蜗轮蜗杆减速箱设计

目录第一章 总论 -2 -第二章 机械传动装置总体设计- 3 -2.1 拟定传动方案- 3 -2.2 电动机的选择 -4-2.3 传动比及其分配 -4-2.4 校核转速 -5-2.5 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 -3.1 蜗轮蜗杆材料及类型选择- 5 -3.2 设计计算 -6 -第四章轴的结构设计及计算 -10-4.1 安装蜗轮的轴设计计算 -10-4.2 蜗杆轴设计计算 -15-第五章滚动轴承计算 -17-5.1 安装蜗轮的轴的轴承计算 -18-5.2 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 -21-第十章减速箱体的附件说明 -21-课程设计小结- 22 -参考文献 - 23 - 1 -第一章总论带式运输机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。主要由机架、输送 带、托辗、滚筒、张紧装置、传动装置等组成。它可以将物料在一定的输送线上， 从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。带式运输机主要由两个端点滚筒及紧套具上的闭合输送带组成。带动输送带转动的滚筒称为驱动滚筒（传动滚筒）；另一个仅在于改变输送带运动方向的滚 筒称为改向滚筒。驱动滚筒由电动机通过减速器驱动， 输送带依靠驱动滚筒与输 送带之间的摩擦力拖动。驱动滚筒一般都装在卸料端，以增大牵引力，有利于拖 动。物料由喂料端喂入，落在转动的输送带上，依靠输送带摩擦带动运送到卸料 端卸出。带式运输机是连续输送机中的一种，连续运输机是固定式或移动式运输机中 主要类型之一，其运输特点是形成装载点到装载点之间的物料流， 靠着这种物料 流的整体运动来完成物料从装载点到装载点之间的运输。它主要由机架、运输带、 滚筒、张紧装置、传动装置等组成。其中传动装置就是把原动机的动力传递给工 作机的中间设备，减速器就是传动装置中的一种。所设计的方案是设计带式运输机的传动装置，原始数据为：运输带的拉力 F=3200N ,运输带的线速度v=0.85m/s,卷筒直径D=410mn工作条件：连续单 向运转，载荷平稳；使用期限：五年，两班制；生产条件：一般规模小批量生产； 运输带速度允许误差：土 5%由于电动机高速运转，故传动装置为减速机。减 速器在原动机和工作机之间起匹配转速和传递扭矩的作用。减速器是一种相对精 密的机械，使用的目的是降低转速、传递扭矩。按照传递级数不同可分为单级和 多级减速器，是一种封闭在刚性壳体内的齿轮传动、轮杆传动或是齿轮一蜗杆传 动所组成的独立部件。蜗杆减速机是一种具有结构紧凑， 传动比大，以及在一定 条件下具有自锁功能的传动机械，是最常用的减速机之一。- 3 -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。2.1拟定传动方案一个传动方案的拟定，除了应满足机器的功能要求外，还应当具备工作可靠、 结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方便等特性。在拟定 传动方案的时候，应多种传动方案进行对比，在结合具体情况进行设计，最后确 定最终的方案。一般情况下，蜗杆减速器除有第一章所述特点外还具有坚固耐用、 传动平稳、承载能力大、噪音低，动力源广，可用于电机或其他动力驱动等特点。所以根据上述数据及要求（原始数据为：运输带的拉力F=3200N,运输带的线速度v=0.85m/s ,卷筒直径D=410mm工作条件：连续单向运转，载荷平稳； 使用期限：五年，两班制；生产条件：一般规模小批量生产；运输带速度允许误 差：土 5%）,在以下方案中进行选择：方案一（皮带一单级圆柱齿轮传动）、方 案二（两级展开式圆柱齿轮传动）、方案三（蜗轮蜗杆传动）。由于转速高的电动 机传递到工作机时降速范围较大，故选择蜗轮蜗杆传动的结构紧凑、传动比大、 坚固耐用、传动平稳等特点。故最终确定方案为：方案三（蜗轮蜗杆传动）。由所选传动方案可绘制工作传动装置如下图所示:图1-1蜗杆减速器示意图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- 输送带电动机与减速器相连选用凸缘联轴器，工作机与减速器相连处选用弹性联轴 器。2.2 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n =0.99；单线蜗杆与蜗轮的传动效率“2=075；运输机驱动轴一对滚动轴承的效率刈3 =0.99 ；凸缘联轴器的传动效率=0.994所以减速机构的总效率“= E m2e =0.99 X 0.75 X 0.99 2X 0.99=0.7203 1234(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。带式运输机所需的功率：Pw=F - v/1000 n w=3200X 0.85/1000X 1=2.72kW(其中w 为工作机传动效率 且w=1 )；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 ;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满载圻S nm=1440 r/min电机轴伸出端直径：28mm伸出端安装长度：60mm2.3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：i蜗杆=5 82 ；理论总传动比：i总=i蜗杆=582；、一左人亡门 HVKr、/去华上、击60 M 1000V 60 乂 1000 父 0.85 公。