二级圆柱直齿轮减速器设计.doc

目 录目 录1第一部分 任务书1第二部分 传动装置总体设计方案3第三部分 电动机选择4第四部分 传动装置参数计算6第五部分 V带设计8第六部分 齿轮设计10第七部分 轴承和轴及联轴器设计17第八部分 键联接选择及校核计算26第九部分 轴承选择及校核计算27第十部分 减速器及其附件设计29第十一部分 润滑及密封设计30设计小结31参考文献32第一部分 任务书一、设计课题： 设计一用于带式运输机上两级展开式圆柱齿轮减速器。运输机连续单向运转，载荷变化不大，空载起动，卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率损失)，减速器小批量生产，使用期限8年(300天/年)，1班制工作，运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。二. 设计要求:1.减速器装配图一张(A1或A0)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤:1. 传动装置总体设计方案2. 电动机选择3. 确定传动装置总传动比与分配传动比4. 计算传动装置运动与动力参数5. 设计V带与带轮6. 齿轮设计7. 滚动轴承与传动轴设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第 33 页第二部分 传动装置总体设计方案1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动与二级圆柱直齿轮减速器（展开式）。计算传动装置总效率ha：需要完整图纸及论文，请联系QQ545675353，另接定做毕业设计ha=h1h23h32h4h5=32h1为V带效率，h2为轴承效率，h3为齿轮啮合传动效率，h4为联轴器效率，h5为滚筒效率（包括滚筒与对应轴承效率）。第三部分 电动机选择1 电动机选择滚筒参数:，扭矩滚筒拉力:工作机功率：电动机所需工作功率为:滚筒转速为: 经查表按推荐传动比合理范围，V带传动传动比，二级圆柱直齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速可选范围为。综合考虑电动机与传动装置尺寸、重量、价格与带传动、减速器传动比，选定型号为Y132M-1三相异步电动机，额定功率为，满载转速，同步转速1500r/min。2 确定传动装置总传动比与分配传动比（1）总传动比： 由选定电动机满载转速与工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为:（2）分配传动装置传动比: 式中分别为带传动与减速器传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取，则减速器传动比为:取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比为:则低速级传动比为:第四部分 传动装置参数计算（1）各轴转速:（2)各轴输入功率: 则各轴输出功率：(3)各轴输入转矩: 电动机轴输出转矩: 所以： 输出转矩为：第五部分 V带设计1 选择普通V带型号 计算功率： 根据手册查得知其交点在Z型交界线范围内，故选用Z型V带。2 确定带轮基准直径，并验算带速 取小带轮直径为，则： 带速验算：介于范围内，故合适。3 确定带长与中心距a 初定中心距，则带长为: 由表9-3选用，确定实际中心距为：4 验算小带轮上包角5 确定带根数：故要取Z = 5根A型V带。第六部分 齿轮设计（一） 高速级齿轮传动设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器功率及现场安装限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。 材料：高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Z1 = 26，则：Z2 = i12×Z1 = 3.71×26 = 96.46 取：Z2 = 962 初步设计齿轮传动主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数值: 1) 试选Kt 2) 3) 选取齿宽系数 4) 由表8-5查得材料弹性影响系数ZE 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH 6) 查得小齿轮接触疲劳强度极限：Hlim1 = 610 MPa，大齿轮接触疲劳强度极限：Hlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×572×1×8×300×1×8 = 6.59×108大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 6.59×108/3.71 = 1.78×108 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数：KHN1，KHN2 9) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%，安全系数S=1，得:H1 = = 0.89×610 = 542.9 MPaH2 = = 0.92×560 = 515.2 MPa许用接触应力:H = (H1+H2)/2 = (542.9+515.2)/2 = 529.05 MPa3 设计计算:小齿轮分度圆直径:d1t:4 修正计算结果： 1) 确定模数：取为标准值。 2) 中心距： 3) 计算齿轮参数：b圆整为整数为：，。 4) 计算圆周速度v：由表8-8选取齿轮精度等级为9级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 由表8-3查得齿间载荷分配系数：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为：求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-32+0.33×10-3，由图8-12查得：KFb 2) K = KAKVKFaKFb 3) 由图8-17、8-18查得齿形系数与应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.58 YFa2应力校正系数:YSa1 = 1.61 YSa2 4) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮弯曲疲劳强度极限为：Flim1 = 245 MPa Flim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齿轮应力循环次数：N1 = 6.59×108大齿轮应力循环次数：N2 = 1.78×108 6) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.85 KFN2 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：F1 = = F2 = = = = 大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：2.5，所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：圆整大小齿轮宽度为：b1 = 70 mm b2 = 65 mm中心距：，模数：（二） 低速级齿轮传动设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器功率及现场安装限制，故选用二级展开式圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。 