机械设计课程设计报告蜗杆齿轮二级减速器

.燕山大学机械设计课程设计报告题目：蜗杆-齿轮二级减速器学院：机械工程学院年级专业：13级机制班学号：0000000000学生姓名：000000000指导教师：0000000000

目录1项目设计目标与技术要求 62传动系统方案制定与分析 63传动方案的技术设计与分析 73.1电动机选择与确定 73.1.1电动机类型和结构形式选择 73.1.2电动机容量确定 83.1.3电动机转速选择 83.2传动装置总传动比确定及分配 93.2.1传动装置总传动比确定 93.2.2各级传动比分配 93.2.3运动和动力参数计算 104关键零部件的设计与计算 114.1设计原则制定 114.1.1蜗杆蜗轮传动 114.1.2斜齿轮传动 124.2齿轮传动设计方案 124.2.1软齿面和硬齿面选择 124.2.2校核原则 134.2.3直齿轮和斜齿轮的选择 134.3蜗杆传动设计计算 134.3.1蜗杆传动参数设计 134.3.2蜗杆齿轮传动强度校核 154.4斜齿轮齿轮传动设计计算 174.4.1斜齿轮传动参数设计 174.4.2斜齿轮传动强度校核 204.5轴的初算 214.6键的选择及键联接的强度计算 244.6.1键联接方案选择 244.6.2键联接的强度计算 244.7滚动轴承选择及轴的支撑方式 255传动系统结构设计与总成 265.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范 265.1.1装配图整体布局 265.1.2轴系结构设计与方案分析 275.2零件图设计 335.3主要零部件的校核与验算 345.3.1轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核) 345.3.2滚动轴承的寿命计算 386主要附件与配件的选择 406.1联轴器选择 416.2润滑与密封的选择 416.2.1润滑方案对比及确定。与环境要求关系 416.2.2密封方案对比及确定。与环境保护要求关系 426.3通气器 436.4油标 446.5起重吊耳 446.6油塞 456.7窥视孔和窥视孔盖 457零部件精度与公差的制定 467.1精度设计制定原则 467.2减速器主要结构、配合要求 477.3减速器主要技术要求 487.3.1减速器的装配与调整 487.3.2减速器的保养 497.3.3减速器的故障诊断及维修 498项目经济性分析与安全性分析 518.1零部件材料、工艺、精度等选择经济性 518.2减速器总重量估算及加工成本初算 528.3安全性分析 528.4经济性与安全性综合分析 539设计小结 5310参考文献 54燕山大学课程设计报告摘要带式运输机传动装置广泛应用于冶金、电力、煤炭、化工、建材、码头、家电、粮食等各行各业。它是由电动机，传动装置和传送带三部分构成。传动装置作为其中最重要的部分，实现了电动机与传送带之间动力和运动状态的改变。报告首先阐述了设计要求，进行传动方案的比较与选择。然后给出电动机选择依据与减速器总传动比，各级传动比分配原则；进行传动装置中的蜗杆和齿轮按齿面接触疲劳强度设计，齿根弯曲疲劳强度校核。同时蜗杆还进行了热平衡的校核。其次按许用切应力初估轴的最小直径再用安全系数法校核低速级输出轴的强度，同时选择与之配合的轴承和键并校核相应的强度。其次对传动系统结构设计与总成，主要附件与配件的选择和零部件精度与公差的制定，最后对项目经济性与安全性进行分析。关键词：设计强度校核精度与公差经济性安全性燕山大学课程设计报告1项目设计目标与技术要求任务描述：要求设计带式输送机的传动装置，装置如图所示，原动机为电动机，传动装置为二级减速器，工作机为卷筒，各部件用联轴器联接并安装在机架上。技术要求：工作载荷F/N卷筒直径D/m运转速度V/(m/s)使用地点生产批量载荷性质使用年限21660.350.39室内大批平稳八年一班2传动系统方案制定与分析合理的传动方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。一种方案要同时满足上述要求往往比较困难，因此要根据实际使用要求选择比较合理的方案。常见减速器主要由渐开线圆柱齿轮、圆锥齿轮、圆柱蜗杆组成。二级减速器的类型有展开式圆柱斜齿轮减速器、圆锥—圆柱斜齿轮减速器、斜齿轮—蜗杆减速器和蜗杆—斜齿轮减速器。斜齿轮传动的平稳性较直齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。二级展开式圆柱斜齿轮减速器：传动比一般为8~40，结构简单，应用广泛。展开式的高速级常用斜齿，由于齿轮相对于轴承不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度，用于载荷比较平稳的场合。圆锥—圆柱斜齿轮减速器：圆锥齿轮加工困难，安装精度和运转精度相对较低，并且小圆锥齿轮外伸布置，受力条件差，因此不能承受大载荷。一般锥齿轮布置在高速级，传动比2~4。斜齿轮—蜗杆减速器与蜗杆—斜齿轮减速器：蜗杆传动平稳，但效率较低，适用于中小功率的间歇传动场合。当与齿轮传动同时使用时若要求减速器结构紧凑，可布置在低速级，即斜齿轮—蜗杆减速器，若要求提高承载能力和传动效率可布置在高速级，即蜗杆—斜齿轮减速器。传动比一般为15~60，最大到480。由于使用地点在室内，安装工作空间相对比较有限，该装置的传动功率也较小，使用年限为八年一班，，同时考虑一些意外状况出现。最终选取蜗杆—斜齿轮减速器。3传动方案的技术设计与分析3.1电动机选择与确定3.1.1电动机类型和结构形式选择如无特殊需要，一般选取Y系列的三相交流异步电动机，它是我国80年代的更新换代产品，具有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率等级符合国际标准，适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、运输机等。对于频繁启动、制动和换向的机械，宜选用允许有较大振动和冲击，转动惯量小，过载能力大的YZ和YZR系列起重用三相异步电动机。由带式输送机的工作条件为室内平稳载荷，使用年限为八年一班选择Y系列电动机。Y系列常用的有IP23和IP44三相异步电动机。