毕业设计玻璃瓶印花机构及传动装置设计计算说明书.doc

机械设计课程设计
设计计算说明书

设计题目： 玻璃瓶印花机构及传动装置
设 计 者：
学 号： 2 0 1 1
专业班级： 1 1 - 机 械 班
指导教师：
完成日期： 2 0 1 年 月 日

天津理工大学机械工程学院

目 录

一 课程设计的任务……………………………………………………2
二 电动机的选择………………………………………………………3
三 传动装置的总传动比和分配各级传动比…………………………5
四 传动装置的运动和动力参数的计算………………………………5
五 传动零件的设计计算………………………………………………7
六 轴的设计计算………………………………………………………19
七 滚动轴承的选择和计算……………………………………………30
八 键的选择和计算……………………………………………………31
九 联轴器的选择………………………………………………………32
十 润滑和密封的选择…………………………………………………32
十一 箱体结构的设计…………………………………………………32
十二 设计总结…………………………………………………………34
十三 参考资料…………………………………………………………35

一、 课程设计的任务
1．设计目的：
课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计的主要目的是：
(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。
(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。
(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。
2．设计题目：
执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成（详见机械原理课程设计资料，在此略），现将对传动装置进行具体设计。
机械设计部分课程设计是在机械原理课程设计完成之后设计题目的延续和深入。
执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成，机械设计部分课程设计的任务是对其传动装置进行具体设计。

设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置
1、原始数据：
方 案 号
10
分配轴转速n(r/min)
45
分配轴输入功率P（kw)
0.8
玻璃瓶单程移距（mm）
110
印花图章上下移（mm）
50
定位压块左右移（mm）
20
说明：（1）工作条件：2班制，工作环境良好，有轻微振动；
（2）使用期限十年，大修期三年；
（3）生产批量：小批量生产（<20台）；
（4）带传动比：i=2.5～3.5；
（5）采用Y型电动机驱动；
(6) 分配轴：与减速器输出轴相连接（各执行机构的输入轴）。

2、设计任务
1）总体设计计算
(1)选择电机型号
计算所需电机功率，确定电机转速，选定电机型号；
(2)计算传动装置的运动、动力参数；
a.确定总传动比i，分配各级传动比；
b.计算各轴转速n、转矩T；
c.传动零件设计计算；
d.校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；
2）绘制减速器装配图（草图和正式图各一张)；
3）绘制零件工作图：减速器中大齿轮和中间轴零件工作图；
（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）；
4）编写设计计算说明书。
3、传动装置部分简图

二、电动机的选择
1．电动机类型的选择
按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。
2． 确定电动机输出功率
电动机所需的输出功率
其中：----工作机分配轴的输入功率
---由电动机至分配轴的传动总效率
工作机的分配轴输入功率：Pw=0.8KW
总效率
查表可得：
对于V带传动: η带 =0.96
对于8级精度的一般齿轮传动：η齿轮=0.97
对于一对滚动轴承：η轴承 =0.99
对于弹性联轴器：η联轴器=0.99
则:
ηa =η带×η轴承3×η齿轮2×η联
=0.96×0.993×0.972×0.99
= 0.868
∴ 电机所需功率为：　Pd= PW /ηa=0.8/0.868=0.922KW
3．确定电动机转速
工作机转速nw： nw=45r/min
确定电动机转速可选范围:
V带传动常用传动比范围为，双级圆柱齿轮传动比范围为i=14~20，则电动机转速可选范围为:
nd=i带 ×i齿2×nw
=(2.5～3.5)( 3～5)2 ×nw
=（22.5 ～87.5 ）×nw
=(22.5～87.5)×45
=1012.5～3937.5 r/min
其中：
——减速器传动比
符合这一转速范围的同步转速为，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。

