机械设计课程设计说明书书写格式即模板22

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目一级普通圆柱蜗杆传动减速器学院（系）:机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化班级：10级机制本 三 班姓名：彭康学号：1001210341指导老师：朱双霞完成日期：新余学院目录第一部分绪论1第二部分课题题目及主要技术参数说明 12.1 课题题目 12.2 主要技术参数说明 12.3 传动系统工作条件12.4 传动系统方案的选择1第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算 23.1 减速器结构 23.2 电动机选择 23.3 传动比分配 33.4 动力运动参数计算3第四部分齿轮的设计计算34.1 齿轮材料和热处理的选择34.2 齿轮几何尺寸的设计计算44.3 齿

2、轮的结构设计 5第五部分轴的设计计算75.1 轴的材料和热处理的选择 75.2 轴几何尺寸的设计计算75.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 75.2.2 轴的结构设计 85.2.3 轴的强度校核10第六部分轴承、键和联轴器的选择126.1 轴承的选择及校核 136.2 键的选择计算及校核146.3 联轴器的选择 14第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算 147.1 润滑的选择确定 157.2 密封的选择确定 157.3 减速器附件的选择确定167.4 箱体主要结构尺寸计算 17第八部分总结 17参考文献 19计算及说明计算结 果第一部分绪论本课程设计主要内容是进行一级圆柱

3、直齿轮的设计计算，在设计 计算中运用到了机械设计基础、机械制图、工程力学、公 差与互换性等多门课程知识并运用AUTOCAD软件进行绘图， 因此是一个非常重要的综合实践环节，也是一次全面的、规范的实践训练。通 过这次训练，使我们在众多方面得到了锻 炼和培养。主要体现在如下几个 方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程 和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问 题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握 了 一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全

4、 面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料 的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们对Ofice软件中Word功能的认识和运用。第二部分 课题题目及主要技术参数说明2.1课题题目带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级普通圆柱 蜗杆传动减速器。2.2主要技术参数说明输送带的最大有效拉力F=2200N输送带的工作速度V=1.0 m/s，输送机 直径 D=380 mm2.3传动系统工作条件带式输送机连续单向运转，载何较平稳，工作中有轻微振动，单班制工 作，每班工作8小时，空载启动，运输带速度允许

5、速度误差为土 5%工作期 限为十年，每年工作300天;检修期间隔为三年。在中小型机械厂小批量 生产。2.4传动系统方案的选择滚匚 1 电动机2- ®轴器3 囁秆咸速等4 卷简5- 带式运怕机图1带式输送机传动系统简图第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算3.1减速器结构减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增 大转矩，一些场合也用来增速，称为增速器。选用减速器时应根据工作机 的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、 品种减速器的外廓尺寸、传动效率，力、质量、价格等，选择最适合的减 速器。减速器是对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增

6、加转矩。3.2电动机选择由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用丫系列三相异步电动机。三 相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。一般电动机的额定电压为380V根据生产设计要求，该减速器卷筒直径D=38dfi di 2 ham c 47.25mm 0mm。运输带的有效拉力F=2200N,带速V=1.0m/s，载荷平稳，常温下 连续工作，电源为三相交流电，电压为380V。1、按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压380V, Y 系列。2 传动滚筒所需功率 Pw=FV/1000=2200*1.0/1000=2.2kw计算结果Pw=2.2 KW

7、Pr=3.51 kw型号：3 蜗杆传动效率n 0=0.70 滚动轴承效率n仁0.98联轴器效率n2=0.99传动滚筒效率n =0.96 :耳总=耳蜗杆？n联轴器？n滚筒？n轴承3=0.7 X 0.99 X 0.98'3 X 0.96 =0.626电动机所需功率：Pr= Pw/ n =2.2/0.626=3.51KW因此选定电动机机型号为 丫112M-43.3传动比分配3-3-1工作机转速n=60 X 1000v/ n D=50.28r/min3-3-2总传动比i总=nm/n=28.63n 0=n1= nm=1440r/mi n第四部分 蜗杆传动的设计计算1. 选择蜗杆传动类型根据GB/

8、T10085-1988的推荐，米用渐开线蜗杆（ZI）.2. 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率咼一些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火， 硬度为45-55HRC .蜗轮用铸锡磷ZCUSn10P1金属模铸造。为了 节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3.按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触强度进行设计， 再校核齿根弯曲疲劳强度。由式（11-12），传动中心距a 屆（-）2（1）确定作用在蜗轮上的转矩 T2Y112M-4Pr=3.51KWnm=1440r/mi n按 乙=2估取效率=0.72,则9

