《《一級直齒圓柱齒輪減速器的設計書》要點》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《《一級直齒圓柱齒輪減速器的設計書》要點（35頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機械設計基礎課程設計 設計題目： 一級直齒圓柱齒輪減速器設計 專業(yè)班級： 10 機械一班 學 號： 12011001048 12011001047 設 計 人： 朱意峰 鐘若斌 指導老師： 周艷瓊 完成日期： 2013-1-10

2、 第 1 頁 共 24 頁 1 . 課程設計的內(nèi)容 帶式運輸機傳動裝置設計的內(nèi)容包括：單級減速器傳動零件設計， 包括齒輪、軸、軸承、聯(lián)軸器的設計計算和選擇；畫出減速器裝配 圖；編寫設計計算說明書。 2 . 課程設計進程安排 序 設計各階段內(nèi)容 地點 起止日期 號 設計準備： 明確設計任務；準備設計資料和繪圖工 具 1 傳動裝置的總體設計； 宿舍 2012.12.14~2012.12.22

3、選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力 參數(shù)； 傳動零件設計計算； 齒輪傳動主要參數(shù)的設計計算 減速器裝配草圖設計； 2 軸系部件的結(jié)構(gòu)設計；軸、軸承、鍵聯(lián) 圖書館 2012.12.23~2012.12.27 接等的強度計算 3 減速器裝配圖設計 宿舍 2012.12.27~2012.12.130 4 整理和編寫設計計算說明書 宿舍 2012.01.03~2012.12.10

4、 第 2 頁 共 24 頁 目 錄 一、 方案 明????????????????????? 4 二、 機的 ????????????????????? 4 三、 V 的 算?????????????????? 7 四、 的 算????????????????? 10 五、 的 算???????????????????? 13

5、 六、 承的校核????????????????????? 16 七、 器的 ???????????????????? 18 八、 滑、密封裝置的 ???????????????? 19 九、減速器箱體的 ?????????????????? 19 十、減速器裝配 ???????????????????? 21 十一、小 ??????????????????????? 22 十二、參考 料????????????????????? 22

6、 第 3 頁 共 24 頁 一、傳動方案說明 第一組：用于膠帶輸送機轉(zhuǎn)筒的傳動裝置 1、工作環(huán)境：室內(nèi)，輕度污染環(huán)境； 2、原始數(shù)據(jù)： （1）運輸帶工作拉力 F= 3800 KN ； （2）運輸帶工作速度 v= 1.6 m/s； （

7、3）卷筒直徑 D= 320 mm； （4）使用壽命： 8 年； （5）工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； （6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量； 二、電動機的選擇 第 4 頁 共 24 頁 1、選擇電動機類型 1） 機 型和 構(gòu)型式 按工作要求和條件， 用一般用途的 Y 系列全封 自扇冷鼠 型三相 異步 機。 2） 機容量 （ 1）卷筒 的 出功率 Pw Fv 3800 1.6 6.080 kw Pw 1000

8、 1000 （ 2） 機 出功率 Pr  Pw 6.080kw Pr  Pw 裝置的 效率 η 3 1 2 3 4 5 式中 : 1 , 2 ? 從 機至卷筒 之 的各 機構(gòu)和 承的效率。 由表 2-4 得： 角接觸 承 η1=0.99; 柱 η2=0.97 ; 器 η3=0.99 ; 運 卷筒 η4=0.96 V 帶傳動 5 0.95; 則 η =0.99 30.97 0.99 0.9

9、6 0.95 ≈0.85 故 Pw 6.080 kW Pr 7.15 0.85 筒 的 速是 nw =60v/3.14D=60 1.6 1000/(3.14 320)=95.54 r/min ( 3 ) 機 定功率 P0 P0=（1~1.3 ） Pr =7.15~9.295 手冊 取 機的 定功率 P0=7.5 Kw。 按 手冊推薦的 機 比范 ，取 V 比 i 1=2~4， 柱 比 i 2=3~6， 比范 是 i a=（23）~（46） =6~24 機可

10、 的 速范 相 nd=i a nw =（6~24） 95.5=573~2292 r/min  η=0.85 Pr 7.15kw n w 95.54r / min P0=7.5 Kw 第 5 頁 共 24 頁 根據(jù)表 2-1 查出，電動機同步轉(zhuǎn)速符合這一范圍的有 750、 100、1500 r/min 。綜合考慮，選取常用的同步

11、轉(zhuǎn)速為 1500 r/min 的 Y 系列電動機 Y132M-4,其滿載轉(zhuǎn)速為 nm=1440 r/min 。 2． 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1）傳動裝置總傳動比 i n m 1440 / 95.5 15.08 nw 2）分配各級傳動比：得 i=i 1*i 2 取 V 帶傳動的傳動比 i1 3 ，則圓柱齒輪傳動的傳動比為 i 15.08 5.027 i 2 3 i1 因為單級 V 帶傳動比推薦值為 2-4 ，單級圓柱齒輪傳動推薦值

