一级蜗杆减速器

前 言

在本学期临近期末的近半个月时间里，学校组织工科学院的学生开展了锻炼学生动手和动脑能力的课程设计。在这段时间里，把学到的理论知识用于实践。

课程设计以往也有，但是这次和我以往做的不一样的地方：单独一个人完成一组设计数据。这就更能让学生的能力得到锻炼。但是在有限的时间里完成对于现阶段的我们来说比较庞大的“工作”来说，虽然能够按时间完成，但是相信设计过程中的不足之处还有多。希望老师能够指正。总的感想与总结有一下几点：

1.通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。 2.由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准 3.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，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。 最后，衷心感谢老师的指导和同学给予的帮助，才能让我的这次设计顺利按时完成。

1

目 录

一． 带式运输机传动装置的设计???????????????????4

1.1 带式运输机工作原理????????????????????????4 1.2 已知条件?????????????????????????????4 1.3 设计数据?????????????????????????????4 1.4 传动方案?????????????????????????????4

二． 电动机的选择??????????????????????????4

2.1选择电动机的类型?????????????????????????4 2.2选择电动机的功率?????????????????????????5 2.3选择电动机的转速?????????????????????????5 2.4选择电动机的型号?????????????????????????5

三． 传动方案设计??????????????????????????6

3.1传动装置运动及动力参数计算???????????????????13 3.2 传动零件的设计计算??????????????????????6 3.2.1.涡轮蜗杆的设计及其参数计算及校核?????????????6 3.2.2轴的设计计算及校核?????????????????????9 3.2.3滚动轴承的选择及校核计算??????????????????14 3.2.4. 键连接的选择及校核计算??????????????????15 3.2.5联轴器的选择????????????????????????16

四． 减速器的润滑与密封??????????????????????16

2

4.1涡轮蜗杆的润滑??????????????????????????16 4.2滚动轴承的润滑??????????????????????????16 4.3密封???????????????????????????????16

五． 箱体及附件的结构设计????????????????????16

5.1采用下置剖分式蜗杆减速器?????????????????????16 5.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系????????????????????16 5.3注意事项?????????????????????????????17

六． 七．

设计体会???????????????????????????17 参考文献???????????????????????????18

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一带式运输机传动装置的设计

1.1 带式运输机工作原理 带式运输机传动示意图：

1.2 已知条件

1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃； 2)使用折旧期：8年；

3)检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4)动力来源：电力，三相交流，电压380/220V； 5)运输带速度允许误差：±5%；

6)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 1.3设计数据

卷筒直径：D=220mm 运输带有效拉力：F=2600N 运输带速度：V=1.1m/s 1.4 传动方案

使用单级蜗杆减速传动方案，其特点：结构简单，尺寸紧凑，但效率较低。

由于V=1.1<4～5 m/s，故采用蜗杆下置式。 二 电动机的选择

2.1 选择电动机的类型

由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用Y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=220mm。运输带的有效拉力F=2600N，带速V=1.1m/s，载荷较平稳，常温下连续工作，电源为三相交流电，电压为380V。

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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，电压为380V，Y系列

2.2 选择电动机的功率 1）传动滚筒效率：ηw=0.96

2）传动滚筒所需功率：Pw=Fv/1000ηw =2600×1.1/（1000×0.96）=2.98KW 3）传动装置效率：

由机械设计课程设计手册表1-7差得：蜗杆传动效率：η1=0.70～0.75 滚动轴承效率：η2=0.98 （初选滚子轴承） 联轴器效率：η3=0.99～0.995 （初选弹性联轴器） 总效率η=η1η22η32=0.6589～0.7131 4）电动机所需功率：Pd=Pw/η2.3 选择电动机转速

1）传动滚筒工作转速：nw=60×1000V/ ??η=95.5r/min 2）电动机转速：

由机械设计课程设计手册表1-8差得：蜗杆传动传动比i=8～40 电动机转速nd=i· nw=764～3820 r/min 2.4 选择电动机型号

由机械设计课程设计手册表12-1可知满足上述要求的Y系列电机有1000r/min，1500r/min，3000 r/min三种，综合考虑电动机和传动装置的情况来确定最后的转速，为降低电动机的重量和成本，可以选择同步转速1500r/min。根据同步转速查表12-1确定电动机的型号为Y132S-4，其主要参数如下： 电机型号 额定功率/KW 满载转速/堵转转矩/ 最大转矩/ （r/min） 额定转矩 额定转矩 质量/kg min

