.2低速轴与大齿轮键连接校核279.3低速轴与联轴器键连接校核27第十章联轴器的选择2710.1低速轴上联轴器27第十一章减速器的密封与润滑2811.1减速器的密封2811.2齿轮的润滑2811.3轴承的润滑28第十二章减速器附件2912.1油面指示器2912.2通气器2912.3放油塞2912.4窥视孔盖3012.5定位销3012.6起盖螺钉31第十三章减速器箱体主要构造尺寸31第十四章设计小结32参考文献32. .word. .第一章 设计任务书1.1设计题目 一级直齿圆柱减速器，拉力F=2300N，速度v=1.1m/s，直径D=350mm，每天工作小时数：16小时，工作年限寿命：10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.箱体构造设计第二章 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的构造，并且价格廉价，标准化程度高，大幅降低了本钱。 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机局部为 Y系列三相交流异步电动机第三章 选择电动机3.1电动机类型的选择 按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.99 V带的效率：v=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.963.3选择电动机容量 工作机所需功率为 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X围，V带传动比X围为：24，一级圆柱齿轮传动比X围为：35，因此理论传动比X围为：620。可选择的电动机转速X围为nd=ia×nw=(620)×60.05=360-1201r/min。进展综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-6的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880 电机主要外形尺寸图3-1 电动机中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.4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=3.5 减速器传动比为第四章 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数4.2高速轴的参数4.3低速轴的参数4.4工作机的参数 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴9602.9128948.44高速轴274.292.7997139.89低速轴60.022.71431197.93工作机60.022.52400966.34第五章 普通V带设计计算 (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v 1初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=75mm。 2验算带速v。按式验算带的速度 (4)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=250mm。 (5)确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=490mm。 由式计算带所需的基准长度 由表选带的基准长度Ld=1550mm。 按式计算实际中心距a。 按式,中心距的变化X围为489-558mm。 (6)验算小带轮的包角a (7)计算带的根数z 1计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=960r/min,查表得P0=0.51kW。 根据n1=960r/min，i=3.5和A型带，查表得P0=0.112kW。 查表得K=0.951，表得KL=0.98，于是 取6根。 (8)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 (9)计算压轴力Fp带型AV带中心距512mm小带轮基准直径dd175mm包角1160.42°大带轮基准直径dd2250mm带基准长度Ld1550mm带的根数6根单根V带初拉力116.74N带速3.77m/s压轴力1380.48N (10)带轮构造设计 1小带轮的构造设计 小带轮的轴孔直径d=38mm 因为小带轮dd1=75 因此小带轮构造选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下： L=2.0×dB带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度 小带轮构造图图5-1 小带轮构造图 2大带轮的构造设计 大带轮的轴孔直径d=28mm 因为大带轮dd2=250mm 因此大带轮构造选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下： 大带轮构造图图5-2 大带轮构造图第六章 减速器齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数 (1)由选择小齿轮40Cr渗碳淬火，齿面硬度4855HRC，大齿轮40Cr渗碳淬火，齿面硬度4855HRC (2)选小齿轮齿数Z1=27，那么大齿轮齿数Z2=Z1×i=27×4.57=124。 实际传动比i=4.593 (3)压力角=20°。6.2按齿根弯曲疲劳强度设计 (1)由式10-7试算模数，即 1)确定公式中的各参数值。 a.试选KFt=1.3 b.由式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y c.计算YFa×YSa/F 由图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力修正系数 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳平安系数S=1.25，由式10-14得 两者取较大值，所以 2)试算齿轮模数 (2)调整齿轮模数 1)计算实际载荷系数前的数据准备 a.圆周速度 b.齿宽b c.齿高h及齿宽比b/h 2)计算实际载荷系数KF 根据v=0.775m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.065 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.315，结合b/h=12查图10-13，得KF=1.061。 那么载荷系数为 3)由式10-13，按实际载荷系数算得的齿轮模数 取m=2mm 4)计算分度圆直径6.3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=60mm B2=55mm6.4校核齿面接触疲劳强度 齿面接触疲劳强度条件为 端面重合度为： 轴向重合度为： 查得重合度系数Z=0.868 a.计算接触疲劳许用应力H 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%，平安系数S=1，得接触疲劳许用应力 故接触强度足够。6.5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6.6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mn22法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左0°0'0"右0°0'0"齿数z27124齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d54248齿顶圆直径da58252齿根圆直径df49243齿宽B6055中心距a151151图6-1 大齿轮构造图第七章 轴的设计7.1高速轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=274.29r/min；功率P=2.79kW；轴所传递的转矩T=97139.89Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr渗碳淬火，齿面硬度4855HRC，许用弯曲应力为=55MPa (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)确定各轴段的直径和长度。图7-1 高速轴示意图 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型键，b×h = 8×7mm(GB/T 1096-2003)，键长L=40mm。 2)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，应选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 33 mm，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 = 35 mm，取挡油环的宽度为12，那么l34 = l78 = 17+12= 29 mm。 轴承采用挡油环进展轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 40 mm。 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 = 60 mm，d56 = 58 mm 4)轴承端盖厚度e=9.6，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，那么 5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm。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，取 = 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，那么 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径28333540584035长度5459.629860829 (5)轴的受力分析 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 根据6207深沟球轴承查手册得压力中心a=8.5mm 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 带传动压轴力属于径向力Q=1380.48N a.在水平面内 高速轴上外传动件压轴力属于径向力Q=1380.48N 轴承A处水平支承力： 轴承B处水平支承力： b.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： c.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： d.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： e.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： f.画弯矩图 弯矩图如下图：图7-2 高速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面 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 按弯扭合成强度进展校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，那么当量应力为 查表得40Cr(渗碳淬火)处理，抗拉强度极限B=600MPa，那么轴的许用弯曲应力-1b=55MPa，ca<-1b，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=60.02r/min；功率P=2.71kW；轴所传递的转矩T=431197.93Nmm (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197286HBS，许用弯曲应力为=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)确定各轴段的长度和直径。图7-3 低速轴示意图 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×T，查表，考虑平稳，故取KA = 1.3，那么: 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 = 14×9mm(GB T 1096-2003)，键长L=100mm。 