4.确定电动机型号
根据所需效率、转速，由《机械设计手册 》或指导书
选定电动机的型号为Y90S-4
Y90S-4电动机数据如下:
额定功率：1.1 Kw
满载转速：n满=1400 r/min
同步转速：1500 r/min
三、传动装置的总传动比和分配各级传动比
1．传动装置的总传动比
i总= n满/ nw =1400/45= 31.11
2．分配各级传动比
根据《机械设计课程设计》表2.2选取，对于三角v带传动,为避免大带轮直径过大,取i12=2.5；
则减速器的总传动比为 i减=i总/2.5=31.11/2.5=12.444
对于两级圆柱斜齿轮减速器,按两个大齿轮具有相近的浸油深度分配传动比,取 ig=1.3id
i减= ig×id = 1.3i2d =12.444
i2d =12.444/1.3=9.5723
id =3.0939
ig=1.3id=1.3×3.0939=4.0221
注：ig -高速级齿轮传动比；
id –低速级齿轮传动比；
四、传动装置的运动和动力参数的计算
1．计算各轴的转速
电机轴：n电= 1400 r/min
Ⅰ轴 nⅠ= n电/i带=1400/2.5=560 r/min
Ⅱ轴 nⅡ= nⅠ/ ig=560/4.0221=139.23 r/min
Ⅲ轴 nⅢ=nⅡ/ id =139.23/3.0939=45 r/min
2．计算各轴的输入功率和输出功率
Ⅰ轴： 输入功率 PⅠ= Pdη带=0.922×0.96=0.88512 kw
输出功率 PⅠ= 0.88512η轴承=0.88512×0.99=0.8763 kw
Ⅱ轴： 输入功率 PⅡ=0.8763×η齿轮=0.8763×0.97=0.85 kw
输出功率 PⅡ= 0.85×η轴承=0.85×0.99=0.8415 kw
Ⅲ轴 输入功率 PⅢ=0.8415×η齿轮=0.8415×0.97=0.8163 kw
输出功率 PⅢ= 0.8163×η轴承=0.8163×0.99=0.8081 kw
3.计算各轴的输入转矩和输出转矩
电动机的输出转矩 Td=9.55×106×Pd /n电=9.55×106×0.922/1400
=6.29×103 N·mm
Ⅰ轴： 输入转矩 TⅠ=9.55×106×PⅠ / nⅠ=9.55×106×0.88512/560
=1.51×104 N·mm
输出转矩 TⅠ=9.55×106×PⅠ / nⅠ=9.55×106×0.8763/560
=1.49×104 N·mm
Ⅱ轴： 输入转矩 TⅡ=9.55×106×PⅡ / nⅡ=9.55×106×0.85/139.23
=5.83×104 N·mm
输出转矩 TⅡ=9.55×106×PⅡ / nⅡ=9.55×106×0.8415/139.23
=5.77×104 N·mm
Ⅲ轴 输入转矩 TⅢ=9.55×106×PⅢ / nⅢ=9.55×106×0.8163/45
=1.73×105 N·mm
输出转矩 TⅢ=9.55×106×PⅢ / nⅢ=9.55×106×0.8081/45
=1.71×105 N·mm

将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：
轴名
功率p/kw
转矩T ( N·mm)
转速n/r·min-1
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电机轴

0.922

6.29×103
1400

0.96
Ⅰ轴
0.88512
0.8763
1.51×104
1.49×104
560
4.022
0.97
Ⅱ轴
0.85
0.8415
5.83×104
5.77×104
139.23
3.094
0.97
Ⅲ轴
0.8163
0.8081
1.73×105
1.71×105
45

五、传动零件的设计计算
1．V带传动的设计计算

计算项目
计算内容
结果
定V带型号和带轮直径

工作情况系数
KA=1.2

计算功率
Pe= KA*P(电机额定功率)=1.2×1.1
Pe=1.32kw
选带型号

Z型
小带轮直径
Dmin=50 Dmax=71
取D1=71mm

大带轮直径

取D2=170mm

大带轮转速

n2= 575r/min
计算带长

求Dm

Dm =120.5mm
求Δ

Δ=49.5mm
初取中心距
a=450mm

带长

L=1283.815mm
基准长度

Ld=1250mm
求中心距和包角

中心距

a=432.99mm
小轮包角

α1=166.28°>120°
求带根数

带速

v=5.22m/s
带根数
P0=0.31kW ka=0.967
KL=1.1 ΔP0=0.03kW

取z=4根
求轴上载荷

张紧力
q=0.06kg/m

Fa=51.926N
轴上载荷

FQ=412.43N
2．齿轮传动的设计计算 :
高速级齿轮校核
材料选择：小齿轮用40Gr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB
大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB
计算项目
计算内容
计算结果
齿面接触疲劳强度计算