=4.5KW

Y132S-4 5.5 1440 2.2 2.3 68 三 传动方案设计

蜗杆传动：能实现较大的传动比，结构紧凑，传动平稳，但效率低，多用于中，小功率间歇运动的场合。其承载能力较齿轮传动低，与齿轮传动同时应用时，宜布置在高速级，以获得较小的结构尺寸，同时较高的齿面相对滑动速度也易于形成油膜，有利于提高承载能力及效率。 3.1传动装置运动及动力参数计算

1）实际总传动比及各级传动比的分配 iΣ=nm/nw=1440/95.5=15.08

5

由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。 2）各轴转速

蜗杆轴转速：n1=nm=1440r/min 涡轮轴转速：n2=n1/ iΣ=95.5r/min 滚筒周转速：n3=n2=95.5r/min 3）各轴的输入功率

蜗杆轴的输入功率：P1=Pd·η联轴器=4.46KW 蜗轮轴的输入功率：P2=P1·η蜗杆=3.12KW

滚筒轴的输入功率：P3=P2·η轴承·η联轴器=3.03KW 4）各轴的输入转矩

电动机输出转矩：Td=9.55×106Pd/ nm=2.98×104N·mm 蜗杆轴转矩：T1=9.55×106 P1/ n1=2.95×104N·mm

65

涡轮轴转矩：T2=9.55×10 P2/ n2=3.12×10N·mm 滚筒轴转矩：T3=9.55×106 P3/ n3=3.03×105N·mm 列表如下 参数 功率P/KW 转矩T/转速n/传动比i 效率η 轴 （N·mm） （r/min） 电机轴 4.5 2.98×104 1440 1 1 蜗杆轴 涡轮轴 滚筒轴 3.2传动零件的设计计算

3.2.1 涡轮蜗杆的设计及其参数计算及校核

传动参数：蜗杆输入功率：P1=4.46KW，蜗杆转速n1= 1440r/min，涡轮转速n2 =95.5r/min，传动比i=15.08，闭式，连续单向运转，载荷较平稳。 1）选择蜗杆传动类型：采用渐开线蜗杆（ZI）

2）选择材料：考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;

因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45～55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜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，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心矩

4.46 3.12 3.03 2.95×104 3.12×105 3.03×105 1440 95.5 95.5 1 15.08 1 0.99 0.70 0.97 6

a?3KT2(?E?PH???)2

① 确定作用在涡轮上的转矩T2

取蜗杆头数Z1=2 T2=3.12×105N·mm η=0.7 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?1.0由于转速不高,冲击不大,可取动载系数?v?1.05;则由教材P252

???????v?1.0?1?1.05?1.05③确定弹性影响系数??

因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故??=160??a ④确定接触系数??

d1先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值a=0.35从教材P253

12图11—18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ZCuSn10P1,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

N=60j·n2·Lh=60×1×95.5×365×24×4=2.02×108 寿命系数KHN=8√（107/2.02×108）=0.6868

?则????=KHN????=184MPa

⑥计算中心矩

a?3KT2(?E?PH???)2=127.443mm

7

取中心距a=160mm，因i=15.08，故从《机械设计》表11-2中取m=8mm，蜗杆分度圆直径d1=80mm，这时d1/a=0.5，从《机械设计》图11-18中查得接触系数Zρ ‘=2.6

轴向齿距Pa=25.133mm，直径系数q=10，齿顶圆直径da1=96mm，齿根圆直径df1=60.8mm，分度圆导程角γ=11o18′36′′，蜗杆轴向齿厚Sa=12.566mm ② 涡轮

涡轮齿数Z2=31，变位系数X2=-0.500

验算传动比i= Z2 /Z1=15.5，此时传动比误差（15.5-15.08）/15.08=2.78%<5%,是允许的 涡轮分度圆直径d2= m·Z2=248mm 涡轮喉圆直径da2= d2 +2ha2=264mm 蜗轮齿根圆直径df2= d2 -2hf2=228.8mm 涡轮咽喉母圆半径rg2= a -0.5da2=28mm 5）校核齿根弯曲疲劳强度

?F?1.53KT2YFa2Y????F? d1d2m当量齿数Zv2=Z2/cos3γ=32.88

根据X2=-0.500，Zv2= 32.88从教材图11—19中可查得齿形系数 YFa2=3.24

螺旋角系数Yβ=1-γ/140o=0.9192

??F????F???KFN从教材P255知许用弯曲应力

从教材P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应

????F力=56MPa。

由教材P255寿命系数KFN=9√（106/N）=0.554 [σF]=56×0.554=31.048MPa

σF=1.53×1.05×3.12×105/(63×248×8)×3.24×0.9192=11.943MPa

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可见弯曲强度是满足的。 6）验算效率?