IP44电机为封闭自扇冷式鼠笼型，效率高、节能，堵转转矩高、噪声低、振动小、运动安全可靠。能防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电机内部，相比于IP23系列其实用性更加广泛，故最终选取IP44系列电动机。3.1.2电动机容量确定电动机的容量主要根据运行时的发热条件来决定。根据任务书所给的工作条件为室内平稳载荷单班制，且传递的功率较小，故只需电动机的额定功率稍大于电机的实际输出功率即可。1.计算输送机所需输入功率:Pw=效率取η1=0.99（联轴器）,η2=0.97（斜齿轮）,η3=0.8（蜗轮）,η4=0.99（轴承）则传动装置总效率ηa=η1×η2×η3×η4=0.732.电动机输出功率Pd=Pw/ηa=0.88/0.73=1.21KW故选取额定功率为1.5KW的电动机。3.1.3电动机转速选择卷筒转速：n=60×1000v蜗杆—齿轮减速器推荐传动比为ia=15~故电动机转速可选范围：nd=ia×n=(15~60)×21.3=319.5~1278r/min,同时考虑成本因素，同步转速越大电机相对便宜，因此选取同步转速稍大于计算范围的1500r/min,查表选Y系列IP44三相异步电动机，电动机型号为电机型号额定功率/KW转速r/min效率/%功率因数cosφ最大转矩/额定转矩Y90L-41.51400790.792.33.2传动装置总传动比确定及分配3.2.1传动装置总传动比确定根据总传动比定义，由上述可知电动机满载转速为1400r/min,卷筒转速为21.3r/min,故可求得传动装置的总传动比为：ia3.2.2各级传动比分配分配方案=1\*Arabic1各级传动比都应在常用的合理范围内，以符合各种传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑。=2\*Arabic2尽量使传动装置外廓尺寸或重量较小。=3\*Arabic3在两级或多级齿轮减速器中尽量使各级大齿轮浸油深度合理（低速级大齿轮浸油稍深，高速级大齿轮能浸到油）。=4\*Arabic4使各级传动尺寸协调，结构匀称合理便于安装。各级传动比确定根据指导手册推荐：第二级斜齿轮传动比i2=0.06ia=则第一级蜗杆传动比i13.2.3运动和动力参数计算设蜗杆为1轴，蜗轮轴为2轴，齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。1.各轴转速：n1=nm=1400r/minn2=/i1=1400/16.68=83.93r/minn3=/i2=83.93/3.94=21.30r/min2.各轴输入功率：P1=Pd×η01=1.21×0.99=1.20kWP2=P1×=1.20P3=P2×η23=0.95P4=P3×η34=0.913.各轴输入转距：Td=9550×Pd/nm=9550×1.21/1400=8.25N·mT1=Td×η01=8.25×0.99=8.17N·mT2=T1×i1×η12=8.17×16.68×0.99×0.8=107.93N·mT3=T2×i2×=107.93×3.94×0.97×0.99=408.36N·mT4=T3×=408.36×0.99×0.99=400.23N·m=4\*Arabic4.运动和动力参数计算结果整理于下表：轴号功率P/Kw转矩T/N·m转速n/r/min传动比i效率η电机轴1.218.2514001.000.99Ⅰ轴1.208.17140016.680.79Ⅱ轴0.95107.9383.933.940.96Ⅲ轴0.91408.3621.301.000.98卷筒轴0.89400.2321.304关键零部件的设计与计算4.1设计原则制定4.1.1蜗杆蜗轮传动蜗杆传动相对滑动速度较大，发热明显，温度较高，磨损也比较严重，选择材料时应当考虑这些因素。①选择蜗杆的传动类型根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。②选择材料、精度等级、制造工艺材料：蜗杆

：蜗杆传递功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，调质处理；蜗轮：为了保证足够的强度和抗胶合的能力，蜗轮轮缘选用铸造锡青铜ZCuSn10P1，砂模铸造。轮芯用灰铸铁HT200制造。精度等级：初选取9级。4.1.2斜齿轮传动①运输机一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。②材料选择。选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为190HBS，HBS=50所以合适=3\*GB3③由于减速器是大批量生产，大斜齿轮选择模锻工艺制造，小斜齿轮做成齿轮轴，与轴一起加工。4.2齿轮传动设计方案4.2.1软齿面和硬齿面选择①软齿面齿轮（硬度≤350HBS）这类齿轮多经调质或正火处理后切齿，切齿精度一般为8级，精切可达7级。常用钢号如45、40Cr、38SiMnMo、35CrMo。因齿面硬度不高，故限制了承载能力，但易制造、成本低。常用于对尺寸和重量无严格要求的场合。②硬齿面齿轮（硬度＞350HBS）一般为切齿后经热处理再磨齿，这类齿轮由于齿面硬度高，故承载能力也高，适用于要求尺寸小和重量轻的场合。在我们的方案中我们对承载能力、尺寸和重量无严格要求，所以在这里我们选择软齿面齿轮。注：在实际生产中，一般多选用硬齿面。4.2.2校核原则闭式软齿面齿轮多以疲劳点蚀失效为主，先按齿面接触疲劳强度设计，再根据齿根弯曲疲劳强度校核。闭式硬齿面齿轮多以轮齿折断失效为主，按齿根弯曲强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。开式齿轮传动主要以轮齿磨损失效为主，也是按齿根弯曲疲劳强度设计。4.2.3直齿轮和斜齿轮的选择斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。因此选择这里我们选择斜齿轮。4.3蜗杆传动设计计算4.3.1蜗杆传动参数设计=1\*Arabic1.蜗杆头数：z1=2（由i1=16.68取），则z2=i1z1=16.68×2=33.36，取整为z2=34=2\*Arabic2.传动比误差为Δ=17-16.6816.68应按齿面接触疲劳强度进行计算=3\*Arabic3.根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。计算公式