9、.55 1 06 P 9.55n1063.09 =468667N.mm63.69=468(2) 确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表11 5选取使用系数a 1.15由于转速不高，冲击不大，可取动667N.mm载系数v 1.05;则由教材P252v 1.15 1 1.05 1.21(3) 确定弹性影响系数1因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 =160a2(4) 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1 =0.33从教材P253a图1118中可查得=2.9 。(5) 确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn

10、10P1金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬 度45HRC,可从从教材P254表11 7查得蜗轮的基本许用应力=268 a由教材P254应力循环次数60jn 2Lh60 1 63.69 365 2 8 8 177694848寿命系数HN107'、1776948480.69790则 H HN ? H 0.69790 268 187 a计算中心距a jh.21 468667160 2.9150.66mm187(6) 取中心距 a=150mm因i=27,故从教材 P245表11 2中取模数 m=6.3mm,蜗轮分度圆直径d1 =63mmg时d1 =0.35从教材P253图11 18中 a可查得接触系数

11、=2.9因为=,因此以上计算结果可用4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆轴向尺距a m 3.14 6.3 18.84mm直径系数q 10 ;齿顶圆直径da1d 2ham 63 2 1 6.3 75.6mm;齿根圆直径；分度圆导程角1118 36''蜗杆轴向齿厚cm 3.14 6.3Sa9.896 mm2 2(2)蜗轮蜗轮齿数乙=41;变位系20.1032mm;演算传动比i竺 H 20.5mm这时传动误差比为5% , 是 Z1220.10321118II允许的。蜗轮分度圆直径d2 mz26.3 41 258.3mm蜗轮喉圆直径da2 d2 2ha2=272mm蜗轮齿根圆直径df

12、2 d2 2hf2 237.15mm1蜗轮咽喉母圆半径s a严150127214 mm25、校核齿根弯曲疲劳强度1.53灯2丫FFa2Fd1d2m当量齿数412v233cos cos11.3143.48根据X20.1032, V243.48从教材P255图1119中可查得齿形系数YFa2 2.87螺旋角系数Y 11 5.710.9192140140从教材P255知许用弯曲应力f f ?Kfn从教材P256表118查得由ZCuSn10P制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 f =56MPa。由教材P255寿命系数KfnF 56 0.677 37.912MPa1.53 1.05 468667F 63 30

13、2.4 6.3满足的。2.717 0.959216.349 MPa可见弯曲强度是&验算效率0.95 0.96ta ntan已知=5.71； v arctanfv； fv与相对滑动速度 V有关。dm60 1000cos63 292060 1000 cos5.719.68m/ s从教材P264表11 18中用插值法查得fv=0.01632,v 53 88'代入式中得=0.824,大于原估计值,因此不用重算。7、精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗 杆传动是 动力传动，属于通用 机械减速器，从 GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择9级精度,侧隙种类为f,标注

14、 为8f GB/T10089 1988。然后由参考文献 P187查得蜗杆的齿厚公差为s1 =71卩m,蜗轮的齿厚公差为 s2 =130卩m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6卩m,蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6卩m和3.2卩第五部分轴的设计计算电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，各轴转速为n0=nm=1440r/mi nn1= n0=1440r/mi nn2=n1/i 总=50.29r/min各轴功率：P0=Pd=3.5kwP1=Pd*n P2=p1*n 1 轴的材料及热处理选择1根据输送机选材可以选择 45钢 强度240/HBS2热处理采用"调质"

15、2 轴几何尺寸的设计计算电动机的功率P=3.5kw 轴承效率n =0.97轴的功率为：P0=Pn =3.5 x 0.97kw=3.4kw轴的转速为：n0=1440r/mi n转矩为：T0=9550000X 3.4/1440=22600N.min3 按照扭转强度初步设计轴的最小直径选材为45钢，调质处理取A0=120得 d min=A0 根号三次方（p0/n0 ） =120x 3.4/1440=156mm4 轴的结构设计一拟定轴上零件的装配方案1、按扭矩初算轴径2、轴的结构设计选用45调质，硬度217255HBS根据教材P370 (15-2 )式，并查表15-3，取A0=1151/3d>

