一级直齿圆柱减速器设计报告模板.doc

机械设计减速器设计说明书

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目 录
第一章 设计任务书 1
第二章 传动装置总体设计方案 1
第三章 选择电动机 2
第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 4
第五章 普通V带设计计算 5
第六章 减速器齿轮传动设计计算 9
第七章 轴的设计 12
第八章 滚动轴承寿命校核 23
第九章 键联接设计计算 25
第十章 联轴器的选择 26
第十一章 减速器的密封与润滑 26
第十二章 减速器附件 27
第十三章 减速器箱体重要结构尺寸 29
第十四章 设计小结 31
参考文献 31

第一章 设计任务书

1.1设计题目
一级直齿圆柱减速器，拉力F=3200N，速度v=1.35m/s，直径D=235mm，天天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：3年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。

1.2设计环节
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.拟定传动装置的总传动比和分派传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.普通V带设计计算
6.减速器内部传动设计计算
7.传动轴的设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.润滑密封设计
12.箱体结构设计

第二章 传动装置总体设计方案

2.1传动方案
传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。

2.2该方案的优缺陷
由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简朴的结构，并且价格便宜，标准化限度高，大幅减少了成本。
一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机

第三章 选择电动机

3.1电动机类型的选择
按工作规定及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。

3.2拟定传动装置的效率
查表得：
联轴器的效率：η1=0.99
滚动轴承的效率η2=0.99
V带的效率：ηv=0.96
闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.97
工作机的效率：ηw=0.96

3.3计算电动机容量
工作机所需功率为

电动机所需额定功率:

工作转速：

经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4，一级圆柱齿轮传动比范围为：3～5，因此理论传动比范围为：6～20。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(6～20)×109.77=659--2195r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S4的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。

Pd=5.03
nw=109.77

方案
电机型号
额定功率(kW)
同步转速(r/min)
满载转速(r/min)

1
Y160M2-8
5.5
750
720
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
3
Y132S-4
5.5
1500
1440
4
Y132S1-2
5.5
3000
2900
电机重要尺寸参数
图3-1 电动机

中心高

外形尺寸
地脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
轴伸尺寸
键部位尺寸

H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132
475×315
216×140
12
38×80
10×33
3.4拟定传动装置的总传动比和分派传动比
（1）总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机积极轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：

（2）分派传动装置传动比
取普通V带的传动比：iv=2.6
减速器传动比为

ia=13.118

iv=2.6
i1=5.08

第四章 计算传动装置运动学和动力学参数

4.1电动机输出参数

4.2高速轴的参数

4.3低速轴的参数

4.4工作机的参数

各轴转速、功率和转矩列于下表

轴名称
转速n/(r/min)
功率P/kW
转矩T/(N•mm)

电机轴
1440
5.03
33358.68
高速轴
553.85
4.83
83283.38
低速轴
109.03
4.64
406420.25
工作机
109.03
4.32
378391.27
第五章 普通V带设计计算

（1）求计算功率Pc
查表13-9得KA=1.3，故

（2）选V带型号
根据Pc=6.539kW、n1=1440r/min，由图13-15选用A型。
（3）求大、小带轮基准直径d2、d1
由图13-15，因传动比不大，取d1=100mm。

由表13-10，取d2=250mm。

（4）验算带速v

带速在5～30m/s范围内，合适。
（5）求V带基准长度Ld和中心距a
初步选取中心距

由式（13-2）得带长

由表13-2，对A型带选用Ld=1550mm。再由式（13-15）计算实际中心距

（6）验算小带轮的包角α1

合适。
（7）求V带根数z
由式（13-14）得

今n1=1440r/min，d1=100，查表13-4得

由式（13-8）得传动比

查表13-6得

由α1=162.98°查表13-8得Kα=0.956，表13-2得KL=0.99，由此可得

取4根。
（8）求作用在带轮轴上的压力FQ
查表13-1得q=0.105kg/m故由式（13-16）得单根V带的初拉力

作用在轴上的压力

（9）带轮结构设计

带型
A
V带中心距
505mm

小带轮基准直径
100mm
包角
162.98°
大带轮基准直径
250mm
带长
1550mm
带的根数
4
初拉力
181.05N
带速
7.54m/s
压轴力
1432.45N
4.带轮结构设计
（1）小带轮的结构设计
小带轮的轴孔直径d=38mm
由于小带轮dd1=100
因此小带轮结构选择为实心式。
因此小带轮尺寸如下：

