机械设计课程设计蜗轮蜗杆传动.doc

(完整word版)机械设计课程设计蜗轮蜗杆传动
目 录

第一章 总论 - 2 -
一、机械设计课程设计的内容 - 2 -
二、设计任务 - 2 -
三、设计要求 - 3 -
第二章 机械传动装置总体设计 - 3 -
一、电动机的选择 - 4 -
二、传动比及其分配 - 4 -
三、校核转速 - 5 -
四、传动装置各参数的计算 - 5 -
第三章 传动零件—蜗杆蜗轮传动的设计计算 - 5 -
一、蜗轮蜗杆材料及类型选择 - 6 -
二、设计计算 - 6 -
第四章 轴的结构设计及计算 - 10 -
一、安装蜗轮的轴设计计算 - 10 -
二、蜗杆轴设计计算 - 15 -
第五章 滚动轴承计算 - 17 -
一、安装蜗轮的轴的轴承计算 - 18 -
二、蜗杆轴轴承的校核 - 18 -
第六章 键的选择计算 - 19 -
第七章 联轴器 - 20 -
第八章 润滑及密封说明 - 20 -
第九章 拆装和调整的说明 - 20 -
第十章 减速箱体的附件说明 - 20 -
课程设计小结 - 21 -
参考文献 - 22 -

第一章 总论
一、机械设计课程设计的内容
机械设计课程设计包括以下内容：
1.传动方案的分析与选择；
2.电动机的选择与运动参数的计算；
3.传动件设计；
4.轴的设计；
5.轴承及其组合部件设计；
6.键和联轴器的选择及其校核；
7.箱体，润滑机器和附件设计；
8.装配图的设计及绘制；
9.零件图的设计及绘制；
10.编写设计说明书。
二、设计任务
1、设计题目
设计用于带速传输机的传动装置。
2、工作原理及已知条件
工作原理:工作传动装置如下图所示：

1-电动机
2、4-联轴器
3-一级蜗轮蜗杆减速器
5-传动滚筒
6-输送带

3、设计数据：运输带工作拉力F=3200N
运输带工作速度v=0.85m/s
卷筒直径D=410mm
工作条件：运输机使用期5年、两班制工作、单向运转、工作平稳、运输带速度允许误差
±5%、减速器由一般规模厂中小批量生产。
4、传动装置方案：蜗轮蜗杆传动
三、设计要求
1、设计说明书 1份【7000～9000字,按标准格式书写（电子版）】
2、减速器装配图草图 1张【A1图，手工绘图,坐标纸】
3、减速器装配图 1张【A1图，电脑绘图】
4、任一轴零件图 1张【A3图，手工绘图】
5、任一齿轮零件图 1张【A3图，手工绘图】

第二章 机械传动装置总体设计
机械传动装置总体设计的主要任务是分析研究和拟定传动方案、电动机的选择、传动比的分配及计算、传动装置的运动参数及动力参数计算，为后续的传动设计和装配图绘制提供依据。
一、电动机的选择
根据工作机的负荷、特性和工作环境，选择电动机的类型、结构形式和转速，计算电动机功率，最后确定电动机型号。
1、选择电动机的类型
按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼式三相异步电动机。
2、选择电动机容量
（1）工作机各传动部件的传动效率及总效率
其中弹性联轴器的传动效率=0.99；
单线蜗杆与蜗轮的传动效率=0.75；
运输机驱动轴一对滚动轴承的效率 =0.99；
凸缘联轴器的传动效率=0.99
所以减速机构的总效率
=0.99×0.75×0.992×0.99=0.7203
（2）选择电动机的功率
所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。
①带式运输机所需的功率:
Pw=F·v／1000 w=3200×0.85／1000×1=2.72kW（其中w为工作机传动效率且w =1）；
②初步估计电动机额定功率P：
所需电机输出的功率Pd= Pw / =2.72/0.72=3.78kW；
③查《机械设计课程设计》表2.1，选取Y112M-4电动机,主要参数如下：
额定功率P=4kw
满载转速nm=1440 r/min
电机轴伸出端直径：28mm
伸出端安装长度：60mm
二、传动比及其分配
1、查《机械设计》书中得各级齿轮传动比如下：；
理论总传动比：；
运输机驱动滚筒转速nw===39.62r/min；
根据初选电机转速nm=1440 r/min，计算总传动比i＇=nm/nw=1440/39.62=36.35。
由工作原理图可知该传动装置为蜗轮蜗杆单级传动，即总传动比就等于蜗轮蜗杆传动比。
2、查《机械设计》表11-1，取蜗杆头数z1=1,蜗轮齿数z2=36，则实际总传动比i==36。
三、校核转速
滚筒的实际转速nw＇= nm/i =1440/36=40。
转速误差Δnw= ==0.97%<5%，符合要求。