/ 运输机驱动慑同转速 nw=39.62r/min ;二D二 410根据初选电机转速 nm=1440 r/min ,计算总传动比i，=nm/n w=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-4 -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= -2=36oZi2.4 校核转速滚筒的实际转速nW = nm/i =1440/36=40 ,转速误差 A nw= -ww- =39-62-40 =0.97%KT2(8)2Z2、H(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Kp=1,由机械设计表11-5选取使用系数Ka=1,由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数KV =1.1 , WJ K=KpKA KV=1 X1.05X ”1.1(2)确定弹性影响系数Ze因为选用的是锡磷青铜(ZCuSn10P1的蜗轮和45刚蜗杆相配，故ZE =160 , MP a(3)确定许用接触应力二H根据蜗轮材料为锡磷青铜(ZCuSn10P 1,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 & L =268 MPa。应力循环次数 N=60jn2Lh=60X 1 X40X ( 16X5X365) =7.008 X10 7,寿命系数KHN =8；10=0.784，Wjb=KHN 卜=0.784 父 268=210.1 MPa,7.008 107(4)计算m2d由于 z2=36, T2=709.09 N - m=709.09X 103 N mm 故m2dKT2( 480 )2=1.1 X709.09 X 103X ( 480 )2=3144.33 mm3Z2二h36 210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=112mm2、蜗杆与蜗轮主要参数与几何尺寸di d2 112 6.3 36(1)中心距 a= -=169.42 2蜗杆：轴向齿距 Pa=Ttm=3.14X6.3=19.78 mm；直径系数q=d1 =17.78； m齿顶圆直径 da1 =d1+2ha1 =d1 +2ha*m=112+2 1X6.3=124.6 mm；齿根圆直径 df1=d1-2hf1 =d1-2(h a*m+c)=112-2 (1 X6.3+1.6 ) =47.88mm分度圆导程角= =arctan z1 =3.22（右旋）；轴向齿厚sa=-兀m=9.89 mmq2蜗轮：蜗轮齿数：z2=36;变位系数X2=0；螺旋角：B=Y=30.96 （右旋） 蜗轮分度圆直径：d2 = mz? =226.8 mm；蜗轮喉圆直径：da2=d2 +2ha2 =239.4 mm；蜗轮齿根圆直径：d f 2 =d2+ 2hf 2 =211 mm蜗轮咽喉母圆半径:11蜗轮轮缘宽度：B=（0.670.7）rg2=a-2da2=169.4-x239.4=49.7 mm；da1 =(83.4887.22)mm,取 B=85 mm3、校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2d1d2mcos-YFa2Y： Tf- 22 -q =36.1733当量齿数Zv= Z23=36cos (cos3.22 )根据X2=0, Zv =36.173,从机械设计图11-17中可查得齿形系数YFa2=2.443 22螺旋系数 Y：=1 - 二1 一322-=0.977 140140许用弯曲应力二f = i：Fkfn从表11-8中查得由ZCuSn10P制造的蜗轮的基本许用弯曲应力&I =56 MPa寿命系数 Kfn =10- =9：-彳=0.624 ,N . 7.008 107二f = !=F Kfn =56 0.624=34.92 MPa所以 oF =1.53KT2 YFa2YB=1.53 -1.1 父 709090 父 2.44 父 0.977 = 17.78MPa 56 MPad1d2mn- 112 226.8 6.3即QF aF ,弯曲强度校核满足要求4、验算效率”tan=0.95 0.96 tan( v)已知=3.22 , Q = arctanfv, fv与相对滑移速度Vs有关,二 dm60 1000 cos二 112 1440,= 8.45 m/s60 1000 cos3.22从机械设计表11-18中用插值法查得。=0.0175, Q=1代入上式得 tann =(0.95 0.96)(0.72390.732)大于原估计值 n =0.7203,因止匕 tan( v)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Vs=n2 7td2/60=0.47 m/s1.5 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表:表31蜗轮、蜗杆表面粗糙度齿面蜗杆6.3, 3.26.3, 3.2蜗轮6.3, 3.212.5, 6.3查课程设计表3.69得：蜗杆轴向齿距极限偏差f px= 25 n mf蜗杆轴向齿距累积公差f pxi =48 n m蜗杆齿形公差f fi =45 m；查课程设计表3.70得：蜗杆齿槽径向跳动公差f r=40(i mt查课程设计表3.70得：蜗轮齿距极限偏差fpt=40N n蜗轮齿形公差f f2 =36 nr6、热平衡计算(1)估算散热面积S1.751.75S=0.33 =0.33段=0.923m200，1100)(2)验算油的工作温度ti室温t0 ,通常取20 口。