L=2.0×d≥B（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）

图5-1 带轮结构示意图

（2）大带轮的结构设计
大带轮的轴孔直径d=32mm
由于大带轮dd2=250mm
因此大带轮结构选择为孔板式。
因此大带轮尺寸如下：

图5-2 带轮结构示意图

第六章 减速器齿轮传动设计计算

（1）选择材料及拟定许用应力
小齿轮选用45（调质），齿面硬度197～286HBS，相应的疲劳强度取均值，σHlim1=585MPa，σFE1=445MPa（表11-1），大齿轮选用45（正火），齿面硬度156～217HBS，σHlim2=375MPa，σFE2=310由表11-5，取SH=1，SF=1.25，则

（2）按齿面接触强度设计
设齿轮按8级精度制造。区载荷系数K=1.5（表11-3），齿宽系数φd=1.2（表11-6），取ZE=189.8MPa^0.5（表11-4），u=i=5.08则

齿数取Z1=32，则Z2=i×Z1=5.08×32=163。故实际传动比

模数

齿宽

取b1=85mm b2=80mm
按表4-1取m=2mm，实际的

则中心距

（2）验算轮齿弯曲强度
齿形系数

（3）齿轮的圆周速度

可知选用8级精度是合适的。

参数或几何尺寸
符号
小齿轮
大齿轮

法面模数
mn
2
2
法面压力角
αn
20
20
法面齿顶高系数
ha*
1.0
1.0
法面顶隙系数
c*
0.25
0.25
螺旋角
β
左0°0'0"
右0°0'0"
齿数
z
32
163
齿顶高
ha
2
2
齿根高
hf
2.5
2.5
分度圆直径
d
64
326
齿顶圆直径
da
68
330
齿根圆直径
df
59
321
齿宽
B
85
80
中心距
a
195
195
图6-1 大齿轮结构图

第七章 轴的设计

7.1高速轴设计计算
(1)已知的转速、功率和转矩
转速n=553.85r/min；功率P=4.83kW；轴所传递的转矩T=83283.38N•mm
(2)轴的材料选择并拟定许用弯曲应力
由表选用45钢调质，许用弯曲应力为[σ]=60MPa
(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。

由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%

查表可知标准轴孔直径为32mm故取dmin=32
(4)拟定各轴段的直径和长度。
图7-1 高速轴示意图

1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=32mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=62mm。选用普通平键，A型键，b×h = 10×8mm(GB/T 1096-2023)，键长L=50mm。
2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。。参照工作规定并根据d23 = 38 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×B = 40×80×18mm，故d34 = d67 = 40 mm。
3)采用分体式齿轮，该段安装齿轮，l45略短于齿轮宽度，则l45=83mm。轴肩h34=2.5mm，则d45=45mm。轴肩h45=3.5，则d56=52mm。
4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则

5)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在拟定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ = 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，则

至此，已初步拟定了轴的各段直径和长度。

轴段
1
2
3
4
5
6

直径
32
38
40
45
52
40
长度
62
65
40
83
8
30
(5)轴的受力分析
小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）

小齿轮所受的径向力

第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=105mm，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=72.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=72.5mm
轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关
带传动压轴力（属于径向力）Q=1432.45N
a.在水平面内
高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1432.45N
轴承A处水平支承力：