接触疲劳极限σHlim

由图12.17c（p223）

2.校核计算

齿数Z

Z1=23，Z2=99

模数m

取=1.5mm

中心距a

取a=95mm
螺旋角β

β=15.601°

小齿轮的直径d1

d1=35.82mm

大齿轮的直径d2

d2=154.18mm

齿宽b

取 b2=30mm
b1=40mm

V=1.049m/s
精度等级
由表12.6
选9级精度
传动比

i=4.204

相对误差

相对误差<5%

由表12.9

由图12.9

载荷系数K

由表12.12

由图12.16

接触最小安全系数SHmin
由表12.14（p225）

SHmin=1.05
应力循环次数NL

接触寿命系数 ZN

查表得

许用接触应力
[σH]

验算

3.齿根弯曲疲劳强度计算：

齿形系数YFa：

ZV1=25.742
ZV2=110.8
YFa1=2.62
YFa2=2.18
应力修正系数Ysa：

由图12.22（p230）

Ysa1=1.595 Ysa2=1.815

重合度系Yε：

=1.66
Yε==

Yε=0.702

螺旋角系数Yβ

Yβ=0.842

齿间载荷分配系数KFα

当前以求得KFα=1.647<
故KFα=1.647

齿向载荷分布系数KFβ

由图12.14
b/h=35/3.375=10.37
KFβ=1.32

载荷系数K：

K=3.913
弯曲疲劳极限
σFmin：

弯曲最小安全系数SFmin
SFmin=1.25

SFmin=1.25

弯曲寿命系数YN：

尺寸系数Yx：
许用弯曲应力
[σF]

验算

低速级齿轮校核
材料选择：小齿轮用40Gr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB
大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB

计算项目
计算内容
计算结果
齿面接触疲劳强度计算

接触疲劳极限σHlim

由图12.17c（p223）

2.校核计算

齿数Z

Z1=27 Z2=83

模数m

取=2.0mm

中心距a

取a=115mm
螺旋角β

β=16.957°

小齿轮的直径d1

d1=56.45mm

大齿轮的直径d2

d2=173.55mm

齿宽b

取 b2=50mm
b1=60mm

V=0.411m/s
精度等级
由表12.6
选9级精度
传动比

i=3.074

相对误差

相对误差<5%

由表12.9

由图12.9

载荷系数K

由表12.12

由图12.16

接触最小安全系数SHmin
由表12.14（p225）

SHmin=1.05
应力循环次数NL

接触寿命系数 ZN

查表得

许用接触应力
[σH]

验算

3.齿根弯曲疲劳强度计算：

齿形系数YFa：

ZV1=30.85

ZV2=94.84
YFa1=2.52
YFa2=2.19
应力修正系数Ysa：

由图12.22（p230）

Ysa1=1.625 Ysa2=1.82
重合度系Yε：

=1.648
Yε==

Yε=0.705

螺旋角系数Yβ

Yβ=0.75

齿间载荷分配系数KFα
由表12.10注3

当前以求得KFα=1.781<
故KFα=1.781

齿向载荷分布系数KFβ
由图12.14
KFβ=1.4

载荷系数K：

K=4.424
弯曲疲劳极限
σFmin：

弯曲最小安全系数SFmin
SFmin=1.25

SFmin=1.25

弯曲寿命系数YN：

尺寸系数Yx：

许用弯曲应力
[σF]

YX =1

验算

六、轴的设计计算
（一）Ⅰ轴（高速轴）的结构设计
1、求轴上的功率、转速和转矩
由前面得，kW，r/min，
2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径mm，则 N
N