四、传动装置各参数的计算
1、各轴功率计算
蜗杆输入功率：P1=P=4×0.99=3.96kW
蜗轮输出功率：P2= P1= P=2.97kW
滚筒轴的传递功率：P3= P2=2.97×0.99×0.99=2.91kW
2、各轴转速计算
由于蜗杆是通过联轴器与电机伸出轴连接在一起，故蜗杆转速等于电机转速即n1=nm=1440 r/min；
涡轮轴的转速n2=n1/i=1440/36=40 r/min;
滚筒轴转速n3=n2=40 r/min。
3、各轴转矩计算
蜗杆传递的转矩T1=9550×P1/n1=26.26 N·m
蜗轮轴传递的转矩T2=9550×P2/n2=709.09 N·m
滚筒轴传递的转矩T3=9550×P3/n3=694.76 N·m

第三章 传动零件—蜗杆蜗轮传动的设计计算
传动装置中传动零件的参数、尺寸和结构，对其他零部、件的设计起决定性的作用，因此，应首先设计计算传动零件。当减速器有传动件时，应先设计减速器外的传动零件。
一、蜗轮蜗杆材料及类型选择
1、选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐，选用渐开线蜗杆(ZI)。
2、选择材料
考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45～55HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造。
二、设计计算
1、按齿面接触强度设计
根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。由《机械设计》根据式子：m2d≥KT2
（1）确定载荷系数
因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数=1，由《机械设计》表11-5选取使用系数=1，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数=1.1，则 K==1×1.05×1≈1.1
（2）确定弹性影响系数
因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故
（3）确定许用接触应力[]H
根据蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，可从《机械设计》表11-7查得蜗轮的基本许用应力 =268 MPa。
应力循环次数N=60=60×1×40×（16×5×365）=7.008×，寿命系数 =0.784 ，则==0.784268=210.1 MPa
（4）计算m2d
由于z2=36，T2=709.09 N·m=709.09×103 N·mm，故
m2d≥KT2=1.1×709.09×103×=3144.33 mm3
因z1=1，故从《机械设计》表11-2中查取模数m=6.3 mm,蜗杆分度圆直径d1=112mm。
2、蜗杆与蜗轮主要参数与几何尺寸
(1)中心距 a= ==169.4
(2)蜗杆：
轴向齿距Pa=πm=3.14×6.3=19.78 mm；
直径系数q==17.78；
齿顶圆直径=d1+2ha1=d1+2ha*m=112+2×1×6.3=124.6 mm；
齿根圆直径=d1-2hf1=d1-2(ha*m+c)=112-2（1×6.3+1.6）=47.88mm；
分度圆导程角=arctan=3.22°（右旋）；轴向齿厚sa=πm=9.89 mm。
(3)蜗轮：
蜗轮齿数：=36；
变位系数=0；
螺旋角：30.96°（右旋）
蜗轮分度圆直径：=226.8 mm；
蜗轮喉圆直径：=+=239.4 mm；
蜗轮齿根圆直径：=+=211 mm；
蜗轮咽喉母圆半径：=a-=169.4-×239.4=49.7 mm；
蜗轮轮缘宽度：B=(0.67~0.7)=(83.48~87.22)mm,取B=85 mm。
3、校核齿根弯曲疲劳强度