???0.95～　0.96?tan?tan????v?

已知?=11.31o，ψv=1.1687o代入式中得?=0.86,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,标注为8f GB/T10089—1988。然后由参考文献[5]P187查得蜗杆的齿厚公差为?s1 =71μm, 蜗轮的齿厚公差为?s2 =130μm;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6μm, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μm和3.2μm。 8）热平衡核算

?a?S?0.33??100??初步估计散热面积：

取ta(周围空气的温度)为20?c。

1.75?180??0.33???100?1.75?0.92

?d?(8.15~17.45)w/(m2??c),?取17w/(m2??c)1000p(1??)1000?4.3366?(1?0.824)t?(油的工作温度）?ta??20??dS17?0.92?68.8?c?85?c?S?0.92合格。

3.2.2 轴的设计计算及校核 1.输入轴（蜗杆轴）的计算

1）输入轴上的功率P1 =4.46KW，转速n1= 1440r/min，转矩T1=2.95×

104N·mm；输出轴上的功率P2 =3.12KW，转速n2= 95.5r/min，转矩T1=3.12×105N·mm；

2）求作用在蜗杆上的力

Ft1= Fa2=2T1/d1=2×2.95×104/80=737.5N

9

Fa1= Ft2=2T2/d2=2×3.12×105/248=2516.1N Fr1= Fr2= Ft2·tanα=2516.1×tan20o=915.8N 3）初步确定轴的最小直径 选用45调质，硬度217~255HBS

根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=112 dmin=A03√（P1/n1）=112×3√（4.46/1440）=16.32mm

输入轴的最小直径即为安装联轴器处的直径，联轴器的计算转矩Tca=KA·T1，查教材表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则Tca=KA·T1=3.835×104按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，LT4型弹性联轴器，其公称转矩Tn=6.3×104N·mm，半联轴器孔径d=20mm，故取dⅠ=20mm，半联轴器长度L=40mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=32mm，D=106mm

4）轴的结构设计 Ⅰ段：dⅠ=20mm L1=32mm

Ⅱ段：定位轴肩 dⅡ= dⅠ+2h= dⅠ+2(0.07～0.1) dⅠ=22.8～24mm 取dⅡ=24mm，LⅡ取20mm

Ⅲ段：安装轴承 初选两轴承为角接触球轴承7308C型，d=40mm，D=90mm，

B=23mm，采用轴套定位

dⅢ=40mm LⅢ=40mm

Ⅳ段：dⅤ= dⅣ+2(0.07～0.1) dⅣ=96mm dⅣ80～84.2mm，取dⅣ=80 LⅣ=90mm Ⅴ段：蜗杆齿顶圆直径da1=96mm，查教材表11-4可知蜗杆宽度b1≥

（8+0.06Z2）m=（8+0.06×31）×8=78.88mm dⅤ=96mm LⅤ=80mm Ⅵ段：dⅥ=80mm LⅥ=90mm Ⅶ段：dⅦ=40mm LⅦ=40mm 蜗杆轴总长L=392mm 5）确定轴上的载荷

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FNV1=（Fr1·BC-Fa1·d1/2）/BD=（915.8×150-2516.1×40）/300=122.42N FNV2=Fr1- FNV1=793.38N

FNH1=Ft1·BC/BD=737.5×150/300=368.75N FNH2= Ft1- FNH1=368.75N Fa1= 2516.1N 绘制弯矩图

11

6）按弯扭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，根据教材P373 式15-5，轴的计算应力

?ca??2?????2W?991402?295002 ?2.02MPa10000000 （α=1）

前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得

???1??60??a,因此?ca

该轴强度足够。 7）绘制轴的工作图

2.输出轴（涡轮轴）的设计计算

1）输出轴上的功率P1 =3.12KW，转速n2= 95.5r/min，转矩T2=3.12×105N·mm；

2）求作用在涡轮上的力 Fa2= Ft1=737.5N Ft2= Fa1=2516.1N Fr2= Fr1= 915.8N

3）初步确定轴的最小直径 选用45调质，硬度217~255HBS

根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=112 dmin=A03√（P2/n2）=112×3√（3.12/95.5）=35.8mm