轴承B处水平支承力：

b.在垂直面内
轴承A处垂直支承力：

轴承B处垂直支承力：

轴承A的总支承反力为：

轴承B的总支承反力为：

c.绘制水平面弯矩图
截面A在水平面上弯矩：

截面B在水平面上弯矩：

截面C在水平面上的弯矩：

截面D在水平面上的弯矩：

d.在垂直平面上：
截面A在垂直面上弯矩：

截面B在垂直面上弯矩：

截面C在垂直面上的弯矩：

截面D在垂直面上弯矩：

e.合成弯矩，有：
截面A处合成弯矩：

截面B处合成弯矩：

截面C处合成弯矩：

截面D处合成弯矩：

转矩和扭矩图

截面A处当量弯矩：

截面B处当量弯矩：

截面C处当量弯矩：

截面D处当量弯矩：

f.画弯矩图 弯矩图如图所示：
图7-2 高速轴受力及弯矩图

(6)校核轴的强度
因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面
其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

剪切应力为

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环解决，故取折合系数α=0.6，则当量应力为

查表得45钢调质解决，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足规定。

7.2低速轴设计计算
(1)已知的转速、功率和转矩
转速n=109.03r/min；功率P=4.64kW；轴所传递的转矩T=406420.25N•mm
(2)轴的材料选择并拟定许用弯曲应力
由表选用45钢调质，许用弯曲应力为[σ]=60MPa
(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。

由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%

查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42
(4)拟定各轴段的长度和直径。
图7-3 低速轴示意图

1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KA×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则:

按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T4323-2023或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，b×h = 12×8mm(GB T 1096-2023)，键长L=90mm。
2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作规定并根据d23 = 50 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211，其尺寸为d×D×B = 55×100×21mm，故d34 = d67 = 55 mm。
3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 58 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 80 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 78 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (2~3)R，由轴径d45 = 58 mm故取h = 4 mm，则轴环处的直径d56 = 66 mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56 = 8 mm。
4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则

5)取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2 = 12.5 mm，考虑箱体的铸造误差，在拟定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ = 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 21 mm，则

至此，已初步拟定了轴的各段直径和长度。

轴段
1
2
3
4
5
6

直径
42
50
55
58
66
55
长度
110
62
45.5
78
8
35.5
(5)轴的受力分析
大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）

大齿轮所受的径向力

轴承压力中心到齿轮支点距离l1=74mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=74mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=127.5mm
轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH

轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV

轴承A的总支承反力为：

轴承B的总支承反力为：

a.计算弯矩
在水平面上，轴截面A处所受弯矩：

在水平面上，轴截面B处所受弯矩：

在水平面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：

在水平面上，轴截面D处所受弯矩：

在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：

在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：

在垂直面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：

在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：

截面A处合成弯矩弯矩：

截面B处合成弯矩：

合成弯矩，齿轮2所在截面C处合成弯矩为

截面D处合成弯矩：

转矩为：

截面A处当量弯矩：

截面B处当量弯矩：

截面C处当量弯矩：

截面D处当量弯矩：

图7-4 低速轴受力及弯矩图

(6)校核轴的强度
因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面
其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

剪切应力为

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环解决，故取折合系数α=0.6，则当量应力为

查表得45钢调质解决，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足规定。

第八章 滚动轴承寿命校核

8.1高速轴上的轴承校核
根据前面的计算，选用6208深沟球轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm
由于不存在轴向载荷
轴承基本额定动载荷Cr=29.5kN，额定静载荷C0r=18kN，轴承采用正装。
规定寿命为Lh=14400h。
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：

查表得X1=1Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1.5

取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

由此可知该轴承的工作寿命足够。

Cr=29.5kN
Lh=14400h
Fr1=1417.99N
Fr2=3218.65N

Pr1=1417.99N
Pr2=3218.65N

寿命足够

8.2低速轴上的轴承校核
根据前面的计算，选用6211深沟球轴承，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm
由于不存在轴向载荷
轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=29.2kN，轴承采用正装。
规定寿命为Lh=14400h。
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：