当量齿数==36.173
根据=0，=36.173，从《机械设计》图11-17中可查得齿形系数2.44
螺旋系数==0.977
许用弯曲应力 =
从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56 MPa
寿命系数
==560.624=34.92 MPa
所以==≤56 MPa
即<,弯曲强度校核满足要求。
4、验算效率

已知=3.22°，=，与相对滑移速度有关，
m/s
从《机械设计》表11-18中用插值法查得=0.0175，=1°代入上式得
≈(0.7239~0.732)大于原估计值0.7203，因此不用重算,且进一步验证了电机选择的合理性。
5、精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所涉及的蜗杆传动是动力传动，属于机械减速器。从GB/10089-1988中，蜗轮圆周速度=n2πd2/60=0.47 m/s<1.5 m/s，故查《课程设计》表3.66选取蜗轮、蜗杆为9级精度，侧隙种类为f,标注为9f GB/10089-1988。
蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造贴心采用H7/r6配合。
查《课程设计》表3.80得蜗轮、蜗杆表面粗糙度如下：

齿面
顶圆
蜗杆
6.3, 3.2
6.3, 3.2
蜗轮
6.3, 3.2
12.5， 6.3
查《课程设计》表3.69得：
蜗杆轴向齿距极限偏差fpx=±25μm；
蜗杆轴向齿距累积公差fpxl=48μm；
蜗杆齿形公差ff1=45μm；
查《课程设计》表3.70得：
蜗杆齿槽径向跳动公差fr=40μm；
查《课程设计》表3.70得：
蜗轮齿距极限偏差fpt=40μm；
蜗轮齿形公差ff2=36μm。
6、热平衡计算
(1)估算散热面积S
S=
(2)验算油的工作温度
室温，通常取。
散热系数=8.15~17.45：取=17.5 W/(㎡·℃)；
啮合效率；轴承效率0.98~0.99，取轴承效率 2=0.99；搅油效率0.94~0.99，搅油效率3=0.98；
=1×2×3=0.88×0.99×0.98=0.85
56.77℃＜80℃油温未超过限度
7、主要设计结论

蜗杆
蜗轮
分度圆直径(mm)
d1=112
d2=226.8
齿顶圆直径(mm)
da1=124.6
da2=239.4
齿根圆直径(mm)
df1=96.2
df2=211
头数(齿数)
z1=1
z2=36
中心距(mm)
a=169.4
齿顶高(mm)
ha=6.3
齿根高(mm)
hf=7.9
全齿高(mm)
h=14.2
齿形角
α=20°
模数(mm)
m=6.3
齿宽(mm)
b1≥101.38
B2=85
蜗轮蜗杆均为9级精度、右旋，蜗杆直径系数q=17.78，蜗轮变位系数X2=0。

第四章 轴的结构设计及计算
轴是非标准零件，它没有固定的、一层不变的结构形式。轴的结构设计就是根据具体的工作条件，确定出轴的合理结构和结构尺寸。
一、安装蜗轮的轴设计计算
1、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45刚，调质处理。根据《机械设计》式15-3，取A。=110，于是得。
由于轴上要有键槽，故取=50mm,查《课程设计》表6.8，选联轴器型号为HL4的弹性联轴器，孔直径D=50，轴孔长l=84mm。
2、求作用在蜗轮上的力
已知蜗轮的分度圆直径为=226.8mm，所以得
==，
，
。
3、蜗轮轴的设计