=4\*Arabic4.查表得：9.47cosγ=9.26；确定载荷系数：K=KA·Kβ·KV输送机工作冲击较小，取KA=1；载荷平稳，取Kβ=1；预估v2≤3m/s，取Kv=1；则载荷系数K=1×1×1=1；作用在蜗轮上的转距T2=1.08×105N·mm；查表得弹性系数ZE=155b=220MPa；应力循环次数N2=5\*Arabic5.计算许用接触应力σ=6\*Arabic6.计算m3q：m3q≥9.26×1×1.08×105×(15534×149.10)2=934.336经查表取m3q=1000，则m=5mm，d1=40mm，q=8；=7\*Arabic7.传动中心距：a=12d1+蜗杆导程角γ=arctanz=8\*Arabic8.计算蜗轮圆周速度:，故选取9级精度；相对滑动速度；=9\*Arabic9.啮合效率计算:因为=2.02m/s，查表由插入法计算，设=x,则。所以=1.35°。搅油效率η2取为0.99，滚动轴承效率η3取为0.99/对。总效率η=η1η2η3=0.83×0.99×0.992=0.88=10\*Arabic10.复核m3q： ；4.3.2蜗杆齿轮传动强度校核a、校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度=1\*Arabic1.蜗轮齿根抗弯校核公式K、T2、m、和d1、d2同前，当量齿数Zv=Z2/cos3γ=37.24；=2\*Arabic2.查机械设计课本图表，由插入法的=1.815；螺旋角系数；=3\*Arabic3.许用弯曲应力计算公式其中,又因为N2=9.67=4\*Arabic4.将数据代入许用弯曲应力计算公式得=5\*Arabic5.齿根弯曲应力所以蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度。b、热平衡核算减速器润滑油工作油温室内最高温度t0=25℃，η=0.81，P1=1.04Kw，考虑到减速器用于室内，通风环境假定良好，取Kd=15W/（m2·℃）箱体散热面积则工作油温为t=25+油温满足温度要求。4.4斜齿轮齿轮传动设计计算4.4.1斜齿轮传动参数设计根据小齿轮齿数推荐范围20~40，取Z3=25，则大齿轮齿数为，则实际传动比为：传动比误差：对于闭式软齿面齿轮，按接触疲劳强度设计：1)确定载荷系数查机械设计课本表，考虑平稳工况取KA=1，预估圆周速度v=1m/s,vz3100初步取螺旋角β=16°;端面重合度轴向重合度ε其中查机械设计课本表取总重合度查机械设计课本齿间载荷系数取查机械设计课本齿向载荷系数取则载荷系数2)材料的弹性系数查机械设计课本表得ZE=189.8MPa3)节点区域系数由β=20°，查机械设计课本表节点区域系数取ZH=2.384）重合度系数其中εβ>1，取εβ5）螺旋角系数6）接触疲劳强度极限查机械设计课本取σHlim3=590MPa查图6-27（b）取σHlim4=470MPa7）计算应力循环次数NN查机械设计课本图得,允许有非扩散性点蚀的接触疲劳寿命系数KHN3=1.13，KHN4=1.228）计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1(失效概率为1%)取。9)试算小齿轮分度圆直径d确定传动尺寸1）校核圆周速度2）修正载荷系数查机械设计课本图6-11b得3）校正分度圆直径4）确定模数计算法向模数m取标准值2.5mm.5）计算中心距圆整取a=160mm。6）按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccosmβ值改变不大，故不必对相关参数进行修正7）确定传动尺寸 同理，可得=254.950mm.8)计算齿宽圆整取=53mm，=58mm.4.4.2斜齿轮传动强度校核齿根弯曲疲劳强度校核公式:1）计算重合度系数2）计算螺旋角系数3)计算当量齿数同理=110.43。4)查取齿形系数查机械设计课本图得YFa3=2.54，YFa4=2.125）查取应力集中系数查机械设计课本图得YSa3=1.62，YSa4=1.836）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数查机械设计课本图得σFlim3=450MPa，σFlim4=390MPa查机械设计课本图得寿命系数KFN3=KFN4=17）计算弯曲疲劳许用应力［σF］=KFN·σFlim/S取安全系数S=1(取失效概率为1%)则8）计算弯曲应力<450MPa同理，=81.17390MPa结论：齿根弯曲疲劳强度满足强度条件要求。4.5轴的初算=1\*ROMANI.输入轴设计1.输入轴上的转速、功率、和转矩：2.切应力法初定最小轴径选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计课程设计指导手册》公式初步计算轴径。轴受弯矩时C=118，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得：输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，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型号。查《机械设计课程设计指导手册》（P131表15-4），选GYH2型凸缘联轴器：型号公称转矩轴孔直径d/mm轴孔长度J1型L/mmGYH2联轴器632438=2\*ROMANII.中间轴设计1.中间轴上的转速、功率和转矩2.切应力法初定最小轴径选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计课程设计指导手册》公式初步计算轴径。轴受弯矩时，故得：因为有双键，所以最短轴径需要增大3%，所以，最小轴颈为27.288mm。=3\*ROMANIII.