机械设计课程设计斜齿轮减速器说明书

1、机械设计课程设计说明书第1章 减速器的总体设计1.1 工作情况和原始数据1.1.1 工作情况每天两班制，工作年限为15年，每年工作300天，载荷平稳，单向旋转。1.1.2 原始数据传送带拉力：2400n传送速度： v=1.4m/s滚筒直径： 500mm1.2 传动方案的拟定及说明机械系统运动方案的构思是一种创造性的思维活动，现代设计方法更重视人的创造性思维，在设计中是否注重创造性是区别现代设计与传统设计的重要标志。以科学原理为基础，在继承的基础上大胆创新，充分发挥设计人员的创造思维，遵循着从发散思维到收敛思维的过程，从而获得创造性设计结果。合理的机械系统传动方案首先要满足工作机的性能需要，适应

2、工作条件，工作可靠，此外还应使传动装置的结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。为了尽可能同时满足这些要求，我们做了如下分析：由于从电动机到工作部份的总传动比较大，从经济实用方面考虑拟定如图1-1所示的传动方案。电动机出来是一个带传动，然后是一个二级减速器，其中减速器采用二级展开式圆锥斜齿圆柱齿轮减速器。图1-1 传动方案简略图1.3 电动机的选择电动机的容量（功率）选择的是否合适，对电动机的正常工作和经济性都呢影响。容量选得过小，不能保证工作机正工作，或者电动机因超载而过早损坏；而容量选得过大，则电动机的价格高，能力又不能充分利用，而且由于电动机经常不满载运行，其效

3、率和功率因数都较低，增加电能消耗而造成能源的浪费。电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件决定。对于载荷比较稳定、长期连续运动的机械（如运输机），只要所选电动机的额定功率pm等于或稍大于所需的电动机工作功率p0即可，这样选择的电动机就能安全工作，不会过热，因此通常不必校验电动机的发热和起动转矩等等。1.3.1 计算工作机的所需功率1计算工作机输出功率p出由计算公式可知 2 计算工作机效率 计算工作机所需功率 减速器效率式中 为v带传动效率由表10.72查得取0.96; 为滚动轴承效率由表10.72查得取0.99; 为圆柱齿轮效率由表10.72查得取0.97; 为联轴器的效率由表10.72查得

4、取0.98; 为圆锥齿轮效率由表10.72查得取0.96。减速器输入功率3.计算电动机额定功率工作系数取1.2查机械手册取较为合适4确定电机的转速已知滚筒直径500mm、带速，所以滚筒转速总传动比 所以电动机转速范围符合要求的同步转速有。当电动机额定转速时，总传动比各级传动比比较合适，故选定电动机型号、额定功率，额定转速，工作转速，额定转矩1.4 确定传动比分配传动比分配的要求为各级传动比均应在荐用的范围内，以符合各种传动形式的特点，并使结构紧凑。另应使各传动件尺寸协调，结构匀称合理。由前面拟定的传动方案。传动装置为普通v带传动和齿轮减速器组成，带传动的传动比不宜过大，否则，由于带传动的传动比

5、过大，会使大带轮的外圆半径大于齿轮减速器的中心高，造成尺寸不协调或安装不方便。1.4.1 具体分配各个传动比 总传动比取，则v带传动比，符合要求。所以传动比分配为v带，锥齿轮，斜齿圆柱齿轮。各轴转速：各轴功率：各轴扭矩：第2章 带传动的设计2.1 概述带传动是由固联于主动轴上的带轮、固联于从动轴上的带轮和紧套在两轮上的传动带组成的，当原动机驱动主动轮转动时，由于带和带轮间的磨擦，便拖动从动轮一起转动，并传递一定动力。带传动具有结构简单、传动平稳、造价低廉以及缓冲吸振等特点，在近代机械中被广泛应用。2.1.1 带传动的类型在带传动中，常用的有平带传动、v带传动、多楔带传动和同步带传动等。平带传动