蜗轮轴草图
① 确定各段直径和长度
为满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅶ-Ⅷ安装联轴器，其左端要制成一轴肩，Ⅵ-Ⅶ段安装轴承端盖，采用毡油封，故Ⅶ-Ⅷ段直径为d1=50mm，l1应比轴孔长l=84mm略短一些，故取l1=82mm，Ⅵ-Ⅶ段直径为d2=58mm。
初选滚子轴承，因轴承同时承受径向和轴向的力作用，故选圆锥滚子轴承，从《课程设计》表5.12中选轴承30312，其基本尺寸d×D×T=60mm×130mm×33.5mm，故d3=d7=60mm，而l7=33.5mm。
左端滚子轴承采用轴肩进行轴向定位，查表5.12得h=72-60=12mm，因此d6=72mm。轴承端盖总宽度为16mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖与半联轴器左端面的距离为L=30mm，故l2=16+30=46mm。
取安装蜗轮处的轴段IV-V的直径d4=65mm，蜗轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位，，为使套筒端面可靠的压紧蜗轮，则此段长度应略短于蜗轮宽度，故取l4=81mm，蜗轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07~0.1) d4，则取d5=75mm，宽度b≥1.4h，则l5=10mm。
取蜗轮距箱体为a=25mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，轴承宽度T=33.5mm，则l6=25+8-10=23mm，l3=T+s+a+(85-81)=70.5mm。

I-II
II-III
III-IV
IV-V
V-VI
Ⅵ-Ⅶ
Ⅶ-Ⅷ
直径
d7=60
d6=72
d5=75
d4=65
d3= 60
d2=58
d1=50
长度
l7=33.5
l6=23
l5=10
l4=81
l3=70.5
l2=46
l1=82
②轴上零件的周向定位
为了保证良好的对中性，蜗轮与轴选用A型普通平键联接，键的型号为b*h=18*11 GB1096-79,键槽用键槽铣刀加工，键长为60mm；同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，所以选择蜗轮与轮毂的配合为；联轴器与轴采用A型普通平键联接，键的型号为b*h=14*9 GB1096-79，键长为70mm；轴与轴承内圈配合轴径选用H7/m6的配合。
为保证30312轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1.5mm。其他轴肩圆角半径分别由具体轴径而定。根据标准轴的左端倒角均为2*45°，右端倒角均为1.6*45°。
③求轴上的载荷
根据结构图做出计算简图，简支梁L=l3+l4+l5+l6+l7-2×26.5=165mm。分别对B、D在水平面和垂直面求弯矩和，
==

可得到如下结果：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力(N)
FNH1=3050.7 FNH2=3202.3N
FNV1=1110.6 FNV2=1165.8
弯矩(N.mm)
MH=257785
MV1=93845.7 MV2=26032.5
扭矩(N.mm)
=274336 M2=259096
总弯矩(N.mm)
T3=694763
由计算可以作出如下弯矩图和扭矩图

④从轴的结构图及弯扭图可知C为危险截面，故只需对C截面进行校核，查《机械设计》表15-1和15-4，
===18.17≤强度够
⑤精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面
截面Ⅶ、Ⅵ只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以它们均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅴ和Ⅳ处过盈处配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面Ⅳ的应力集中的影响和截面Ⅴ的相近，但截面Ⅳ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅴ左右即可。
截面Ⅴ左侧：
抗扭截面系数
弯矩M=M1×=142849.5 N.mm
扭矩=694763 N.m
弯曲应力==6.6 MPa
扭转切应力=16.1 MPa
轴的材料为45钢，调质处理查《机械设计》表15-1得

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计》附表3-2查取，因，
查《机械设计》附表3-2得,
又由附图3-1可知轴的材料敏性系数，
故有效应力集中系数

由附图3-2尺寸系数，
附图3-4
轴未经表面强化处理

又由附表3-1与表3-2的碳钢的特性系数
取； ，
计算安全系数

=5.59≥S＝1.5
故该轴在截面左侧强度是足够的
同理算得截面右侧＝7.53≥S＝1.5也安全
二、蜗杆轴设计计算
蜗杆上的功率P1=3.69kW，转速n1=1440r/min，转矩分T1=26260N.mm。
1、按扭矩初算轴最小直径
选用45钢调值，硬度为
查《机械设计》表15-3，取