散热系数 a =8.1517.45 :取 a =17.5 W/(褶 C );啮合效率，=0.89；轴承效率0.980.99 ,取轴承效率“2=0.99;搅油效率 0.940.99 ,搅油效率3=0.98 ;=1 X 2X 3=0.88 义 0.99 义 0.98=0.85J0-PF = J100.85 产 3.96 +20 = 56.77 C 80C 油温未 aS1.4h ,贝U l 5=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l 6=25+8-10=23mm l 3=T+s+a+(85-81)=70.5mm。表41蜗轮安装轴轴主要尺寸I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI- VUVU- Vffl直 径d7=60d6=72d5=75d4=65d3= 60d2=58d1=50长 度l 7=33.5l6=23l5=10l4=81l 3=70.5l 2=46l 1=82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，键槽用键槽铳刀加工，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 H7 ;联轴器与轴采用r6A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*450 ,右端倒角均为1.6*45。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 X26.5=165mm分别对B、D在水平面和垂直面求弯矩和,Ft2 =Fa1 = 2 709090 : 6253N226.82T1Fa 2 = Ft1 = 1 = 468 .93 N1 d1Fr2 =Fr1 =Ft2tan = 2276.42N可得到如下结果：表42力与弯矩载荷水平向H垂直向V支反力(N)Fnh1=3050.7 F NH=3202.3NFnvK110.6 F nv2=1165.8弯矩(N.mm)MH=257785M/1=93845.7 M v2=26032.5扭矩(N.mm)J 2 .2 _ _M 1= q M ： + M a =274336 M 2=259096总弯矩(N.mm)T3=694763由计算可以作出如下弯矩图和扭矩图图42弯矩图和扭矩图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,叵=55MPaMi2 ：T32743362 0.6 694763oca = =-=18.170仃 / = 55MPa 强度够ca w0.1 653精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面即、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 Wr =0.2d3 =0.2 603 = 43200mm38184.5弯矩M=M1=142849.5 N.mm84.52扭矩 T3 =694763 N.mM 二 b 弯曲应力=w =6.6 MParZy 1 犷 扭转切应力 一 二16.1 MPa轴的材料为45钢，调质处理查机械设计表15-1得 二b =640MPaJ;/二 60MPa,二二275,=155截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数s门及豆丁按机械设计附表3-2查KJV取 因 r = 2.0 = 0.033 , D = 65 =1.08 d 60d 60查机械设计附表3-2得仃=2.0, % =1.31又由附图3-1可知轴的材料敏性系数q = 0.82, qT = 0.85 故有效应力集中系数k 1 qr（：-1） =1.82k . =1 q.-1） =1.26由附图3-2尺寸系数 = 0.67 ,% = 0.82附图 3-4=0.92 k_1轴未经表面强化处理 K二k -; - -1 = 2.76 %Kh.上-1 -1.66又由附表3-1与表3-2的碳钢的特性系数中仃=0.1 0.2取中仃=0.1;中七=0.050.1 ,中七=0.05计算安全系数Sc2752.76 0.166 0.1 0二6S =1.547K mS-SSca_g_I_=5.59S= 1.5,S2 S2故该轴在截面左侧强度是足够的同理算得截面右侧Sca = 7.53 S= 1.5也安全mm4.2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 1、按扭矩初算轴最小直径选用45车风调值，硬度为217 -255HBS查机械设计表15-3 ,取A =110dmin = A J且=110父3 区96 = 15.4mm n114402、求蜗杆的受力Fit2 709090226.8=6253N2TiFt1 = -1 = 468 .93 N d1Fr1 = Ft 2 tan： =2276.42N3、轴的结构设计dichch 04dsded?