6、结构最简单，带轮也容易制造，在传动中心距较大的情况下应用较多。在一般机械传动中，应用最广泛的是v带传动。v带的横截面呈等腰梯形，带轮上也做出相应的轮槽。传动时，v带只和轮槽的两个侧面接触，即以两侧面为工作面。根据槽面磨擦的原理，在同样的张紧力下，v带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。这是v带传动性能上最大的优点。再加上v带传动允许的传动比比较大，结构紧凑，以及v带多已标准化并大量生产等等优点。因而v带传动的应用比平带传动广泛得多，故本课题采用v带传动。2.2 v带的具体设计 已知y系列三相异步电动机驱动，输出功率，满载转速，从动轮转速，双班制工作，传动水平布置。1. 确定输出功率带式传送机载荷

7、变动小，故查表得工况系数2. 选取v带型号根据，参考图3.16及表3.3选带型及小带轮直径，选a型v带3. 计算传动比i ：4. 确定带轮直径、 （1） 选小带轮直径参考图3.16及表3.3选取（2） 验证带速v，在（525m/s）之间，满足条件（3） 确定从动轮基准直径（4） 计算实际传动比i当忽略滑动时：与理论传动比相同，合格5. 定中心距a和基准带长ld（1） 初定中心距即取（2） 计算带的计算基准长度查表3.2取标准值（3） 计算实际中心距a（4） 确定中心距调整范围6. 验算包角经计算，小带轮包角取值合理7. 确定v带根数z（1）确定额定功率由及查表3.6，并用线性插值法求得（2）

8、确定个修正系数功率增量：查表3.7得包角系数：查表3.8得长度系数：查表3.9得（3） 确定v带根数z根 取z=4根8. 确定单根v带初拉力查表3.1得单位长度质量9. 计算压轴力10. 带轮结构设计（1） 小带轮，采用实心式结构（2） 大带轮，采用孔板式结构，假设与之配合的轴头直径为40mm，参考图3.10（c）及表3.4进行其他几何尺寸计算（略）计算书中表格来源于于惠力，向敬忠，张春宜主编的机械设计。2.3 v带轮设计2.3.1 v带设计的要求 设计v带时应满足的要求有：质量小；结构工艺性好；无过大的铸造内应力；质量分布均匀，转速高时要经过动平衡；轮槽工作面要精细加工，以减少带的磨损；各槽

9、的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载何分布较为均匀。2.3.2 带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为ht150或ht200；转速较高时宜采用铸钢（或用钢板冲压后焊接而成）；小功率时可用铸铝或塑料。在这里由于转速不是很高，所以采用铸铁，材料的牌号为ht200。2.3.3 结构尺寸铸铁制造的v带轮的典型结构有以下几种形式；实心式；腹板式；孔板式；椭圆轮辐式。 带轮基准直径（d为轴的直径）时，可采用实心式；mm，可采用腹板式（当mm时可采用孔板式）；mm时，可采用轮辐式。在这里小带轮的基准直径为100mm，而轴的直径为38mm。与100相差很小，为了便于加工选用实心式。大带轮的基准直径

10、为250mm，所以选用腹板式。1小带轮的具体结构尺寸如下图所示图2-1 小带轮的结构图（1） 基准宽度（节宽）由于选用的是普通v带a型，由表8-103查得为；（2） 基准线上槽深；（3） 基准下槽深；（4） 槽间距；（5） 第一槽对称面至端面的距离；（6） 带轮的宽度；（7） 外径；（8） 轮槽角。2大带轮的结构尺寸如下图所示图2-2 大带轮的结构图（1） 基准宽度（节宽）由于选用的是普通v带a型，；（2） 基准线上槽深；（3） 基准下槽深；（4） 槽间距；（5） 第一槽对称面至端面的距离;（6） 带轮的宽度；（7） 外径；（8） 轮槽角；（9） l取；（10） 取；（11） 取；（12） 取

11、。第3章 减速器的设计3.1 概述减速器是指原动机与工作机之间独立的闭式传动装置，用来降低转速并相应的增大转矩。此外，在某些场合，也有作增速装置，并称为增速器。减速器的种类很多，例如齿轮传动、蜗杆传动以及由它们组成减速器。若按传动和结构特点来划分，这类减速器有六种：齿轮减速器、蜗杆减速器、蜗杆-齿轮减速器及齿轮-蜗杆和锥蜗杆减速器、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、谐波齿轮减速器。齿轮减速器的特点是效率及可靠性高，工作寿命长，维护简便，因而应用范围很广。齿轮减速器按其减速齿轮的级数可分为单级、两级、三级和多级的；按其轴在空间的布置可分为立式和卧式的；按其运动简图的特点可分为展开式、同轴式（又称回