12、為 3-5 ，所以所取傳動比符合 V 帶傳動和圓柱齒輪傳動傳動比的常用范圍。 3．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1）各軸轉(zhuǎn)速 電動機軸為 0 軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉(zhuǎn)速為  i=15.08 i1=3 i2=5.027 n0 nm 1440 r / min n n0 1440 / 3 480r / min

13、 i1 n0 1440r / min n n / i 2 480 / 5.027 95.5r / min n I 480r / min 2）各軸輸入功率 nII 95.5r / min 按電動機額定功率 P0 計算各軸輸入功率， 即 P0 7.5kW P P0 5 7.5 0.95 7.125kW P0 7.5KW P P1 1 2 7.125

14、 0.99 0.97 6.842kW 3）各軸轉(zhuǎn)矩 T0 9550 P0 9550 7.5 74.60 N m T0 74.60 N m n0 960 PI 7.125kw TI 141.75N m 第 6 頁 共 24 頁 T 9550 P1 9550 7.125 PII 6.842kw n1 141.75

15、N m 684.2 N m 480 TII T 9550 P 9550 6.842 N m n 684.2 95.5 三、 V 帶傳動的設計計算 1、確定計算功率 P C K A 為工作情況系數(shù)，查課本表 13-8 可得， K A =1.3 P =9.75kw 即 PC= K A P0 =1.3 7.5=9.75kw C 2、選擇 V 帶的型號 根據(jù)計算功率 C n P

16、=9.75kw，主動輪轉(zhuǎn)速 1 由課本圖 13-15 =1440r/min, 選擇 A 型普通 V 帶。 3、確定帶輪基準直徑 d d1、 dd 2 由課本表 d min =75mm 13-9 得 d min =75mm 由表 13-9 d d1 =90mm 現(xiàn)取 d d 1 =90mm>dmin 大帶輪的基準直徑 dd2： 因為 i1 n1 =3 所以 n2 =480r/min n2 d d 2 i 1dd1 3 90=270mm dd 2 265mm

17、 由課本表 13-9 選取標準值 d ，則實際傳動比，從動輪的實 d 2 265mm 際轉(zhuǎn)速分別為： d i d  d 2 d1  265 n1 1440 i 2.94 2.944 n2 3 480 r/min 480r / min 90 i 1 n 2 4、驗算帶速 V 第 7 頁 共 24 頁 V d d1 n1 90 1440 1000 60 6.782m / s 6

18、0 1000 帶速在正常工作范圍 5～ 25m/s 內(nèi)，故合適。 5、確定帶的基準長度 Ld 和實際中心距 a 按照結(jié)構(gòu)設計要求初定中心距 a0 =1.5 （ d d 1 +d d 2 ）=1.5*(90+265)=532.5 mm 取 a0 =550mm. 根據(jù)課本得驗證： 0.7( d d1 + dd 2 ) ≤ a0 ≤2( dd1 + dd 2 ) 得： 248.5mm≤ a0 ≤710mm 符合要求。 由此得： ( dd 2 d d1 ) 2 L0 2 a0 + （dd1 d d 2) 2

19、 4a0 =2 550+ (90+265)+ (265 90)2 2 4 550 =1671.27mm 則由課本表 13-2 選取得： Ld =1800mm 由課本 13-16 式得實際中心距 a 為 a≈ a0 + Ld L0 =614.36mm 2 中心距 a 的變動范圍為 amin =a-0.015 L d =614.36-0.015 1800= 587.36mm am ax =a+0.03 Ld =614.36+0.03 1800=668.36mm 由課本 13-1 式可得

20、： dd 2 dd 1 57.3 a1 =180 a  V=6.782m/s Ld =1800mm a=614.36mm amin =587.36mm am ax =668.36mm a1 16

21、3.67 第 8 頁 共 24 頁 = 180 265 90 57.3 614.36 = 163.67 120合適。 7、確定 V 帶根數(shù) Z 由課本式 13-15 得 PC Z P0 )K a K l (P0 根據(jù) dd 1 =90mm、 n1 =1440r/min, 查表 13-3 ，用差值法得 P0 1.07kw P0 1.07 kw 由傳

22、動比 i=3, 查表 13-5 得 P0 =0.17kw P0 =0.17 由 a1 163.67 查課本表 13-7 查得查得包角系數(shù) Ka =0.95, 查課本表 13-2 帶長度修正系數(shù) K L =0.96 ，由課本式 13-15 得 z pc po )ka k L ( p0 z 9.75 根 0.17) 0.95 (1.07 0.96 =8.62 根