3、初步确定轴的最小直径。
初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。
根据表16.2，取=112，于是得：
mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取=15mm。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，选用下图所示的装配方案。
由于轴的直径与齿轮轮毂相差不大，故选用齿轮轴。
（2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1.1-2段轴段与大带轮装配，其直径mm，为了满足大带轮的轴向定位要求，带轮左侧制出一轴肩
2.大带轮宽为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略小一些，现取mm。
2、 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离取。
3、初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6205型轴承，其尺寸为
4、根据轴肩要求mm，
但此时齿轮直径d<1.8d’=52.2mm，齿轮受力不均匀故选用齿轮轴
5、 已知齿轮轮毂的宽度=40mm，，故取mm，
6、 由于齿轮端面至箱体内壁的距离mm，故
7、 由于齿轮端面至箱体内壁的距离mm，齿轮与箱体内壁之距离mm，旋转零件间的轴向距离为10-15mm，。
8、轴上零件的周向定位
带轮与轴之间的定位采用平键连接。平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为42mm。
9、确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为1×45°，轴环两侧轴肩的圆角半径为R2。
高速轴尺寸：

（二）Ⅱ轴（中间轴）的设计计算
1、求轴上的功率、转速和转矩
由前面得，kW，r/min，
2、求作用在齿轮上的力

已知低速级小齿轮的分度圆直径mm，

3、初步确定轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理,取C=112，于是得：
mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故，由于是中速轴，取=30mm。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
通过分析比较，选用下图所示的装配方案。

1）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6206型轴承，由参考资料得其尺寸为
mm
2）取安装齿轮处的轴段5-6的直径为35mm，齿轮与轴承之间采用挡油环定位已知齿轮3轮毂的宽度=60mm，故
已知齿轮2轮毂的宽度=30mm，为使套筒充分压紧齿轮2，故
3）旋转零件间的轴向距离为10-15，起固定作用的轴肩为6-10，故
4）齿轮3距箱体内壁距离为10mm，轴承端面距箱体内壁距离为10mm，
故
5、轴上零件的周向定位
两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按mm由参考资料[1]中的表6-1查得齿轮4处平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为22mm。同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴之间的配合为。
6、确定轴上圆角和倒角尺寸
由参考资料[1]中的表15-2，取轴端倒角为2×45°，圆角半径为R2。
中间轴尺寸：

（三）Ⅲ轴（低速轴）的设计计算
1、求轴上的功率、转速和转矩
由前面得，kW，r/min，
2、 求作用在齿轮上的力

3、初步确定轴的最小直径。
mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大7%，故mm，输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查参考资料[1]中的表14-1，取=1.5，则
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，选用TL7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩500,孔径为32mm，故，半联轴器长度（Y型）112mm，半联轴器与配合的毂孔长度为mm。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
通过分析比较，选用下图所示的装配方案。

最终确定如下：
1）1-2段与联轴器相连接故，为满足联轴器的轴向定位轴肩 要求轴1-2右端需制出一轴肩故
查表可知
2）初步估算轴承端盖的总宽度为35mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离=67mm，故取。
3）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择6208型轴承，由参考资料[4]得其尺寸为
故
4）一般的定位轴肩，当配合处轴的直径＜80mm时，轴肩处的直径差可取6—10mm。
根据轴承的定位要求确定
5）轴肩高度〉0.07，故取，轴环宽度，
取。
6）轴承端面距箱体内壁距离为10mm，故取
7）齿轮轮毂宽度，故
8）综合考虑：
5、轴上零件的周向定位
齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按由参考资料[1]中的表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为72mm。同时为了保证联轴器与轴之间配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为；同样齿轮与轴的连接用平键，带轮与轴之间的配合为。滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m5。
6、确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为1×45°，轴环两侧轴肩的圆角半径为R2，其余轴肩处为R1。
低速轴尺寸：

Ⅱ轴（中间轴）的校核
高速轴为左旋 中间轴为右旋 低速轴为左旋
中间轴的尺寸如图：

(1)计算齿轮受力
第一级大齿轮受力分析
Ft2=Ft1=843.10N Fr2=Fr1=378.6N
第二级大齿轮受力分析

(2)做出弯扭矩图
以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为L1=48.5mm L2=55mm L3=37mm
小齿轮直径为56.45mm 大齿轮直径为154.18mm
水平方向受力图：