12、归式）和分流式的等等。在这里采用展开式两级圆柱斜齿齿轮减速器。3.2 计算传动装置的运动参数和动力参数3.2.1 各轴的转速高速轴 中速轴 低速轴 滚筒 3.2.2 各轴功率高速轴 中速轴 低速轴 滚筒 3.2.3 各轴扭矩电动机轴 高速轴 中速轴 低速轴 将以上算的运动和动力参数列如表3-2：顶 目 电动机轴 高速轴i 中速轴ii 低速轴iii 滚筒轴转速（r/min） 1440 640 213.3 53.3 53.3功率（kw） 4.16 3.96 3.76 3.61 3.50扭矩（nm） 27.59 59.09 168.35 646.82 627.11传动比 1 2.25 3 4 1效率

13、 1 0.96 0.95 0.96 0.97 表3-2 传动系统各参数计算结果3.3 传动件设计计算3.3.1 第一级减速传动件设计计算选第一级传动的直齿，锥齿轮的设计1.选轴夹角为90度的直齿圆锥齿轮，为8级精度，由表10-1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差40hbs,在2550hbs范围内：合格。2.选小齿轮的齿数 大齿轮齿数 由设计计算公式 1) 试选载荷系数 2) 计算小齿轮传递的转矩 3）最常用的值，齿宽系数 4)由表10-6查得材料的弹性影响系数 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极

14、限；大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为 6）由式10-13计算应力循环次数 7）由图10-19取接触疲劳寿命系数 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 ，安全系数 ，由式（10-12）得 1） 试验算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2） 计算齿宽b 计算圆周速度v3） 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 4） 计算载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数，直齿锥齿轮使用系数由表10-2查得5） 齿间载荷分配系数可按下试计算 6） 由表10-9中查得取轴承系数故载荷系数 7） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 8） 计算模数 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公

15、式为由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 由式（10-12）得 4）计算载荷系数k 5)查取齿形系数 由表10-5查得： 6）查取应力校正系数 由表10-5查取 7)计算大，小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大9） 设计计算 =2.62mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强大计算的模数，由于齿轮模数m大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.62并就圆

16、整为标准值按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。1） 计算分度圆直径3) 计算中心距 2） 计算齿轮齿宽取 3.3.2 第二级减速传动设计计算已知2轴输入功率，转矩，转速，传动比1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）.类型选择：按课程设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动（2）.精度选择：运输机为一般工作机器转速不高故选用8级精度。（3）.材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差40h

17、bs，在2550hbs范围内，合格（4）初选齿数选小齿轮的齿数 ；大齿轮齿数 （5）.选取螺旋角，初选螺旋角2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-21）进行计算，即 （1）确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数 2) 计算小齿轮传递的转矩 3） 由表10-7选取齿宽系数 4） 计算端面重合度则5)由表(10-6)查得材料的弹性影响系数 6)由图(10-21d)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为 7）由式(10-13)计算应力循环次数 8)由图(10-19)取接触疲劳寿命系数 9)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1% ，安全系数 ，由式（10-12

18、）得 接触许用应力（2）.计算 1） 试验算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽 4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 齿宽与齿高之比 5） 计算纵向重合度 6）计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数；直齿锥齿轮使用系数由表10-2查得；查表10-4，查得；由图10-13查得；由表10-3查得故载荷系数 7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 8）计算模数 3. 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式（10-17）为 （1） 确定计算参数1） 计算载荷系数k2） 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数3） 计算当量齿数 4）

19、查取齿形系数 由表10-5查得5） 查取应力校正系数 由表10-5查得6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强度极限 7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 ；8)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 由式（10-12）得 9)计算大，小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大 （2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强大计算的模数相差不大，取标准值，取分度圆直径，取，则4.几何尺寸计算（1）计算中心距 ， 将中心距圆整为170mm 。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不必修正。（3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 （