输出轴设计输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，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型号。查《机械设计课程设计指导手册》（P126表15-1），选GYH6型凸缘联轴器：型号公称转矩轴孔直径/mm轴孔长度J1型/mmGYH6联轴器90045841.输出轴上的转速、功率、和转矩：2.切应力法初定最小轴径选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计课程设计指导手册》公式初步计算轴径。轴受弯矩时，且因轴上有单键槽，增大轴径的3%，故得：4.6键的选择及键联接的强度计算4.6.1键联接方案选择键联接的类型有平键联接、半圆键联接和斜键联接；平键包括：普通平键、薄型平键、导向平键、滑键。斜键又包括普通斜键和钩头斜键。其中普通平键应用最广，也适用于高精度、高速或承受变载、冲击的场合。普通平键加工简单，故最终选用普通A型平键联接。Ⅰ轴键槽部分的轴径24mm，所以选择普通圆头平键键A8×28GB/T1095-2003，材料为Q255AⅡ轴键槽部分的轴径为38mm，所以选择普通圆头平键蜗轮键A12×56GB/T1095-2003，材料为Q255AⅢ轴外伸部分的轴径为45mm，所以选择普通圆头平键键A14×80GB/T1095-2003，材料为Q255A大齿轮处轴径为58mm，所以选择普通圆头平键键A18×63GB/T1095-2003，材料为Q255A4.6.2键联接的强度计算由于是静连接，取[σp]=130MPa，输入轴，联轴器段键的接触长度20mm能传递的转矩为：中间轴，蜗轮配合段键的接触长度能传递的转矩为：输出轴，联轴器段键的接触长度66mm,能传递的转矩为：.输出轴，大齿轮配合段键的接触长度能传递的转矩为：校核通过结论：键安全4.7滚动轴承选择及轴的支撑方式①深沟球轴承：主要承受径向载荷和一定的双向轴向载荷，极限转速高，结构简单，价格低廉。②角接触球轴承：能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，接触角愈大承受轴向载荷的能力也愈大，这类轴承宜成对使用，适用于旋转精度搞得支撑。③圆锥滚子轴承：与角接触球轴承类似，因滚动体与套圈间为线接触，故同时承受径向载荷和单向轴向载荷的能力比角接触球轴承的大，但其极限转速低。④推力球轴承：两套圈的内径直径不同，孔径小的与轴配合成为紧圈，孔径大的与轴有间隙称为松圈。它只能承受单向轴向载荷，应用于轴向载荷大，转速不很高的支承中。因我们要求轴承能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，同时也要有一定的极限速度，故在此方案中我们选择更加可靠的角接触球轴承。5传动系统结构设计与总成5.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范5.1.1装配图整体布局装配图共有主视图、俯视图、和左视图三个视图，主视图和俯视图采用局部剖的方式展示减速器的内部结构和相互位置关系。主视图主要表明第一级传动即蜗杆与蜗轮的啮合关系以及蜗杆轴上溅油盘、套筒、轴承、端盖、密封圈的布置和配合。同时也表明了轴承盖上螺栓和油杯的位置，以局剖的方式展示了油标、放油螺塞、窥视孔和通气器的具体结构和尺寸。也反映了箱盖上吊耳和箱座吊钩的结构以及箱盖与箱座间凸台、定位销和联接螺栓的结构。带油轮轴的视图在主视图中也有体现。俯视图主要包括第二级斜齿轮的啮合关系和轴上轴承、挡油板、端盖、毛毡圈的尺寸和结构。油杯以半剖的方式来说明其内部结构。在俯视图中也表明了三根轴的空间位置关系。以局剖的方式展示轴承座旁凸台的结构以及螺栓的布置。箱座吊钩的布置为右边两个左边一个。左视图主要表明了输入轴端盖的结构，两侧轴承座的结构以及肋板的结构。同时也可以说明窥视孔盖板和通气器的结构。还有一处局部视图时为了说明带油轮的具体结构和与大斜齿轮的配合关系。由以上四个视图可以清楚地说明减速器以及各个零件和部件的具体结构和位置关系。在图纸右下角需要填写明细表和标题栏，并注明技术要求和技术特性参数。5.1.2轴系结构设计与方案分析高速级输入轴结构设计与方案分析=1\*GB3①第一轴段为了保证足够的强度，所以第一轴段的最小径选择24mm,因为轴长比联轴器短2mm。所以l1=36mm=2\*GB3②第二轴段为了满足联轴器的轴向定位，有，由于，此轴段上有密封装置（密封装置为标准件，其内径末位为0，2，5，8），因此，取至于其长度,端盖厚度为10mm，从端盖到联轴器的距离为15mm，因此，轴长。=3\*GB3③第三轴段为轴承轴段，需要考虑轴承的选择。初步选择角接触球轴承：因轴承同时受有径向力和较大的轴向力。由《机械设计课程设计指导手册》续表（P138表16-2）02系列：轴承型号7207AC357217d4=35mm，l4=38mm=4\*GB3④第四轴段第四段轴的作用是安装溅油盘，溅油盘的厚度为6mm，此段轴与第四段轴形成非定位轴肩，所以d5=d4+（3-4）=38mm，l5=5mm=5\*GB3⑤第五轴段第五段轴的作用主要是与第五段轴形成定位轴肩，对甩油环起到轴向定位的作用。其长度大约为8到10mm。所以d6=d5+（6-8）=44mm，l6=6mm。=6\*GB3⑥第六轴段第六轴段为过渡轴段，将蜗杆部分与前端部分相连接，其直径比杆的直径小，长度为自然形成。所以d7=30mm，l8=30mm=7\*GB3⑦第七段轴是加工蜗杆的，其最大直径是蜗杆的齿顶圆直径，长度是蜗杆有效长度加一定的余量。所以d8=50mm，l8=58.31（1-2）=72mm第九段轴、第十段轴、第八段轴与第四段轴、第六段、第五段轴相同。即：d9=d7,l9=l7；d10=d6,l10=l6；d11=d5,l11=l5。第十一段轴放轴承和套筒，直径由轴承内圈确定，甩油环探出轴1mm，轴承的宽度为17mm。所以d12=35mm，l12=40mm=8\*GB3⑧确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸圆角尺寸为R1，倒角尺寸取轴端倒角为。