2、求蜗杆的受力

3、轴的结构设计

① 确定各轴段的直径和长度
由于蜗杆啮合段的直径已在蜗杆设计时确定，为避免轴直径变化过大，现在以蜗杆直径为准确定该轴其他部分的直径大小，而各段的长度则是根据确定涡轮轴的方法来确定的。
由于电机伸出端直径为28mm，查表6.6选取YL5型凸缘联轴器，轴孔长度l=62mm,故取d1=28mm，l1=58mm。Ⅱ-Ⅲ安装端盖，d2起固定作用，定位轴肩高度可在(0.07~0.1) d1范围即取d2=33mm，轴承端盖的总宽度为16mm，根据端盖便于装拆及添加润滑脂，取其间间隙为30mm，则l2=30+16=46mm。Ⅲ-Ⅳ段安装轴承，从表5.12中选取轴承30307，其基本尺寸为d×D×T=35×80×22.75，故取d3=d7=35mm，l3=l7=22.75mm，可取d4=d6=d3+(0.07~0.1)d3=38mm；为使蜗杆蜗轮正确啮合，可取l4略短于蜗轮宽度，可取l4=l6=80mm。d5为蜗杆齿顶圆直径，d5=da1=124.6mm，l5为蜗杆轴向齿宽，l5=b≥101.38,取l5=105mm。

I-II
II-III
III-IV
IV-V
V-VI
Ⅵ-Ⅶ
Ⅶ-Ⅷ
直径
d1=28
d2=33
d3=35
d4=38
d5=124.6
d6=38
d7=35
长度
l1=58
l2=46
l3=22.75
l4=80
l5=105
l6=80
l7=22.75
②求轴上的载荷并校核
根据结构简图，简支梁跨距l=l3+l4+l5+l6+l7-2×16.8=276.9mm，
FNH1=FNH2=3126.5 N MH=432864 N.mm
FNV1=FNV2=1138.2 N MV1=26133.5 N.mm MV2=92648.6 N.mm
=433652 N.mm =442668 N.mm
T=T1=26260 N.mm

可知，截面C为危险截面，故只需校核C截面，查《机械设计》表15-1和15-4，可得，
===16.19≤
强度够。

第五章 滚动轴承计算
在机械设计中，对于滚动轴承，主要是正确选择其类型、尺寸（型号）和合理进行轴与轴承的组合设计。在选定滚动轴承的类型、尺寸（型号），应综合考虑轴承的固定，轴承的组合定位，间隙的调整，轴承座圈与其他零件的配合，轴承的装拆和润滑、密封等问题，正确设计轴承部件的组合结构，以保证轴系的正常工作。而在设计轴时已初选轴承为滚子轴承，现只需计算校核。
一、安装蜗轮的轴的轴承计算
在设计轴时初选圆锥滚子轴承30312，e=0.35，Y=1.7，
径向力：
FrA==3247 N FrB==3408 N
派生力：
FdB ==1002 N FdA ==955 N
外载轴向力：Fa=468.93 N
轴向力：FaA=FdB+Fa2=1424 N FaB=FdB=1002 N
当量载荷：由于=0.43>e =0.29<e，所以XA=0.4，YA=1.7，XB=1，YB=0
由于为一般载荷，则fp=1.2，故当量载荷为：
PA=fp(XAFrA+YAFaA)=4463.5 N
PB=fp(XBFrB+YBFaB)=4089.6 N
而Cr=170 kN，故轴承寿命
Lp===7756.02×104 h>292000 h
因此选用该轴承没问题。
二、蜗杆轴轴承的校核
设计轴时，两端均初选轴承30307，e=0.31，Y=1.9
径向力：
FrA==3327 N FrB==3327 N
派生力：
FdB==875.53 N FdA==875.53 N
轴向力：FaA=FdB+Fa1=7110.5 N FaB=FdB=875.53 N
当量载荷：由于==0.37>e，所以X=0.4，Y=1.9
由于为一般载荷，则fp=1.2，故当量载荷为：
PA=fp(XFrA+YFaA)=17808.9 N
而Cr=75.2 kN，故轴承寿命
Lp===1405.6×103 h>292000 h
因此选用该轴承也没问题。