材料：高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Z3 = 28，则： 取：2 初步设计齿轮传动主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数值: 1) 试选Kt 2) T2 = Nm 3) 选取齿宽系数 4) 由表8-5查得材料弹性影响系数ZE 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH 6) 查得小齿轮接触疲劳强度极限：Hlim1 = 610 MPa，大齿轮接触疲劳强度极限：Hlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60×154.2×1×8×300×1×8 = 1.78×108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N1/u = 1.78×108/2.86 = 6.21×107 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数：KHN1，KHN3 9) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，得：H3 = = 0.92×610 = 561.2 MPaH4 = = 0.93×560 = 520.8 MPa许用接触应力:H = (H3+H4)/2 = (561.2+520.8)/2 = 541 MPa3 设计计算：小齿轮分度圆直径：4 修正计算结果： 1) 确定模数：取为标准值mm。 2) 中心距： 3) 计算齿轮参数：b圆整为整数为：。 4) 计算圆周速度由表8-8选取齿轮精度等级为9级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 由表8-3查得齿间载荷分配系数：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为：求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.33×10-32+0.33×10-3，由图8-12查得：KFb 2) K = KAKVKFaKFb 3) 由图8-17、8-18查得齿形系数与应力修正系数：齿形系数：YFa3 = 2.54 YFa4应力校正系数：YSa3 = 1.63 YSa4 4) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮弯曲疲劳强度极限为：sFlim3 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 1.78×108大齿轮应力循环次数:N4 = 6.21×107 6) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.88 KFN4 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = sF4 = = = = 大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：3.383.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：b圆整为整数为：圆整大小齿轮宽度为：b3 = 103 mm b4 = 98 mm中心距：a = 135 mm，模数：m = 3.5 mm第七部分 轴承与轴及联轴器设计轴设计1 输入轴上功率、转速与转矩：2 求作用在齿轮上力： 已知高速级小齿轮分度圆直径为： 则：3 初步确定轴最小直径： 先初步估算轴最小直径。选取轴材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 = 112，得： 显然，输入轴最小直径是安装大带轮处轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:d12 = 30 mm。带轮宽度：B = (Z-1)×e+2×f = (5-1)×18+2×8 = 88 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 86 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 =36 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取：l23 = 35 mm。4 根据轴向定位要求确定轴各段直径与长度: 初选轴承类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 25 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：6205型深沟球轴承，其尺寸为:d×D×T = 25×52×15 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 15 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得6205。型轴承定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 31 mm。 齿轮定位及安装齿轮处轴段尺寸确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该与输入轴制成一体，所以:l56 = 57 mm；齿轮左端及轴承之间采用套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 75+12+10+8 = 105 mml78 = T = 15 mm5 轴受力分析与校核:1）作轴计算简图（见图a）: 根据6205深沟球轴承查手册得T = 15 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (88/2+35+15/2)mm = 86.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (57/2+15+105-15/2)mm = 141 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (57/2+18+15-15/2)mm = 54 mm2）计算轴支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 308.9 NFNH2 = = = 806.5 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -699.6 NFNV2 = = = 543.1 N3）计算轴弯矩，并做弯矩图：截面C处水平弯矩：MH = FNH1L2 = 308.9×141 Nmm = 43555 Nmm截面A处垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 562.5×86.5 Nmm = 48656 Nmm截面C处垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -699.6×141 Nmm = -98644 NmmMV2 = FNV2L3 = 543.1×54 Nmm = 29327 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）与垂直面弯矩图（图e）。截面C处合成弯矩：M1 = = 107832 NmmM2 = = 52508 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩与转矩截面（即危险截面C）强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 7.8 MPas-1 = 60 MPa 故设计轴有足够强度，并有一定裕度（注：计算W时，忽略单键槽影响）。轴弯扭受力图如下：II轴设计1 求中间轴上功率、转速与转矩：2 求作用在齿轮上力： 已知高速级大齿轮分度圆直径为: 则: 已知低速级小齿轮分度圆直径为: 则:3 确定轴各段直径与长度: 先初步估算轴最小直径。