=9\*GB3⑨零件的周向固定套筒和溅油盘与轴之间为间隙配合，尺寸偏差为D7；角接触轴承与轴为过盈配合，实现内圈与轴同步转动。中间轴结构设计与方案分析根据轴向定位以及各个标准件的要求确定轴的各段直径和长度=1\*ROMANI.第一轴段第一轴段上有轴承，因而其相关直径应和轴承相配套。初步选择滚动轴承:因轴承同时受有径向力和轴向力，考虑一定的轴向力，故用角接触球轴承轴承。故取。由《机械设计课程设计指导手册》（P138续表16-2）（0）2系列：轴承型号7207AC357217对轴承均采用挡油板进行轴向定位。由于轴承一侧到箱体内壁的距离为10mm，挡油板探出内壁2mm，挡油板长度为24mm，蜗轮凸缘到内壁的距离为12mm，且探出此第二段轴2mm，所以d1=35mm，l1=43mm=2\*ROMANII．第二轴段第二轴段为安装蜗轮轮芯，与第一段轴形成非定位轴肩，蜗轮轮芯。探出此第二段轴2mm。所以d2=35+（2-3）=38mm，l2=61mm=3\*ROMANIII.第三轴段第三轴段的主要作用是为蜗轮轮缘和小齿轮提供定位轴肩，因为小齿轮不能和蜗杆的轴承座干涉，所以，，l3=36mm=4\*ROMANIV．第四轴段第四轴段为齿轮轴段。小齿轮齿顶圆直径，=5\*ROMANV.第五轴段该轴段为非定位轴肩，由于轴承一侧到箱体内壁的距离为16mm，挡油板探出内壁2mm，小齿轮到内壁的距离为19mm，所以，=6\*ROMANVI．第六轴段此段安装轴承和挡油板，因轴承同时受有径向力和轴向力，考虑一定的轴向力，故用角接触球轴承轴承，=7\*ROMANVII.确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸圆角尺寸为R1，倒角尺寸取轴端倒角为。=8\*ROMANVIII.轴上零件的周向定位在中间轴上，蜗轮都需要周向定位，采用普通平键连接。同时为保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的轴向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。低速级输出轴结构设计与方案分析根据轴向定位以及轴上零件的要求确定轴的各段直径和长度ⅰ.第一轴段第一轴段和联轴器相配合，因为轴长比联轴器短2mm，所以d1=45mm，l1=82mm。ⅱ.第二轴段为了满足联轴器的轴向定位，此段与一段形成定位轴肩，此轴段上有密封装置（密封装置为标准件，其内径末位为0，2，5，8），并且伸出轴承端盖15mm，轴承端盖厚10mm，其伸进箱体20mm。所以d2=50mm，l2=45mmⅲ.第三轴段第三轴段为轴承轴段，需要考虑轴承的选择。初步选择滚动轴承：因轴承同时受有径向力和轴向力，预选用角接触球轴承。由《机械设计课程设计指导手册》（P138续表16-2）02系列：轴承型号7211AC5510021轴承一侧到内壁的距离为10mm，挡油板的长度为22mm，所以d3=55mm，l3=43mmⅳ.第四轴段为过度轴，与第三轴段形成非定位轴肩d4=60mm，l4=74mm。ⅴ.第五轴段第五段轴与第四段轴形成非定位轴肩，所以d5=64mm，l5=20mm。ⅵ.第六轴段第六轴段安装大齿轮，轮毂的宽度为72mm，到内壁之间的距离为12mm，大齿轮探出轴2mm。所以d6=58mm，l6=70mm=7\*romanvii．轴上零件的周向定位在输出轴上，联轴器和齿轮都需要周向定位。两者的周向定位采用普通平键连接。同时为保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的轴向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。=8\*romanviii.确定轴上圆角尺寸和倒角尺寸圆角尺寸为R1，倒角尺寸取轴端倒角为。5.2零件图设计1、输出轴零件图设计输出轴上需加工安装齿轮和联轴器的键槽，键槽的尺寸应根据轴直径来选取。轴上应标注相应的尺寸公差和形状位置公差以及粗糙度。键槽部分用剖视图来说明。尺寸标注应当符合加工要求。还应填写技术要求。2、低速级大齿轮零件图设计齿轮的零件图用两个视图表示，主视图采用全剖视图，主要表明齿轮轮毂孔、轮毂、辐板的结构和尺寸。左视图采用局剖视图，主要表示辐板孔的位置，和标注轮毂孔的相关尺寸。最后应填写相应的技术要求。3、输出轴通孔端盖零件图设计穿通孔端盖采用两个视图表示，主视图采用全剖视图，主要表示毛毡圈槽、4个方形槽的结构，端盖形状比较复杂不规则。左视图表明螺栓孔的布置方案。还应标注相关的形位公差和粗糙度要求。5.3主要零部件的校核与验算5.3.1轴系结构强度校核(选择低速轴进行校核)低速级输出轴安全系数校核：1.轴简化受力图：2.水平面xy平面受力图：3.竖直平面xz平面受力图：4.计算齿轮的受力5.计算轴承反力xy平面：RRxz平面：R6.弯矩图和转矩图xy平面弯矩图xz平面弯矩图合成弯矩图转矩图1.判断危险截面由图可知齿轮中间断面C处为危险截面，故对此端面进行校核。2.安全系数法校核轴的强度(1)各项参数选择ⅰ.材料对循环载荷的敏感性系数轴材料选用45钢调质，由《机械设计》查得由机械设计P147表10-5所列公式可求得疲劳极限由式ⅱ.有效应力集中系数弯矩M=150603N.mm由于此件为配合件，因而，此处选取配合零件的综合系数，由经插值后可查得（kσ）D=3.50(kτ)D=2.50ⅲ.表面状态系数由车削加工（P156表10-13）查得：表面质量系数为ⅳ.尺寸系数由（P156表10-14）查得尺寸系数；（2）代入公式，进行安全系数校核所以轴在截面C处的安全系数（设无限寿命，k=1）故C截面处安全5.3.2滚动轴承的寿命计算由于传动装置采用蜗杆-蜗轮—斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用角接触轴承。现校核计算Ⅲ轴上的一对轴承的使用寿命。轴承型号为7211AC，d=55mm，D=100mm，B=21mm，基本额定动载荷Cr=50500N，基本额定静载荷Cor=38500N，采用脂润滑nlim=5600r/min。