第六章 键的选择计算
对于键连接，首先选择键的类型，决定键和键槽的剖面尺寸，然后校核键连接的强度。在设计轴时已初选轴承为滚子轴承，现只需计算校核。
1、输入轴与电动机轴采用平键连接
根据轴径d1=28mm，l1=58，可选用A型平键，由《机械设计》表6-1得：b×h×L=8×7×44，即：键7×44GB/T1096-2003。
键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查的许用应力[σp]=100~120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度：l=L-b=44-8=32mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=3.5mm，则
σp==15.63 MPa<[σp]
所以此键强度符合设计要求
2、输出轴与联轴器连接采用平键连接
根据轴径d1=50mm，l1=82，可选用A型平键，得：b×h×L=14×9×70即：键9×70GB/T1096-2003。
键、轴和联轴器的材料都是钢，键的工作长度：l=L-b=70-14=56mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=4.5，则：
σp==96.25 MPa<[σp]
所以此键强度符合设计要求。
3、输出轴与蜗轮连接用平键连接
根据轴径d4=65，l4=81，可选用A型平键，得：b×h×L=18×11×60，即：键11×60GB/T1096-2003，键、轴和联轴器的材料都是钢，键的工作长度：l=L-b=60-18=42mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=5.5，则：
σp==94.45 MPa<[σp]
所以此键强度符合设计要求。

第七章 联轴器
常用的联轴器已经标准化或规范化，在机械设计中，主要是根据使用条件及所传递扭矩大小来选择其类型和尺寸。
在轴的设计当中，已经选择了联轴器，输出轴选用HL4型弹性联轴器，d=50mm，l=80mm；输入轴上的联轴器选用YL5型凸缘联轴器，d=28mm，l=62mm。

第八章 润滑及密封说明
因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。
在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。

第九章 拆装和调整的说明
在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。

第十章 减速箱体的附件说明
箱体是减速器的重要组成部件，用以支持和固定轴系零件，保证转动件的润滑，实现与外界的密封。
机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。

课程设计小结

随着大四的脚步声响起，课程设计也将接近尾声，在戴老师的精心指导下经过几周的努力奋战，终于完成。做课程设计前，觉得所学理论知识很单调乏味，感觉都懂了又好像都不懂，通过这次课程设计，才意识到那些理论知识是真的没有完全搞懂。
课程设计是《机械设计》及相关课程知识综合应用的实践训练，是我们迈向社会，从事职业工作前的一个必不可少的过程。这次课程设计，我深深地感受到千里之行始于足下，今天认真的做好课程设计，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下了坚实的基础。
这三周真的很累，但我收获了很多，也让我发现了自己的不足之处。
这三周的课程设计进一步巩固、加深和拓宽所学的知识；通过设计实践，树立了正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握了机械设计的一般规律，也培养了分析和解决问题的能力；通过设计计算、绘图以及对运用技术标准、规范、设计手册等相关设计资料的查阅，对自己进行了一个全面的机械设计基本技能的训练。
在这个过程中，是在老师的讲解下让我对整个设计过程以及绘图过程有了很好的了解，对我后面的整体的设计和绘图的进行有了很大的帮助，在此真诚的感谢戴老师！

参考文献

[1]《机械设计》（第八版）濮良贵、陈国定、吴立言主编，高等教育出版社
[2]《机械设计课程设计》（修订版）周元康、林昌华、张海兵主编，重庆大学出版社
[3]《机械原理》（第七版）孙恒、陈作模、葛文杰主编，高等教育出版社
[4] 《工程制图》 霍光青、刘洁主编,中国林业出版社
[5] 《材料力学》 刘鸿文主编，高等教育出版社
[6] 《互换性与技术测量基础》 胡凤兰主编，高等教育出版社

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