输出轴的最小直径即为安装联轴器处的直径， LT4型弹性联轴器，公称转矩Tn=6.3×104N·mm，半联轴器孔径d=20mm，故取dⅠ=20mm，半联轴器长度L=40mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=32mm，D=106mm

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4）轴的结构设计 Ⅰ段：dⅠ=20mm L1=32mm

Ⅱ段：定位轴肩 dⅡ= dⅠ+2h= dⅠ+2(0.07～0.1) dⅠ=22.8～24mm 取dⅡ=24mm，LⅡ取20mm

Ⅲ段：安装轴承 角接触球轴承7308C型，d=40mm，D=90mm，B=23mm，采用轴套定位 dⅢ=40mm LⅢ=40mm

Ⅳ段：安装涡轮，涡轮分度圆直径d2= m·Z2=248mm,蜗轮齿根圆直径df2= d2 -2hf2=228.8mm 取dⅣ=60mm 涡轮宽B≤0.75da1=0.75×96=72取LⅣ=70mm

Ⅴ段：定位轴肩dⅤ= dⅣ+2h=68.4～72mm，取dⅤ=72 LⅤ=5mm Ⅵ段：dⅥ=68mm LⅥ=60mm Ⅶ段：dⅦ=40mm LⅦ=40mm 蜗杆轴总长L=267mm 5）确定轴上的载荷

FNV12=（915.8×55-737.5×30）/170=166.14N FNV22=749.66N

FNH12= 2516.1×55/170=814.03N FNH22= 1702.06N

总弯矩M=√[（1702.06×55）2+（749.66×55）2]=1.02×105N·mm，扭矩T=3.12×105N·mm

6）按弯扭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，根据教材P373 式15-5，轴的计算应力

?ca?=1）

?2?????2W1020002?3120002??15.19MPa0.1*60*60*60 （α

前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得

???1??60??a,因此?ca

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该轴强度足够。 7）绘制轴的工作图

3.2.3 滚动轴承的选择及校核计算 1.输入轴上滚动轴承的选择及校核

初选角接触球轴承7308C型，右边轴承受较大载荷，轴承径向载荷Fr=√（FNV22+FNH22）=√（739.382+368.752）=826.23N，轴向载荷Fa=2516.1N，轴承转速n=1440r/min，载荷平稳，预计寿命Lh’=4×365×24=35040h

1）求比值Fa/Fr=3.04，根据教材P321表13-5，角接触球轴承

emax=0.56，故此时Fa/Fr>e， 2）初步计算当量动载荷P

P=fp（XFr+YFa）先取X=0.44 Y=1 由表13-6查得fp=1.0 故P=2879.64N 3）根据式13-6，轴承应有的额定动载荷值

C=P·ξ√（60nL，h/106）=2879.64×3√（60×95.5×35040/106）=310.87N

根据以上计算结果7308C型角接触球轴承基本额定动载荷C=46.2KN，基本额定静载荷C0=30.5KN，轴承可用。 4）验算寿命

Lh=106/60n·（C/P）ξ=26751h<35040h，所选轴承满足寿命要求

故可选7308C型角接触球轴承

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2.输出轴上滚动轴承的选择及校核

初选角接触球轴承7308C型，右边轴承受较大载荷，轴承径向载荷Fr=√（FNV222+FNH222）=√（749.662+1702.062）=1859.84N，轴向载荷Fa=737.5N，轴承转速n=1440r/min，载荷平稳，预计寿命Lh’=4×365×24=35040h