计算内部轴向力受力如图查表得S=0.7Fr（α=25o，e=0.68）则S1=0.7×2552.92=1787.04NS2=0.7×1186.15=830.30N计算单个轴承的轴向载荷比较S1+FA与S2的大小S1+FA=1787.04+922.21=2709.25N>S2=830.30N由图示结构知，2轴承“压紧”，1轴承“放松”。则Fa2=S1+FA=2709.25N，Fa1=S1=1787.04N计算当量载荷P=fP（XFr+YFa）查表取fP=1.2查表得X1=0.41，Y1=0.87;查表得X2=0.41，Y2=0.87则P1=1.2(0.41×2552.92＋0.87×1787.04)=3121.71NP2=1.2(0.41×1186.15＋0.87×2709.25)=3412.04N计算寿命取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式因为是球轴承，取ε=3，则静载荷验算查表得X0=0.5，Y0=0.38，则P01=X0Fr1+Y0Fa1=0.5×2552.92＋0.38×1787.04=1955.54N<<CP02=X0Fr2+Y0Fa2=0.5×1186.15＋0.38×2709.25=1622.59N<<C极限速度验算查图得f11=1，f12=1tanβ1=Fa1/Fr1=0.7，tanβ2=Fa2/Fr2=2.28查图得f21=0.995，f22=0.970，则f11f21nlim=1×0.995×5600=5572r/min>nf12f22nlim=1×0.970×5600=5432r/min>n故选用7211AC型角接触球轴承符合要求。6主要附件与配件的选择6.1联轴器选择联轴器有刚性联轴器和弹性联轴器两种类型，刚性联轴器分为固定式和可移式两种。固定式结构简单、成本低，但对两轴的对中性要求高，没有缓冲和减震的作用，只能用于平稳载荷或有轻微冲击的场合；可移式靠元件间的相对可移性来补偿轴线的相对位移，需要保持良好的润滑。弹性联轴器分为弹性套柱销联轴器和弹性柱销联轴器，弹性套柱销有橡胶套，具有补偿两轴相对位移的能力，主要用于中小功率传动；弹性柱销采用尼龙柱销为弹性元件，适于轴向窜动较大，起动频繁经常改变转向、负载起动的高低速传动。由于减速器工作情况为室内平稳载荷，因而选择刚性联轴器，经过价格等因素多方面考虑，最终选择凸缘联轴器。输入轴选GYH2型有对中环的凸缘联轴器，其公称转矩为63N/m，半联轴器的孔径d1=24mm，选J1型轴孔，半联轴器长度L=38mm。输出轴选GYH6型有对中环的凸缘联轴器，其公称转矩为900N/m，半联轴器的孔径d1=45mm，选J1型轴孔，半联轴器长度L=84mm。6.2润滑与密封的选择6.2.1润滑方案对比及确定。与环境要求关系选择润滑剂时，应考虑传动类型、载荷性质及运转速度等因素。一般对重载、高速、频繁启动、反复运转等情况，由于形成油膜条件差、温升高，所以应选用粘度高、油性和极压性好的润滑油。对轻载、间歇工作的传动件可取粘度较低的润滑油。当传动件与轴承采用同一润滑剂时（两者对润滑剂的要求不同），应优于满足传动件的要求并适当兼顾轴承的要求。对多级传动，由于高速级和低速级对润滑油粘度的要求不同，选用时可取其平均值。一般齿轮减速器常采用工业齿轮油润滑。对中、重型齿轮减速器，可分别采用中负荷工业齿轮油和重负荷工业齿轮油润滑。对蜗杆减速器可采用蜗轮蜗杆油润滑。润滑油的具体选择办法可参考教材及手册。箱体内润滑油应装至油面规定高度，其计算如前所述。换油时间取决于油中杂质多少及油被氧化与污染的程度，一般为半年左右更换一次。结合装配图的设计，由于油面高度不能超过滚动轴承滚动体的中心，导致蜗杆轴无法浸到油，故需要设计溅油盘来润滑蜗杆轴上的轴承和第一级蜗杆传动。中间轴和输出轴的轴承采用脂润滑，需设计挡油板，防止润滑脂被润滑油冲掉。第二级齿轮传动则需带油轮带油达到润滑效果。6.2.2密封方案对比及确定。与环境保护要求关系在试运转过程中，减速器所有联接面及密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，但不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂上润滑脂。对橡胶油密封应注意按图纸所示位置安装。密封形式的选择，主要是根据密封处轴表面的圆周速度、润滑剂的种类、工作温度、周围环境等决定，各种密封适用的参考圆周速度如下表密封形式粗羊毛毡封油圈半粗羊毛毡封油圈航空用毡封油圈橡胶油封迷宫圆周速度3以下5以下7以下8以下10以下密封形式很多，相应的密封效果也不一样，密橡胶封效果较好，所以得到广泛的应用。①接触式密封橡胶密封有两种结构，一种是油封内带有油封骨架，与孔配合安装，不需再有轴向固定；另一种是没有金属骨架，这时需要有轴向固定装置。毡封油圈，其密封效果较差，但结构简单对润滑脂润滑也能可靠工作。这两种油封均为接触式密封，要求轴的表面的粗糙值不能太大。②非接触式密封油沟和迷宫式密封结构，是非接触式密封，其优点是可用于高速，如果与其他密封形式配合使用，则效果更好。结合减速器的使用环境，高速级采用带骨架的密封圈密封，低速级圆周速度较低，减速器又在室内工作，故选用毛毡圈密封即可。6.3通气器减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。常见通气器有：与窥视孔盖铸在一起的通气器、钢制通气器焊在钢制的窥视孔盖上、螺纹联接在窥视孔盖上。这几种通气器都适用于小尺寸及发热量较小的减速器上，并且环境要求比较干净，以免灰尘将通气孔堵住或脏东西进入箱体内影响正常传动。还有带有过滤纱网的通气器，可以防止灰尘进入箱体。考虑到设计的减速器在室内工作，工作环境良好，灰尘较少，故选择钢制焊接在窥视孔盖上的通气器。6.4油标油标应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定油面面高度，再确定油标的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标应足够长，保证在油液中。油标常用的类型有：压配式圆形油标、旋入式圆形油标、长形油标和管状油标。一般多用带有螺纹部分的杆式油标尺。杆式油标尺有焊接和铆接两种结构。考虑加工制造难度，选用焊接式的杆式油标尺。6.5起重吊耳为了拆卸和搬运，应在箱盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在箱座上铸出吊钩。