查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1.5

取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

由此可知该轴承的工作寿命足够。

Cr=43.2kN
Lh=14400h
Fr1=1327.07N
Fr2=1327.07N

Pr1=1327.07N
Pr2=1327.07N

寿命足够

第九章 键联接设计计算

9.1高速轴与大带轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2023）,键长50mm。
键的工作长度 l=L-b=40mm
大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。
键连接工作面的挤压应力

b×h=10mm×8mm

9.2高速轴与小齿轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2023）,键长70mm。
键的工作长度 l=L-b=56mm
小齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力

b×h=14mm×9mm

9.3低速轴与大齿轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2023）,键长63mm。
键的工作长度 l=L-b=47mm
大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力

b×h=16mm×10mm

9.4低速轴与联轴器键连接校核
选用A型键查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2023）,键长90mm。
键的工作长度 l=L-b=78mm
联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力

b×h=12mm×8mm

第十章 联轴器的选择

10.1低速轴上联轴器
（1）计算载荷
由表查得载荷系数K=1.3
计算转矩Tc=K×T=528.35N•m
选择联轴器的型号
（2）选择联轴器的型号
轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2023），公称转矩Tn=1250N•m，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，积极端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。
Tc=528.35N•m密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封规定考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V <3m/s，输出轴与轴承盖间也为V <3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。

11.2齿轮的润滑
闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，导致齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上规定，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达成33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。

11.3轴承的润滑
滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB/T 7324-1987），它合用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。

第十二章 减速器附件

12.1油面指示器
显示箱内油面的高度，油标应当放置在便于观测减速器油面及油面稳定之处。游标安装的位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
图12-1 油标示意图

12.2通气器
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，以便达成体内为压力平衡。

12.3六角螺塞
为了便于清洗箱体内部以及排除箱体内的油污，在箱座油池的最低处设立放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。
图12-2 六角螺塞示意图

12.4窥视孔盖
在减速器箱盖顶部开有窥视孔，可以看到传动零件齿合区，并有足够的空间能伸入进行操作，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。
图12-3 窥视孔盖示意图

A1=120，A2=105，B1=90，B2=75
h=4mm
d4=7mm
R=5mm
B=60mm

12.5定位销
对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时可以保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。

12.6启盖螺钉
由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。

第十三章 减速器箱体重要结构尺寸

箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件对的相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，重要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来拟定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：

箱座壁厚
δ
0.025a+1≥8
8mm

箱盖壁厚
δ1
0.02a+1≥8
8mm
箱盖凸缘厚度
b1
1.5δ1
12mm
箱座凸缘厚度
b
1.5δ
12mm
箱座底凸缘厚度
b2
2.5δ
20mm
地脚螺栓的直径
df
0.04a+8
M20
地脚螺栓的数目
n

4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df
M16
盖与座连接螺栓直径
d2
(0.5∽0.6)df
M12
轴承端盖螺钉直径
d3
(0.4∽0.5)df
M8
视孔盖螺钉直径
d4
(0.3∽0.4)df

M6
定位销直径
d
(0.7∽0.8)d2
10mm
df、d1、d2至外箱壁距离
C1
查表
26mm、22mm、18mm
df、d1、d2至凸缘边沿距离
C2
查表
24mm、20mm、16mm
轴承旁凸台半径
R1
C2
20mm
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径拟定，以便于扳手操作为准
35mm
外箱壁至轴承座端面距离
l1
C1+C2+(5∽10)
47mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离
△1
>1.2δ
12mm
齿轮端面与内箱壁距离
△2
>δ
12.5mm
箱盖、箱座肋厚
m1、m
m1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ
8mm、8mm
轴承端盖外径
D2
D+(5∽5.5)d3；D--轴承外径
120mm、、140mm
第十四章 设计小结

这次关于一级直齿圆柱减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、进一步了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和结识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。
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。
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺陷，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

参考文献

[1]机械设计基础（第六版）.杨可桢.高等教育出版社
[2]机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号ISBN978-7-04-019303-9 高等教育出版社 2023年5月第3次印刷。
[3]机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-0027278-0 高等教育出版社 2023年12月第32次印刷。
[4]机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7 西安电子科技大学出版社 2023年9月第2次印刷。
[5]机械制图/大连理工大学工程制图教研室编.——6版 编号ISBN 978-7-04-021807-7 高等教育出版社 2023.7（2023重印）。