5）求比值Fa/Fr=0.39，根据教材P321表13-5，角接触球轴承

emax=0.56，故此时Fa/Fr

P=fp（XFr+YFa）

由表13-6查得fp=1.0 故P=1859.84N 7）根据式13-6，轴承应有的额定动载荷值

C=P·ξ√（60nL，h/106）=1859.84×3√（60×95.5×35040/106）=200.78N

7308C型角接触球轴承基本额定动载荷C=46.2KN，基本额定静载荷C0=30.5KN，轴承可用。 8）验算寿命

Lh=106/60n·（C/P）ξ=26751h<35040h，所选轴承满足寿命要求

故可选7308C型角接触球轴承

3.2.4 键连接的选择及校核计算

1）输入轴与联轴器连接采用平键连接

轴径d=20mm L=32mm T=29.5N·m

查手册 选A型平键，得：b=6 h=6 L=22 即：键6×22 GB/T1096-2003

l=L-b=26mm h=6mm k=0.5h=3 根据教材P106式6-1得

σp=2T×103/kld=2×29500/（3×26×20）= 37.82Mpa<[σp]=120MPa

2）输出轴与涡轮连接用平键连接

轴径d=60mm L=70mm T=312N.m

查手册 选用A型平键，得：b=18 h=11 L=63 即：键18×63GB/T1096-2003 l=L-b=52mm h=11mm k=3 σp=66.67<[σp]=120Mpa

3.2.5 联轴器的选择

1）类型选择为了隔离振动与冲击,选用弹性连轴器。 2）载荷计算

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公称转矩T=9.55×106·P/n=9.55×106×4.5/1440=2.98×104N·mm 联轴器的计算转矩Tca=KA·T1=3.835×104（ KA=1.3）， 3）型号选择

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，LT4型弹性联轴器，其公称转矩Tn=6.3×104N·mm，半联轴器孔径d=20mm，故取dⅠ=20mm，半联轴器长度L=40mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=32mm，D=106mm

四 减速器的润滑与密封

4.1涡轮蜗杆的润滑

滑动速度vs=π·d1·n1/（60×1000cosγ）=π×80×1440/（60×

1000cos11o18′36′′）=6.15m/s，由教材P266表11-21可知应采用喷油润滑或油池润滑 4.2滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（涡轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑。 4.3密封

轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。

五 箱体及附件的结构设计

5.1 减速器箱体的结构形式和材料 采用下置剖分式蜗杆减速器 铸造箱体，材料HT150 5.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系 名称 尺寸 箱座壁厚δ 箱盖壁厚δ1 箱座凸缘厚度b, 箱盖凸缘厚度b1， 箱座底凸缘厚度b2 地脚螺钉直径及数目 沉头座直径 通孔直径 底座凸缘尺寸 δ=0.04a+3=0.04×160+3=9.4mm 9mm b=1.5×δ=1.5×9.4=14.1mm b1=1.5×δ1=1.5×9=13.5mm b2=2.5×δ=2.5×9.4=23.5mm df=0.036a+12=0.036×160+12=22.76mm n=4 D0=45mm df，=20mm C1min=25mm,C2min=23mm 轴承旁连接螺栓直径 d1=0.75 df=0.75*22.76=17.07mm 通孔直径 取d1=17mm。 沉头座直径 D，=13.5mm 凸缘尺寸 D=26mm C1min=20mm,C2min=16mm, 16

箱盖，箱座连接螺栓直径 通孔直径 沉头座直径 凸缘尺寸 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 d2=0.5 df =0.5×22.76=11.38mm 螺栓间距l=180mm 11mm 22mm C1min=18mm,C2min=14mm d3=0.4df=0.4×22.76=9mm d4=0.3×df=6mm 蜗杆轴承端盖外径 D1=40+5.5×8=88mm 蜗轮轴承端盖外径 D2=40+5.5×8=88mm 蜗轮顶圆距箱体距离 Δ1≥1.2δ=1.2×9.4=11.28mm 蜗轮端面与箱体的距Δ2≥δ=9.4mm 离 5.3 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7308C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。 六 设计小结

经过三周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，自己学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。

除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经过老师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然。

刚刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。

经过这次课程设计感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经

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过训练能够非常熟练的使用Word和Auto CAD。

所以这次课程设计，我觉得自己真的收获非常的大。打完这行字，真的心一下子放了下来，看到自己完成的成果，真的觉得虽然很累，但觉得很欣慰，这次课程设计应该是达到了预期的效果。

七 参考文献

1、濮良贵 纪名刚主编 《机械设计》 第八版 高等教育出版社，2006.5（2011.11重印）

2、吴宗泽 罗圣国主编 《机械设计课程设计手册》 第3版 高等教育出版社，2006.5（2011.12重印）

3、简明机械设计手册（第二版） 唐金松主编 上海科学技术出版社 2000年

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