选取轴材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取：A0 = 112，得: 中间轴最小直径显然是安装轴承直径d12与d67，选定轴承型号为：6208型深沟球轴承，其尺寸为：d×D×T = 35×62×19 mm，则：d12 = d67 = 40 mm。取高速大齿轮内孔直径为：d23 = 49 mm，由于安装齿轮处轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 50 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.07×30 = 2.1 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.4×2.1 = 2.94 mm，所以：d34 = d56 = 35 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齿轮直径d3与2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45 = 70 mm，l45 = 75 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 37.5 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 15+8+10-7 = 26 mm4 轴受力分析与校核：1）作轴计算简图（见图a）: 根据6205深沟球轴承查手册得T = 15 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (52/2-2+37.5-15/2)mm = 54 mm 中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (52/2+14.5+b3/2)mm = 78 mm 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+26-15/2)mm = 63 mm2）计算轴支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1731.6 NFNH2 = = = 2295.8 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -63.9 NFNV2 = = = -618.7 N3）计算轴弯矩，并做弯矩图：截面B、C处水平弯矩：MH1 = FNH1L1 = 1731.6×54 Nmm = 93506 NmmMH2 = FNH2L3 = 2295.8×63 Nmm = 144635 Nmm截面B、C处垂直弯矩：MV1 = FNV1L1 = -63.9×54 Nmm = -3451 NmmMV2 = FNV2L3 = -618.7×63 Nmm = -38978 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）与垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处合成弯矩：M1 = = 93570 NmmM2 = = 149795 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩与转矩截面（即危险截面B）强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 41.6 MPas-1 = 60 MPa 故设计轴有足够强度，并有一定裕度（注：计算W时，忽略单键槽影响）。轴弯扭受力图如下：III轴设计1 求输出轴上功率、转速与转矩：2 求作用在齿轮上力： 已知低速级大齿轮分度圆直径为： 则:3 初步确定轴最小直径: 先初步估算轴最小直径。选取轴材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 105，得: 输出轴最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器型号，联轴器计算转矩:Tca = KAT3，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT3 = 1.2×283.7 = 340.4 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT7型，其尺寸为：内孔直径50 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 50 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 50 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 56 mm。4 根据轴向定位要求确定轴各段直径与长度： 初选轴承类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d78 = 45 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:6209型深沟球轴承，其尺寸为：d×D×T = 45mm×85mm×19mm。由轴承样本查得6209型轴承定位轴肩高度为：h = 3.5 mm，故取：d45 = 52 mm。轴承端盖总宽度为：20 mm，取端盖外端面及半联轴器右端面距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮定位及安装齿轮处轴段尺寸确定。取低速大齿轮内径为：d4 = 52 mm，所以：d67 = 52 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 68 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07×52 = 3.64 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×3.64 = 5.1 mm，所以：d56 = 60 mm，l56 = 10 mm；齿轮左端及轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 19 mml4556 = 52+10+8+5+12+2.5-10 = 79.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 19+8+10+2.5+2 = 41.5 mm5 轴受力分析与校核:1）作轴计算简图（见图a）: 根据6209深沟球轴承查手册得T= 19 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (70/2+10+79.5+19-19/2)mm = 134 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (70/2-2+41.5-19/2)mm = 65 mm2）计算轴支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 926.7 NFNH2 = = = 1910.3 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 337.3 NFNV2 = = = 695.3 N3）计算轴弯矩，并做弯矩图：截面C处水平弯矩：MH = FNH1L2 = 926.7×134 Nmm = 124178 Nmm截面C处垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 337.3×134 Nmm = 45198 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）与垂直面弯矩图（图e）。