20、4） 计算齿轮宽度 则取，第4章 轴的设计计算4.1 概述4.1.1 轴的用途及分类 轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的传动零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动力传递。因此轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。按照轴的线形状的不同，分为曲轴和直轴两大类。曲轴通过连杆可以将旋转运动改变为往复直线运动，或作相反的运动变换。直轴根据外形不同，可分为光轴和阶梯轴两种。光轴形状简单，加工容易，应力集中源少，但轴上的零件不易装配及定位；阶梯轴则正好相反。因此光轴主要于心轴和传动轴，阶梯轴则常用于转轴。4.1.2 轴的材料 轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的刚

21、直接用圆钢。由于碳钢比较廉价对应力集中的敏感性较低，同时可以用热处理或化学热处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴十分广泛，其中最常用的是45钢。 合金钢比碳钢具有更高的力学性能和更好的淬火性能。因此，在传递大动力，并要求减小尺寸与质量，提高轴颈的耐磨性，以及处于高温或低温条件下工作的轴，常采用合金钢。4.2 轴的设计计算及校核1.输出轴上的功率、转速、和转矩、2.求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为斜齿轮中大齿轮上所受的圆周力为：； 齿轮径向力：； 齿轮轴向力：。圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示。3.初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。

22、选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4. 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案选用如图所示的装配方案。（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径；左端用轴端挡圈定

23、位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴上的端面，故段的长度应比略短一些，现取。.+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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由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30312，其尺寸为，故，而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向固定。由手册上查得30312型轴承的定位轴肩高度，因此，取。3） 取安装齿轮处的轴段iv-v的直径；齿轮的左端于左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为68mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮的

24、右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。4） 轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离（参看图），故取。5） 取齿轮距箱体内壁之距离，锥齿轮与斜齿圆柱齿轮之间的距离（参看图）。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一定距离s，取（参看图），已知滚动轴承宽度为，大椎齿轮轮毂长,则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴

25、配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。5. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图）作出轴的计算简图（图）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30312型圆锥滚子轴承，由手册中查得。因此，作为简支梁的轴的支承跨距200mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。求各支反力，弯矩，总弯矩：水平面上：得：垂直面上：弯矩： 从轴的结构简图以及扭矩图中可以看出截面c是轴的

26、危险截面。现将计算出的截面c处的mh、mv及m的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力ffnh1=3210.3n，fnh2=1545.7nfnv1=397.9n，fnv2=1386.1n弯矩mmh=100470.5nmmmv1=79573nmm，mv1=240841.8nmm总弯矩扭矩tt3=646820nmm6. 按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1查得。因此，故安全。第5章 键选择和键联接

27、强度计算5.1 键的选择键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。首先，键的类型应根据键联接的结构特点，使用要求和工作条件来选择；其次，键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定的。键的主要尺寸为其截面尺寸（一般以键宽b键高h表示）与长度尺寸l。键的截面尺寸bh按轴的直径d由标准中选定。键的长度l一般可以按轮毂的长度而定。一般情况下，轮毂的长度可以取为=（1.52）d3，这里d为轴的直径。故，所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。5.2 键的基本尺寸的确定对于本设计中，我们以减速器中高速轴上键为代表，分析如下：1 由于一般情况下，8级及以上精度的齿轮有定心精度要求，故应选用平键联接。又由于齿轮不

28、在轴端，故选用圆头普通平键（a型）。2 根据d=59mm，从文献3中查到键的截面尺寸为 宽度b=18mm 高度h=11mm3 轮毂的长度=（1.52）d=（1.52）59mm=（88.5118）mm，我们在这里取=100mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，我们取键长l=85mm。5.3 校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-23可以查得其许用挤压应力=100120mpa，我们在这里不妨取其平均值，=110mpa。键的工作长度l=l-b=85mm-18mm=67mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm，则有 得 mpa=10.54mpa=110mpa可见，

29、联接的挤压强度足够。（如果挤压强度不够，且相差很大时，我们也可以采用双键，相隔1800布置）。其他各键的校核同上，各个键的尺寸和挤压强度值如表5-1：减速器轴 减速器轴 减速器轴 滚刀轴 电动机轴键宽b(mm) 18 18 25 22 12键高h(mm) 11 11 14 14 8 键长l(mm) 55 90 98 110 50实际挤压应力(mpa) 10.54 46.35 63.54 75.92 15.87许用挤压应力(mpa) 110 110 110 110 55表51 各键的基本参数第6章 联轴器的设计6.1 概述联轴器是用来把两个轴联接在一起，且机器运转时两轴不能分离。联轴器可以分为刚