16、115 (4.0/1440)mm=16.17mm考虑有键槽，将直径增大 5%贝U: d=16.17 x (1+5%)mm=16.98mm 选 d=30mm(1) 轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布 置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。(2) 确定轴各段直径和长度I段：直径d1=30mm 长度取L1=60mmII 段：由教材 P364得：h=0.08 d 1=0. 08 x 30=2.4mm 直径 d2=d+2h=30+2x 2.4=35mm长度取 L2=50 mmIII 段：直径 da= 40mm初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm

17、宽度为15mm并且采 用套筒定位；故III段长：La=40mm由教材 P364得：h=0.08 d 3=0.08 x 50=4mm d4=da+2h=40+2x 4=50mn长度取 L4=90mm V段：直径 d5=80mm长度 Ls=120mm 切段：直径d6= d4=50mm长度Le=90mm %段：直径 d7=da=40mm长度 L7=La=40mm 初选用7008C型角接触球轴承，其内径为40mm宽度为15mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=490mm(3) 按弯矩复合强度计算 求小齿轮分度圆直径：已知 d1=80mm=0.08m 求转矩：已知 T2=91.7N m T1=54

18、.8N m 求圆周力：Ft根据教材 P198 (10-3)式得:Ft1=2T1/d 1=2X54.8/80X10 3=1370NFt2 =2£/d 2=590N 求径向力Fr根据教材P198 (10-3)式得：Fr= Ft2 tan a =590x tan20 0=214.7N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=182.5mm绘制轴的受力简图绘制垂直面弯矩图 轴承支反力：Fay=Fby=F1/2=107.35NFaz=Fbz= Ft1 /2=685N截面C在水平面上弯矩为:=126.5N m2由教材 P373 式( 15-5)ca转切应力为脉动循环应力，取a =0.6,a45钢，

19、调质处理,由教材P362表15-1查得前已选定轴的材料为?输出轴的设计计算1由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为:MC=FAyL/2=19.6N m2cWMC2=FazL/2=685 X 182.5 X 10 3=125N- m1 ,故安全。该轴强度足够。1经判断轴所受扭校核危险截面C的强度160 a,因此 ca <c2caW2 2 2'126 5000.6 20000330.50.1 80根据轴向定位的要求确定轴的各段直径及长度为了满足联轴器的轴向定位要求 ，第一段直径d仁14mm, 左端用轴端挡圈直径D=16mm为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面

20、上 ，故轴向长度确定好绘制合弯矩图2 2 1/2 2 2 1/2Mb=(Md +MC22) =(19.6 +125)绘制扭矩图转矩：T= Ti=54.8N m1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度(217255HB$根据教材P370页式(15-2 ),表(15-3 )取A0=115 d>A0(P2/n 2) 1/3=115(5.31/553) 1/3=24.4mm取 d=58mm2初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力所以选择单列圆锥滚子轴承3 轴上零件的定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接4 确定轴上圆角和倒角的尺寸参考书上表的，取轴端倒角为2X 45°,各轴

21、圆角半径见图绘制水平面弯矩图2、轴的结构设计(1) 轴上的零件定位，固定和装配一级减速器中，可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布， 蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合， 两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴 呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。(2) 确定轴的各段直径和长度I段：直径di=58mm 长度取Li=80mmII 段：由教材 P364得：h=0.08 d i=0.09 X 58=5.22mm 直径 d2=di+2h=58+2X 5.22 66mm长度取 L2=50 mmIII 段：直径 d

22、3=70mm由GB/T297-1994初选用7014C型圆锥滚子轴承，其内径为70mm宽度 为 20mm 故 III 段长：l_3=40mmW段：直径d4=82mm 由教材 P364得: h=0.08 d 3=0.08 x82=6.56mm d4=da+2h=70+2X 6.682=82mm长度取 L4=110mmV段：直径 d5=d3=70mm l_5=40mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=150mm(3)按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知d2=82mm 求转矩：已知 T2= Tii=91.7N m 求圆周力Ft :根据教材P198 (10-3)式得Ft2 =2£/d

23、2=590 N 求径向力Fr :根据教材P198 (10-3)式得Fr= Ft2 tan a =3586.4 x tan20°=1370N 两轴承对称LA=LB=75mm求支反力 Fay、Fby、Faz、FbzFay=Fby=F"2=107.35NFax=Fbx= Ft2 /2=295N由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1=FaYL/2=107.35 x 75x 10 3=8N- m截面C在水平面弯矩为MC2=FaX_/2=295 x 75x 10 3=22.125N m计算合成弯矩M= (MC12+MC22) 1/2= (82+22.1252) 1/