截面C处合成弯矩：M = = 132148 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩与转矩截面（即危险截面C）强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 12.1 MPas-1 = 60 MPa 故设计轴有足够强度，并有一定裕度（注：计算W时，忽略单键槽影响）。轴弯扭受力图如下：第八部分 键联接选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核大带轮处键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 5mm×5mm×80mm，接触长度:l' = 80-5 = 75 mm，则键联接所能传递转矩为:'dsF = 0.25×5×75×17×120/1000 = 191.2 NmTT1，故键满足强度要求。2 中间轴键计算： 校核高速大齿轮处键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 8mm×7mm×45mm，接触长度:l' = 45-8 = 37 mm，则键联接所能传递转矩为:'dsF = 0.25×7×37×30×120/1000 = 233.1 NmTT2，故键满足强度要求。3 输出轴键计算：(1) 校核低速大齿轮处键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 16mm×10mm×63mm，接触长度:l' = 63-16 = 47 mm，则键联接所能传递转矩为:'dsF = 0.25×10×47×52×120/1000 = 733.2 NmTT3，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接触长度:l' = 70-12 = 58 mm，则键联接所能传递转矩为:'dsF = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 NmTT3，故键满足强度要求。第九部分 轴承选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 8×1×8×300 = 19200 h1 输入轴轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 406 N(2) 求轴承应有基本额定载荷值C为:C = P = 406× = 3533 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6205轴承，Cr = 14 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.19×106Lh所以轴承预期寿命足够。2 中间轴轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1074.2 N(2) 求轴承应有基本额定载荷值C为:C = P = 1074.2× = 6039 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6205轴承，Cr = 14 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 2.39×105Lh所以轴承预期寿命足够。3 输出轴轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1032.6 N(2) 求轴承应有基本额定载荷值C为:C = P = 1032.6× = 4089 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6209轴承，Cr = 31.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 8.78×106Lh所以轴承预期寿命足够。第十部分 减速器及其附件设计1 箱体（箱盖）分析： 箱体是减速器中较为复杂一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉机器。2 箱体（盖）材料： 由于本课题所设计减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造减速箱刚性好,易得到美观外形,易切削,适应于成批生产。3 箱体设计计算，箱体尺寸如下： 代号 名称 计算及说明 结果 d 箱体壁厚 d = +3 8 取d = 10 mm d1 箱盖壁厚 d1 = +3 8 取d1 = 10 mm d' 箱体加强筋厚 d' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d' = 10 mm d1' 箱盖加强筋厚 d1' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d1' = 10 mm b 箱体分箱面凸缘厚 b1.5d = 1.5×10 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱盖分箱面凸缘厚 b11.5d11.5×10 = 15mm 取b1 = 15 mm b2 平凸缘底厚 b22.35d = 2.35×10 = 取b2 = 24 mm df 地脚螺栓 df = +12 = 18.37 取df = 20 mm d1 轴承螺栓 d1f = 12.86 取d1 = 14 mm d2 联接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm d3 轴承盖螺钉 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm d4 检查孔螺钉 M8×22 n 地脚螺栓数 取：n = 6第十一部分 润滑及密封设计 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型，且传速较低，所以其速度远远小于150-200 m/min，所以采用脂润滑，箱体内选用CKC150润滑油，装至规定高度。油深度为：H+h1：H = 30 mm h1 = 34 mm所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。 其中油粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖及机座联接处密封，联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为Ra=6.3，密封表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间距离不宜太大，为150mm。并匀均布置，保证部分面处密封性。设计小结 这次关于带式运输机上两级圆柱齿轮减速器课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念与设计过程实践考验，对于提高我们机械设计综合素质大有用处。通过两个星期设计实践，使我对机械设计有了更多了解与认识.为我们以后工作打下了坚实基础。 机械设计是机械工业基础,是一门综合性相当强技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性及技术测量、工程材料、机械设计（机械设计基础）课程设计等于一体。 这次课程设计,对于培养我们理论联系实际设计思想、训练综合运用机械设计与有关先修课程理论,结合生产实际反应与解决工程实际问题能力，巩固、加深与扩展有关机械设计方面知识等方面有重要作用。 本次设计得到了指导教师细心帮助与支持。衷心感谢教师指导与帮助。设计中还存在不少错误与缺点，需要继续努力学习与掌握有关机械设计知识，继续培养设计习惯与思维从而提高设计实践操作能力。参考文献1 机械设计（第八版）高等教育出版社。2 机械设计（机械设计基础）课程设计高等教育出版社。3 机械零件手册 天津大学机械零件教研室。