由于吊环螺钉承受较大载荷，故在装配时必须把螺钉完全拧入。若采用吊环螺钉将使机械加工工序增加，所以常在箱盖上直接铸出吊钩。6.6油塞放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用的石棉橡胶纸。6.7窥视孔和窥视孔盖由于受机体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长140mm，宽100mm。盖板尺寸选择为长140mm，宽120mm。盖板周围分布6个M6×20的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。大批量加工窥视孔盖用钢板焊接。7零部件精度与公差的制定7.1精度设计制定原则（1）尺寸精度设计原则（选择公差等级原则）a.在满足使用要求的前提下尽量选用较低的公差等级。（主要原因是在公称尺寸相同的条件下，公差值越小生产成本越高。因此，在选择公差等级时，必须具有全面观点，要防止“精度越高越好”。所以在保证使用性能的前提下，尽量选用较低的公差等级，以降低生产成本）b.在尺寸至500mm的常用尺寸段中，当孔的精度等级高于IT8时（即IT7、IT6、IT5），采用孔比轴低一级，即孔7/轴6、孔6/轴5、等等。当孔的精度等级低于IT8时，孔与轴同级。公称尺寸大于500mm时，推荐孔与轴均采用同级配合。（2）形位公差的设计原则a.在选择形位公差值时，总的原则仍然是在满足使用要求的前提下，尽量选择低的形位公差等级，以降低生产成本。同时应兼顾：1）尺寸公差、形位公差、表面粗糙度之间虽然没有一个确定的比例关系，但一般情况下应注意它们之间的协调，即尺寸公差值>位置公差值>形状公差值>粗糙度数值。2）对于结构复杂，刚性较差或不易加工与测量的零件（如细长轴和孔，距离较大的孔等），可降低等级1-2级。7.2减速器主要结构、配合要求（1）在减速器中，齿轮与轴的配合选用基孔制过盈或基孔制过渡配合：如H7/r6、H7/p6、H7/n6均可。（2）滚动轴承内圈与轴颈采用基孔制，但内圈公差带是上偏差为0，下偏差为负，所以，轴颈的公差带要比通常的紧，选择k6，实际上是过盈配合。外圈与机座孔的配合采用基轴制，机座孔用H7。（3）端盖与机座孔之间用f9。（4）联轴器的配合与齿轮相同。（5）滚动轴承的形位公差-圆柱度，一定要查《互换性》书88页表4-18轴颈和外壳孔的形位公差。（6）其它的形位公差值均可按7级查表。注：在端盖的零件图（图册70页）上，需按新标准标注改正的有：a.均布改为EQSb.其余Ra12.5改到标题栏附近。c．基准符号A改为新标准。d.所有的粗糙度均改为新标准。7.3减速器主要技术要求7.3.1减速器的装配与调整减速器的装配是比较严格的，不是简单的拆装，是知识与实践经验的结合。装配前首先要清洗干净各零部件，检查是否有损坏现象，测量各零部件的配合间隙，检查轴承有无磨损现象，转动是否有非正常噪音，如有要及时更换，以确保达到要求值。更换主被动齿轮时，配对号、速比要与原本一致。更换差速器壳时，要看好配对号，以免装错。更换半轴齿轮和行星齿轮时要与齿轮的生产厂家一致，标记要相同，齿轮的标记一般在齿尖或齿根部位，标记不一致不能装，因为生产厂家或标记不一致，它的加工模数就不一样。更换轴承时要一套轴承同时更换，不可换单件。更换时先给轴承加热到90℃左右后，压入轴承座内，一般用开水煮，不可用火烤，以免破坏轴承的铁碳组织。⑴主动齿轮的装配。主动齿轮的装配主要是调整轴承量，调整好轴承量后，用弹簧秤钩住角矢突缘螺丝孔，测量预紧负荷，测量时应按要求拧紧大螺母，如果达不到厂家要求值时加减调整垫，以达到标准值。经验丰富的修理工，用手转动突缘，可感觉到力矩的大小。⑵差速器的装配。将轴承加热后压入左右壳上，装配从动齿，装配时在螺丝上涂好紧固胶，按要求力矩拧紧，将半轴齿轮，行星齿轮，十字轴及支承垫按要求间隙装配好，装入左壳内，盖上右壳对好左右壳标记号，用塞尺检测半轴齿轮与行星齿轮的配合，其间隙要求达到规定值。⑶减速器的装配。将主动齿轮、调整垫、差速器壳及被动齿轮分别装在减速器壳上，调整主被动齿轮的配合间隙及啮合印痕。工人师傅在实践中总结一个口诀“大进从，小出从，顶进去，根出主”。这对初学者很有用的。即接触面偏大端时，调整大螺母将被动齿向前移动；反之向后移动；啮合面偏顶端时，去掉调整垫片将主动齿向前移；啮合面根部时加垫将主动齿向后移。在调整间隙时，一定要按厂家要求的间隙和印痕调整，EQ1141主被动齿轮的啮合间隙为0.2~0.4mm，啮合印痕在齿面中部，正面偏小端，反面偏大端，印痕宽度不小于7mm。调整好印痕及间隙后按要求预紧力拧紧轴承盖螺丝，用弹簧秤测量好差速器轴承预紧力后锁好调整螺母，即可完成减速器的装配过程。7.3.2减速器的保养在正常运转中，减速器要定期保养、检查，这样才能保证减速器的正常使用，其具体做法如下。⑴要经常清除后桥壳通气塞上的泥土等赃物，保证通气器畅通，如发现脱胶或胶老化要及时更换。因为在运行中，如果通气塞堵塞，减速器就会发热，内部气压增高会将齿轮油从角齿油封、半轴油封或密封垫处挤出。⑵保养时检查减速器是否有漏油现象，如漏油应及时修复，检查油面高度是否正常，检查齿轮油是否有变色、变质、变稀现象，如有应及时更换。7.3.3减速器的故障诊断及维修在运行中，减速器出现严重异响时应及时断电检查，以免造成损失扩大，其诊断方法有：①如出现不规则发卡响声时，则断定有齿轮断裂现象；②如转弯时有发卡响声时，则断定为行星齿轮或半轴齿轮断裂；③如出现“嗡嗡”声时，则断定为主被动齿轮磨损，齿轮啮合印迹破坏，或装配调整不合适。减速器出现异响时，必须分解检查，及时修复。分解检查时，如出现主被动齿轮断齿或半轴齿轮行星齿轮断齿是比较直观的，应更换修复；如出现主被动齿磨损或啮合面不正常时应认真检查。造成这类故障的原因，具体有以下几点；⑴出厂或修复后间隙（啮合面）调整不当造成异响，应及时调整间隙和啮合印迹，以达到最佳状态。如果运行时间过长，主被动齿磨合后印迹已形成，再要调整到出厂时所要求的印痕就很难，异响不能完全消除，只能减轻，因此主被动齿的寿命就大大减少。⑵减速器轴承配合过盈量很小，走外圆也会造成主被动齿异常磨损。