24、2=23.54N m图7-2校核危险截面C的强度由式（15-5）由教材 P373 式( 15-5)ca1经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取a =1,c2caW22 223.540.6 9170031.070.1 80前已选定轴的材料为45钢，调质处理,由教材P362 表 15-1查得160 a,因此 ca<1 ,故安全。此轴强度足够第六部分轴承、键和联轴器的选择键的选择计算及校核键的选择和平键联接的强度校核1. 键的选择：键一般采用抗拉强度极限 SS < 600 MPa的碳钢制造， 通 常用45钢。 类型选择： 键的类型应根据键联接的结构、 使用特性及工作条 件来选择。选择

25、时应考虑以下各方面的情况：需要传递转矩的大小；联接于轴上的零件是否需要沿轴滑动及滑动距离的长短；对于联接的对中性要求；键是否需要具有轴向固定的作用；以及键 在轴上的位置（在轴的中部还是 端部）等。 尺寸选择： 键的剖面尺寸b x h按轴的直径d由标准中选定。 键的 长度L 一般按轮毂宽度定，要求键长比轮毂略短 510 mm,且符合长度 系列值。2 平键联接的强度校核平键联接的主要失效形式是工作面的压溃和磨损（对于动联接）。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。设载荷为均匀分布，由可得平键联接的挤压强度条件对于导向平键、滑键 组成的动联接，计算依据是磨损，应限制压强，即式中：T为转矩（Nmm；

26、d为轴径（mm； h为键的高度（mm； l为键的工作长度（mr） c p 为许用挤压应力（MPa； P为许用压强（MPa （见表15.8）。表15.8键联接的许用挤压应力和许用压强 Mpa 注：在键联接的组成零件（轴、键、轮毂）中，轮毂材料较弱。若强度不够时，可采用两个键按 180。布置（图15.27 ）。考虑到载荷 分 布的不均匀性，在强度校核中可按 1.5个键计算。6.3联轴器的选择联轴器和离合器是机械传动中常用的部件，它们主要是用来连接与轴（或连接轴与其他回转零件），以传递运动与转矩；有时也可用做安全装置， 根据工作特性，它们分为四类：1联轴器用来把两轴连接在一起，机械运转随时两轴不能分

27、离；只有 在机械停车并将连接拆开后，两轴才能分离。2离合器在机械运转过程中，可使两轴随时接合或分离的一种装置， 它可用来操纵机械传动系统的断续，以便进行变换及换等。3安全联轴器及安全离合器在机械工作时，如果转矩超过规定值，这 种联合器及离合器即可自行断开或打滑，以保证机械中的主要零件不致因 过载而损坏。4特殊功用的联轴器及离合器用于某些有特殊要求处，例如在一定的回转体方向或达到一定的转速时， 联轴器或离合器即可自动接合或分离等。联轴器所连接的俩轴，由于制造及安装误差，承载后的变形以及温度 变化的影响等，往往不能保证严格的对中，而是存在着某种程度的相对位 移。这就要求设计联轴器时，要从结构上采取

28、不同的措施，使之适应具有 一定范围的相对位移的性能。根据联轴器对各种有无补偿能力（既能否在发生相对位移条件下保持 连接成功），联轴器可分为刚性联轴器（无补偿能力）和绕性联轴器（有补 偿能力）两大类。常用联轴器大多已标准化或规格化，一般情况下只需正确选择联轴器 的类型、确定联轴器的型号及尺寸。必要时，可对其易损的薄弱环节进行 负荷能力的 校核计算，转速高时，还应验算其外缘的离心应力和弹性元件的变形，进行平衡检验等。1、联轴器类型的选择选择联轴器类型时，应考虑：（1）所需传递转矩的大小和性质，对缓冲、减振功能的要求以及是否可 能发生共振等。由制造和装配误差、轴受载和热膨胀变形以及部件之间的相对运动

29、 等引起两轴轴线的相对位移程度。（3）许用的外形尺寸和安装方法，为了便于装配、调整和维修所必需 的操作 空间。对于大型的联轴器，应能在轴不需作轴向移动的条件下实现 装拆。此外，还应考虑工作环境、使用寿命以及润滑和密封和经济性等条 件，再参 考各类联轴器特性，选择一种合用的联轴器类型。2、联轴器型号、尺寸的确定 对于已标准化和系列化的联轴器，选定 合适类型后，可按转矩、轴直径和转 速等确定联轴器的型号和结构尺寸。 联轴器的计算转矩：Tca=KAT式中：T为联轴器的名义转矩（N.m）；Tea为联轴器的计算转矩（N.m）；KA为工作情况系数，其值见表10-2（此系数也适用于离合器的选择）。根据计算转