(1)
(2)
由（1）（2）解得：

弯矩图：

垂直方向受力图：

(1)
(2)
由（1）（2）解得：

弯矩图：

合成弯矩图：

轴受转矩

减速器工作时候有轻微振动：

应力校正系数
当量转矩图：

当量合成弯矩图：

危险截面：截面2、截面3
轴径校核：

因为有键槽，所以轴径增大3%

故满足要求

七、滚动轴承的选择和计算
6205型轴承，其尺寸为
6206型轴承，其尺寸为
6212型轴承，其尺寸为
校核Ⅱ轴滚动轴承：
由前面初选6206承，其寿命计算如下：
预期寿命：L、 = 40000
已知：n=139.23 r/min，

e=0.33,
由轴承的手里分析知：轴承2被压紧，轴承1放松 FA=0
轴承2上的径向载荷 轴向载荷FA2

故
所以当量动载荷

危险轴承为1有

故Ⅱ轴上的轴承6206有效期限内安全。

八、键的选择和计算
（1）键的选择
由前面，齿轮2与轴用键10822联接。
（2）键的强度校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考资料取。
可得齿轮2上的键

故此键能安全工作。
带轮与轴之间的定位采用平键连接。平键截面bh=5mm5mm,键槽用键槽铣刀加工长为42mm。
两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。齿轮2处平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为22mm。同时为了保证齿轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴之间的配合为；滚动轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为。
齿轮、联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。平键截面,键槽用键槽铣刀加工长为72mm。同时为了保证联轴器与轴之间配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为；同样齿轮与轴的连接用平键，带轮与轴之间的配合为。

九 联轴器的选择
选用TL7型弹性套柱销联轴器
十、 润滑和密封的选择
1减速器的润滑
（1） 齿轮的润滑：
除少数低速（v〈0.5m/s）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的齿轮都采用油润滑。
本设计高速级圆周速度v≤12m/s，采用浸油润滑。为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮赤啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于10mm。
浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。油池太浅易激起箱底沉查和油污。一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于30～50mm。为有利于散热，每传递1KW功率的需油量约为0.35～0.7L。
齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度V选取：V≤2.5可选用中极压齿轮油N320。
（2）轴承的润滑
当减速器中浸油齿轮的圆周速度v〈1.5～2m/s时，油飞溅不起来，应选用脂润滑。
2减速器的密封
轴伸出处的密封：
选用粘圈式密封，粘圈式密封简单，价廉，主要用于脂润滑以及密封处轴颈圆周速度较低的油润滑。
箱盖与箱座接合面的密封：
在箱盖与箱座结合面上涂密封胶密封最为普遍，效果最好。
其他部位的密封：
检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈。
十一、箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
大端盖分机体采用配合.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为45mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下：
名称
符号
尺寸 mm
机座壁厚

8
机盖壁厚

8
机座凸缘厚度

12
机盖凸缘厚度

12
机座底凸缘厚度

20
地脚螺栓直径

18
地脚螺栓数目

6
轴承旁连接螺栓直径

14
机盖与机座连接螺栓直径

10
连接螺栓的间距

150
窥视孔盖螺钉直径

8
定位销直径

6
、、至外机壁距离

24、20、16
、至凸缘边缘距离

18、14
轴承旁凸台半径

c2
外机壁至轴承座端面距离

42
内机壁至轴承座端面距离

10
大齿轮顶圆与内机壁距离

15
齿轮端面与内机壁距离

10
机盖、机座肋厚
、
、
轴承端盖外径

62
轴承端盖凸缘厚度

8
轴承旁连接螺栓距离

308.37

十二 设计总结：
机械设计课程设计是我们机械专业的一个重要的环节通过了几个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。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问题，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确。
本次课程设计运用到了很多知识，如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。通过可程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。
本次设计是根据设计任务的要求，设计一个二级圆柱减速器。确定了工作方案，并对带传动、齿轮传动﹑轴﹑箱体等主要零件进行了设计。零件的每一个尺寸都是按照设计的要求严格设计的，并采用了合理的布局，使结构更加紧凑。
通过减速器的设计，使我对机械设计的方法、步骤有了较深的认识。熟悉了齿轮、带轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法。进一步巩固了以前所学的专业知识，真正做到了学有所用﹑学以致用，将理论与实际结合起来，也是对所学知识的一次大检验，使我真正明白了，搞设计不是凭空想象，而是很具体的。每一个环节都需要严密的分析和强大的理论做基础。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及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，我也深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不