2)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，应选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 50 mm，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 = 55 mm。 3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 58 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。大齿轮轮毂的宽度为B = 55 mm，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 = 53 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 58 mm故取h = 5 mm，那么轴环处的直径d56 = 68 mm。轴环宽度b1.4h，取l56 = 7 mm。 4)轴承端盖厚度e=9.6，垫片厚度t=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=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，那么 5)取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 mm，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，取 = 10 mm，滚动轴承的宽度B = 21 mm，那么 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径455055586855长度11255.645.553736.5 (5)轴的受力分析 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 根据6211深沟球轴承查手册得压力中心a=10.5mm 轴承压力中心到齿轮支点距离l1=61.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=61.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=122.1mm 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： a.计算弯矩 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，齿轮2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，齿轮2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，齿轮2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：图7-4 低速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 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 按弯扭合成强度进展校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，那么当量应力为 查表得45(调质)处理，抗拉强度极限B=650MPa，那么轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca<-1b，所以强度满足要求。第八章 滚动轴承寿命校核8.1高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)根本额定动载荷(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 轴承根本额定动载荷Cr=25.5kN，额定静载荷C0r=15.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。 由前面的计算轴水平和垂直面的支反力，那么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 取两轴承担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。8.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)根本额定动载荷(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 轴承根本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=29.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。 由前面的计算轴水平和垂直面的支反力，那么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 取两轴承担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。第九章 键联接设计计算9.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=8mm×7mmGB/T 1096-2003,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p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力9.2低速轴与大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=16mm×10mmGB/T 1096-2003,键长40mm。 键的工作长度 l=L-b=24mm 大齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力9.3低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得b×h=14mm×9mmGB/T 1096-2003,键长100mm。 键的工作长度 l=L-b=86mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力第十章 联轴器的选择10.1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=560.56Nm 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=1250Nm，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=560.56Nm<Tn=1250Nm n=60.02r/min<n=4700r/min第十一章 减速器的密封与润滑11.1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，那么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构造。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。11.2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v12-15m/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。为防止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，使油面高度到达33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。11.3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，为防止稀油稀释油脂，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应选用通用锂基润滑脂GB/T 7324-1987，它适用于宽温度X围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。第十二章 减速器附件12.1油面指示器 显示箱内油面的高度，油标应该放置在便于观察减速器油面及油面稳定之处。游标安装的位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。图12-1 油标示意图12.2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，以便到达体内为压力平衡。12.3放油塞 为了便于清洗箱体内部以及排除箱体内的油污，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。图12-2 放油螺塞12.4窥视孔盖 在减速器箱盖顶部开有窥视孔，可以看到传动零件齿合区，并有足够的空间能伸入进展操作，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外表并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。图12-3 窥视孔盖示意图 A1=120，A2=105，B1=90，B2=75 h=4mm d4=7mm R=5mm B=60mm12.5定位销 对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各局部在加工及装配时能够保持准确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。12.6起盖螺钉 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严密难于开盖，旋动起盖螺钉可将箱盖顶起。第十三章 减速器箱体主要构造尺寸 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。机体构造尺寸，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。设计减速器的具体构造尺寸如下表：箱座壁厚0.025a+188mm箱盖壁厚10.02a+188mm箱盖凸缘厚度b11.5112mm箱座凸缘厚度b1.512mm箱座底凸缘厚度b22.520mm地脚螺栓的直径df0.04a+8M18地脚螺栓的数目n4轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM14盖与座连接螺栓直径d2(0.50.6)dfM10轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)dfM8视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)dfM6定位销直径d(0.70.8)d28mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1查表24mm、20mm、16mmdf、d1、d2至凸缘边缘距离C2查表22mm、18mm、14mm轴承旁凸台半径R1C218mm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49mm外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(510)43mm大齿轮顶圆与内箱壁距离1>1.212mm齿轮端面与内箱壁距离2>12.5mm箱盖、箱座肋厚m1、mm10.85×1、m0.85×8mm、8mm轴承端盖外径D2D+(55.5)d3；D-轴承外径112mm、120mm、140mm第十四章 设计小结 这次关于一级直齿圆柱减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的根底。 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比方说箱体构造庞大，重量也很大。齿轮的计算不够准确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中防止很多不必要的工作，有能力设计出构造更紧凑，传动更稳定准确的设备。参考文献 1 X春宜.减速器设计实例精解.机械工业 2 X宗泽.机械设计课程设计手册第3版.高等教育 3 机械设计手册编委会. 机械设计手册第1 卷、第2 卷、第3卷新版机械工业，2004 4 周开勤主编.机械零件手册第四版.：高等教育，1994 5 龚桂义主编.机械设计课程设计图册第三版 6 X灏主编.机械设计手册.：机械工业，1991. .word.