检查时应认真检查减速器左右轴承是否有松旷想象，拆掉轴承看轴承与轴承座是否有相对运动的痕迹，如有应及时更换差速器和轴承。由于轴承松旷后装配调整好的间隙和印痕在空载及重载时，主被动齿轮的配合间隙会出现变化，从而使啮合印痕发生变化，在运转不到一万km就会损坏主被动齿轮。=3\*GB2⑶新减速器未磨合或更换主被动齿轮后未磨合直接投入营运，会使主被动齿轮齿面拉伤，从而破坏啮合印痕和间隙而造成异响。由于主被动齿轮出厂时要经过磨合后，才能将啮合面磨合光滑，从而达到使用要求。如果装配后直接超载使用，会使主被动齿啮合面相对拉伤。=4\*GB2⑷齿轮油不合格造成的主被动齿轮磨损。社会上销售油料的单位和个人很多，难免有不合格的油料存在，油料从外观上很难分清油料的粘度等级，双曲线齿轮用的齿轮油要求很高，要求用户在服务站购买东风公司EQC-15-90标准规定的双曲线齿轮油，以免上当造成不必要的损失总的来说，减速器出现异响后应及早修复，不要认为有点响声不影响正常行驶，齿轮时经过表面渗碳处理的，渗碳层破坏后齿轮会立即损坏，这样会带来很大麻烦。8项目经济性分析与安全性分析8.1零部件材料、工艺、精度等选择经济性减速器箱体可以是铸造的，也可以是焊接的。铸造箱体一般采用铸铁（HT150或HT200）制成。灰铁具有良好的吸振性、容易切削且承压性能好。重型减速器中，为提高箱体的刚度和强度，也有用铸钢（ZG15或ZG25）铸造的。铸造箱体的缺点是重量大，但仍广泛应用。焊接箱体用钢板（Q235）焊成。减速器箱体可以采用剖分式结构或整体式结构。剖分式结构被广泛使用，其剖分面多与传动件轴线平面重合。一般减速器只有一个水平剖分面，但某些水平轴在垂直面内排列的减速器，为了便于制造和安装，也可以采用两个剖分面，为了减小箱体的结构尺寸，在多级传动中，有的轴线也可不在剖分面上。这样可提高孔的加工精度，并可缩小机体长度。蜗杆：蜗杆传递功率不大，速度中等，故蜗杆用45钢，调质处理。蜗轮：铸锡青铜ZCuSn10P1，砂模铸造。轮芯用灰铸铁HT200制造。小齿轮：材料为45钢（调质），硬度为240HBS，精度选择8级。大齿轮：材料为45钢（正火）硬度为190HBS，精度选择8级。轴承端盖多用铸铁铸造。轴的工作状态，多数情况下，轴既承受转矩又承受弯矩，所以轴的材料需要具有较好的强度和韧性，且当其上配合有滑动轴承时还需要有较好的耐磨性。广泛应用的是优质碳素结构钢，比如45钢的应用就比较广泛，45钢调质后具有较好的综合力学性能。调整垫片多用08F，08F钢强度、硬度很低，而塑性、韧性极高，具有良好的冷变形性和焊接性。8.2减速器总重量估算及加工成本初算估算减速器整体体积约为21000cm3；质量约为150Kg。根据市场价格，铁的价格约为3.2万/吨，所以该减速器的材料成本约为。根据大致计算，减速器的材料成本约为4800元。8.3安全性分析电动机选择方面，所选电动机额定功率大于所需实际功率，能够保证带动执行机构完成相应指定动作，但同时也不至于造成浪费。轴、齿轮等主要零部件的设计过程中均采用相应安全系数以保证其使用安全性，而且在设计完成之后还要进行充分的强度校核，以保证零部件校核结果均远小于其失效的临界条件。对于受轴向力较大的轴承、受剪力较大的键进行校核，以保证其所能提供的转矩远远大于其实际转矩。8.4经济性与安全性综合分析齿轮的安全与经济性分析，齿轮的许用应力为。如果提高安全系数S则齿轮的许用应力变小，假设S变为2。我们可以知道齿轮的校核公式为。变小要想使齿轮符合标准，则要增大齿轮分度圆或齿宽来减小，b’变为4b，变为如此做则会大大增加成本，所以取S=1比较符合经济性同时还能满足安全性。9设计小结进行四周的课设已经接近尾声，在这四周的时间里我们完成了一张A0的装配图草图，用CAXA绘制了装配图，端盖、轴、齿轮的零件图。在绘制图纸的过程中用到了尺寸公差、形位公差和粗糙度的标注和选定。体会到了设计工作的艰辛，与此同时也学到了课本之外的很多实际知识。在这个过程中，锻炼了我们分析问题和解决问题的能力。在小组成员的共同探讨下顺利完成了课程设计任务。面对一些问题时，由于缺少经验，犯了一些错误，经过老师的讲解和指正，最终明白了问题的原理。设计减速器是一个系统整体的项目，必须全面的考虑问题。工程设计和理论计算存在一定的差别，在工程实际中，可能会发生一些难以预料的状况，因此对设计工作也提出了更高的要求。只有学会细心观察和思考才能发现问题，通过不断地总结经验慢慢地提高自己的设计能力和水平。这四周的时间过得非常充实，感谢这次课程设计的机会，在今后的学习和实践中我一定会更加严格要求自己。最后，感谢老师和小组成员对我的帮助和指正。10参考文献[1]韩晓娟.机械设计课程设计指导手册[M].北京：中国标准出版社2009[2]成大先.机械设计手册[M].北京：化学工业出版社2008[3] 安子军.机械原理[M].北京：国防工业出版社2009[4] 周玉林，许立忠.机械设计[M].北京：中国标准出版社2009[5] 贾春玉，郑长民.画法几何与机械制图[M].北京：中国标准出版社2008[6] 龚溎义.机械设计课程设计图册[M].北京：高等教育出版社2009[7] 邵晓荣，张艳.互换性与测量技术基础[M].北京：中国标准出版社，2011燕山大学《机械设计课程设计》综评项目细则成绩平时成绩(20分)出勤(10分)(A)全勤(B)缺勤不多于2次(C)缺勤不多于5次(D)缺勤5次以上的态度(10分)(A)积极(B)比较积极(C)一般(D)不积极图面成绩(50分)结构(10分)合理比较合理图面质量(40分)优良中及格不及格设计报告成绩(15分)优良中及格不及格答辩成绩(15分)优良中及格不及格总成绩答辩小组成员签字年月日目录TOC\o"1-2"\h\z\u第一章总论 1一、项目概况 1二、项目提出的理由与过程 6三、项目建设的必要性 8四、项目的可行性 12第二章市场预测 15一、市场分析 15二、市场预测 16三、产品市场竞争力分析 19第三章建设规模与产品方案 22一、建设规模 22二、产品方案 22三、质量标准 22第四章项目建设地点 25一、项目建设地点选择 25二、项目建设地条件 25第五章技术方案、设备方案和工程方案 28一、技术方案 28二、产品特点 30三、主要设备方案 32四、工程方案 32第六章原材料与原料供应 35HYPERLINK\l"_Toc215