30、性联轴器（无补偿能力）和挠性联轴器（有补偿能力）两大类。其中，刚性联轴器由于对所联两轴间的相对位移缺乏补偿能力，故，对于两轴对中性的要求很高。当两轴有相对位移存在时，就会在机体内引起附加载荷，从而使工作情况恶化。基于以上原因，我们选用第二类联轴器挠性联轴器。这类联轴器因具有挠性，故，可以补偿两轴相对位移。6.2 联轴器的类型选择我们这里的转速由于较低，n250r/min，轴的刚度较大，且没有剧烈冲击，所以我们选用挠性联轴器中的弹性柱销联轴器（jb/zq438486）。6.3 计算联轴器的计算转矩由于机器起动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象，所以应当按轴上的最大转矩作为计算转矩tca。公称转

31、矩t=2112.9由文献表1413查得工作情况系数 ka=1.5则有 tca= kat=1.52112.9=3169.356.4 确定联轴器的型号根据计算转矩tca及所选的联轴器类型，按照tcat的条件，由联轴器标准中选定型号为hl4的弹性柱销联轴器，hl4弹性柱销联轴器许用转矩为3550，许用最大转速为1800 r/min，轴径为35到55之间，所以适合应用。第7章 减速器箱体的设计7.1 减速器箱体的概述箱体是减速器中结构和受力最复杂的零件。目前尚无完整的理论设计方法，因此都是在满足强度、刚度的前提下，同时考虑结构紧凑、制造方便、重量轻及使用等方面要求而作经验设计。箱体多采用水平剖分式，材

32、料多采用ht150或ht200。对于大型减速器，为了提高箱体的强度，有时也用铸钢，常用zg200400，zg230450。铸造箱体工艺复杂，制造周期长，重量大,适合于成批生产。对于单件、小批量生产的大型减速器，有以焊接箱体代替铸造箱体的趋势。焊接箱体比铸造轻1/41/2，生产周期短，不需制作木模和翻砂浇铸，可降低生产成本，但焊接易产生热变形，要求较高的焊接技术，并须进行人工时效处理。对于我们本次设计由于不是大型的减速器，我们只须采用水平剖分式，材料为ht150或ht200，就可以了。7.2 箱体的结构尺寸1箱座壁厚 0.025as+3 =0.025278+3 =9.95(mm)考虑到实际情况，

33、取=8mm。2箱盖壁厚 1=（0.851） =（0.851）8=（6.88）mm取1=8mm3箱座加强肋厚 /=0.85=0.858=6.8mm4箱盖加强肋厚 1/=0.851=0.858=6.8mm5箱座分箱面凸缘厚 b=1.5=1.58=12mm6箱盖分箱面凸缘厚 b1=1.51=1.58=12mm7平凸缘底座厚 b2=2.35=2.358=18.8mm8地脚螺栓 df=0.036as+12=22.01mm9轴承螺栓 d1=0.7df=0.722.01=15.41mm10联接分型面的螺栓 d2=（0.60.7）df =(12.2115.41)mm取d2=13mm 11轴承座孔边缘至轴承螺栓

34、轴线的距离 =17mm12轴承座孔外端面至箱外壁的距离 =43mm13箱体分箱面凸缘圆角半径 r2=0.7(+c1+ c2)=32.17mm14箱体内壁圆角半径 r3=8mm课程设计总结通过本次课程设计，我对机械设计有了比较全面的理解与掌握。本次课程设计即将结束，在这短短的几周时间里，我认真谨慎地设计了整台机器中的每个零部件，感觉非常充实。本次设计是对我们在大学期间所学的专业知识进行系统的检验。可以说通过本次设计我学到了很多专业知识，但是这还远远不够，所谓学无止境，知识是永远也学不完的，在以后的学习实践中对自己严格要求，本着谦虚谨慎和积极进去的态度主动发现自己的不足之处，并对其弥补。本次设计是一次理论与实际相结合的过程，由于是初次设计，没有经验，参考了现有的设计资料，但其中仍存在一些问题。设计中也许有某些细节没有考虑到，使设计不是很准确。在设计过程中，通过自己认真思考和老师的指导，理论联系实际，解决了不少实际问题，这不仅提