30、矩、轴直径和转速等，由下面条件，可从有关手册中选取联轴 器 的型号和结构尺寸。Tea= T n式中：T为所选联轴器的许用转矩（N.m）；n 为被联接轴的转速（r/min）；为所选联 轴器允许的最高转速 （r/mi n）。多数情况下，每一型号的联轴器适用的轴径均有一个范围。标准中已给出 轴径的最大与最小值，或者给出适用直径的尺寸系列，被联接的两轴应在此 范围之 内。一般情况下，被联接的两轴的直径是不同的，两个轴端的形状 也可能不同。第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算7.1润滑的选择确定（一）润滑剂在摩擦面间加入润滑剂不仅可以降低摩擦，减轻 磨损，保护零件不被 锈蚀，而且在采用循环

31、润滑时还起到散热降温作用。由于液体的不可压缩 性，润滑油膜还具有缓冲，吸振的能力。使用膏状的润滑脂，即可防止内 部的润滑剂外泄，又可阻止外部杂质的侵入，避免加剧零件的磨损，起到 密封作用。润滑剂气体，液体，半固体和固体四种基本类型。在液体润滑剂中应 用最广泛是润滑油，包括矿物质油，动植物油，合成油和各种乳剂。半固 体润滑剂主要是指各种润滑脂。它是润滑油和稠化剂的稳定化合物。固体 润滑剂是任何可以形成固体膜以减少摩擦阻力的物质，如石墨，二硫化钼 聚四氟乙烯等。任何气体都可以形成气体润滑剂，其中用得最多的是空气, 它主要是在气体轴承中。根据减速器工作原理一、减速器的润滑与密封1、减速器的结构2、减

32、速箱体的结构在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构， 轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐 述。本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照机械设计基础课程设计图10-8装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗 轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传 动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采 用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置； 起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润 滑情况

33、用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定 在机架或地基上。该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图3轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图蜗轮传动部分4、减速器的润滑与密封润滑油 蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt（ 100° C） 轴承部分：查表5-11机械设计基础课程设计 脂润滑轴承部分采用 脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2

34、查表5-13机械设计基础课程设计 。5、减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油 标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。2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。采用下置剖分式蜗杆减速器(由于Vs=4.84m/s < 5m/s时，下置剖 蜗杆下置)。分式蜗杆减速器 铸造箱体，材料HT150。HT150 2、 铸铁箱体主要结构尺寸和关系名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚SS =11mm箱盖壁厚S1S 仁 10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚 度b，箱座底凸缘厚度b2b=1.5

35、 S =16mm b1=1.1 S =15mmb2=2.5 S =28mm地脚螺钉直径及数目df=19mm n=6轴承旁联接螺栓直径d仁 14mm箱盖，箱座联接螺栓直径d2=10mm螺 栓间距 150mm轴承端盖螺钉直径d3=9mm螺钉数目4检查孔盖螺钉直径d4=6mmDf，d1，d2至外壁距离df，d2至凸缘边缘距离C1=26,20,16 C2=24,14轴承端盖外径D2=140mm轴承旁联接螺栓距离S=140mm轴承旁凸台半径R仁 16mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的 要求由结构确定箱盖，箱座筋厚m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离12mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离1

36、0mm3、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) 角接触球轴承7000C、7011C的轴向游隙均为0.100.15mm；用润 滑油润滑；(3) 箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密 封处不允许漏油；(4) 减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范 围；(5) 减速器外表面涂灰色油漆；(6)按减速器的实验规程进行试验。第八部分总结通过本次毕业设计，使自己对所学的各门课程进一步加深了理解，对于 各方 面知识之间的联系有了实际的体会.同时也深深感到自己初步掌握 的知识与实际 需要还有很大的距离，在今后还需要继续学习和实践本设 计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品 的 话还需要反复的考虑和探讨但作为一次练习，确实给我们带来了很大的 收获，设计涉及到机械，电气等多方面的内容，通过设计计算，认证,画图， 提高了我 对机械结构设计，控制系统设计及步进电动机的选用等方面的认 识和应用能力总之，本次设计让我