图43 蜗杆轴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 l 1=58mm H-in安装端盖，d2起固定作用，定位轴肩高度可在(0.070.1) d 1范围即取d2=33mm轴承端盖白总宽度为16mm根据端盖便于装拆及添加润滑脂，取其问间隙为30mm则l 2=30+16=46mm m - IV段安装轴承，从表5.12中选取轴承30307,其基本尺寸为dXDX T=35X 80X22.75,故取 d3=d7=35mm 13n 7=22.75mm 可取 d4=d6=d3+(0.070.1)d 3=38mm 为使蜗杆蜗轮正确啮合，可取1 4略短于蜗轮宽度，可取1 4=1 6=80mm d5为蜗杆齿顶圆直径，d5=da1=124.6mm 15 为蜗杆轴向齿宽，1 5=b1 101.38，取 1 5=105mm表4-3蜗杆轴的主要尺寸I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VUVU- Vffl直径d1=28d2=33d3=35d4=38d5=124.6d6=38d7=35长度1 1=581 2=461 3=22.751 4=8015=1051 6=801 7=22.75求轴上的载荷并校核根据结构简图，简支梁跨距1=1 3+1 4+1 5+16+1 7-2 x 16.8=276.9mm,FNH1=FNH=3126.5 NMH=432864 N.mmFnv=Fnv2=1138.2 NMvi=26133.5 N.mmM V2=92648.6 N.mmM1i；M；M；1 =433652 N.mmM2=*mH M；2 =442668 N.mmT=T1=26260 N.mmMviABCD图4 4蜗杆轴扭矩图和弯矩图可知，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。j=55MPa ,强度够727433206694763?一 一 30.1 653=16.190 叵=55MPa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5.1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：Fa=嗡FV1 =3247 N F 阳二,村2-FV2 =3408 N派生力：2Y2YF dB =FB=1002 N FdA = FA =955 N外载轴向力：Fa=468.93 N轴向力：FaA=FdB+Fa2=1424 NFaB=FdB=1002 N当量载荷：由于 FA=0.43eFB=0.29e，所以 X=0.4 , YA=1.7 , XB=1, YB=0FrAFrB由于为一般载荷，则fp=1.2,故当量载荷为：PA=fp(XAFrA+YFaA)=4463.5 NPB=f p(XBFrB+YfaB)=4089.6 N而Cr=170 kN,故轴承寿命/ic6 / ，名八6 ,、10/310 Cr 10170000 460n60x40 292000 h因此选用该轴承没问题。5.2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：F rA= Fhi - FV1 =3327 N FrB= ., Fh2 fV2 =3327 N派生力：2Y2YFdB=FB =875.53 N FdA= FA =875.53 N当量载荷：由于FBFrB轴向力：FaA=FdB+Fa1=7110.5 NFaB=FdB=875.53 NFA=0.37e,所以 X=0.4, Y=1.9FrA由于为一般载荷，则fp=1.2,故当量载荷为:PA=fp(XFrA+Y%A)=17808.9 N而G=75.2 kN ,故轴承寿命_ 106Lp-60nlCr10610/375200 160x1440 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 l 1=58,可选用A型平键，由机械设计表 6-1得：bXhXL=8X 7X44,即：键 7X 44GBm096-2003键、轴和联轴器的材料都是钢，由表 6-2查的许用应力(rp=100120MPa取其平均值110MPa键的工彳长度：l=L-b=44-8=32mm,键与联轴器接触高度 k=0.5h=3.5mm,则2T1 103仆=k1d=15.63 MPa(7 p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 l 1=82,可选用A型平键，得：bx hx L=14X 9X 70即：键 9X70GB/T1096-2003o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：2T2 103b p= k1d=96.25 MPa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, l 4=81,可选用A型平键，得：bXhXL=18X 11X60,即:键11X60GB/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 ,贝2T2 1036 p=：附=94.45 MPa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, 所传递扭矩大小来选择其类型和尺寸。在机械设计中，主要是根据使用条件及在轴的设计当中，已经选择了联轴器, d=50mm l=80mm，输入轴上的联轴器选用输出轴选用HL4型弹性联轴器，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 v12m/s,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v1500r /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。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- 23 -