23、 Z=9 根 所以取整得 z =9 根 8、求初拉力 F0 及帶輪軸上的壓力 FQ 由課本表 13-1 查得 A 型普通 V 帶的每米長質(zhì)量 q=0.12 kg/m, 根據(jù)課本 式 13-17 得單根 V 帶的初拉力為 F0 1000Pc ( 2.5 1) qv 2 2zv K a = 1000 9.75 ( 2.5 1) 0.12 (6.78)2 N 2 9 6.78 0.86 F0 157.85N 第 9 頁 共

24、24 頁 =157.85N 由課本式（ 13-18 ）可得作用在軸上的壓力 FQ 為 FQ =2F0 zsin a1 2 =2 157.85 9 sin 163.67 N 2 FQ =2823.38N =2823.38N 9、 設計結(jié)果 選 用 9 根 A 型 V 帶 ， 中 心 距 a=614.36mm, 帶 輪 直 徑 d d 1 d =265mm，軸上壓力 FQ =2823.38N。 =90mm, d 2 四、齒輪

25、傳動的設計計算 1、選擇齒輪材料及精度等級 根據(jù)課本表 11.8 可得，小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，硬度為 220-250HBS, 大齒輪選用 45 鋼正火，硬度為 170-210HBS。因為是普通減速器，選 8 級精度，要求齒面粗糙度 Ra 3.2 ～ 6.3 m。 2、按齒面接觸疲勞強度設計 由于該減速器為閉式齒輪傳動，且兩齒輪均為齒面硬度 HBS小于 350 的軟齒面，齒面點蝕為主要失效形式。 所以應以齒面接觸疲勞強度設計，彎曲疲勞強度校核。 因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪，可應用課本式（ 11.23 ）求出 d1 值。 確定有

26、關(guān)參數(shù)與系數(shù)： 1）轉(zhuǎn)矩 T1 T1 =9.55 106 P 9.55 10 6 7.125 Nmm=1.4110 5 T1 =1.41 10 5 N mm n1 480 N mm 2）載荷系數(shù) K 查課本表 11-3 取 K=1.1 K=1.1 第 10 頁 共 24 頁 3）齒數(shù) z1 , 螺旋角 , 彈性系數(shù)和齒寬系數(shù) d 小齒輪的齒數(shù) z1 取為 27，則大齒輪齒數(shù) z2 =i z1 =2.94 27=79.38。 Z =2

27、7 1 取整得 z2 =80 Z2=80 實際齒數(shù)比為 u1 z2 90 3.333 z1 27 齒數(shù)比的誤差為 u u1 3.3275 3.333 u 0.18% < 5% 3.14 初選螺旋角 =15 。 因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表 選取 d =1。 材料彈性系數(shù) ZE : 由表 11.11 查得 ZE=189.8

28、 4）許用的接觸應力 H 由圖 11.25 查得 H lim 1 = 560 MPa H lim 2 =530 Mpa 由表 11.9 查得 SH =1 N1 = 60njL h =60 2401（ 5525 24）=4.49 108 N 2 = N 1 /i=4.49 10 8 /3.3275=1.35 108 查圖 11.28 得 Z N1 =1.06 ， Z N2 =1.12 。 由式（ 11.15 ）可得 = Z N1 H lim 1 1.06 560 593.6MPa H 1 S

29、H MPa 1 H 2 = Z N 2 H lim 2 1.12 530 MPa 593.6MPa SH 1  11.19 d =1 ZE=189.8 H lim 1 =560Mp H lim 2 =530Mp N 1 =4.49 10 8 N 2 =1.35 10 8 H 1 =593.6MPa H 2 =593.6M

30、Pa 故 第 11 頁 共 24 頁 d1 KT1(u 1)(3.17ZE )2 3 d u 2 H 5 （ 2 3 1.1 2.08 10 4.3275 ） (189.8 3.17) mm 67.36mm 1 3.3275 593.62

31、 m d1 cos 67.36 cos15 mm mm 2.41 n= z1 27 由表 11.3 取標準模數(shù) mn=2.5mm 3、主要尺寸計算 a 1 mn z1 z2 1 2.5 27 90 mm =151.41mm 2 cos 2 cos15 m n ( z1 z2 ) 2.5 (27 90) arccos 2a ar

32、ccos 15.01 . 2 151.41 d1 mn z1 2.5 27 70.00mm cos mm cos15.01 d 2 mn z2 2.5 90 232.94mm cos mm cos15.01 b= d d11 69.88 69.88 mm 取 b2 =70mm，b1=75mm 4、按齒根彎曲疲勞強度 s 校核 由課本式（ 11.37 ）得出，如 F F

33、則校核合格。 確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù)： 1）、齒形系數(shù) YF 查課本表 11.12 得 YF 1 =2.54 ， YF 2 =2.22 2）、應力修正系數(shù) YS 查課本表 11.13 得 YS1 1.60， YS2 1.78  mn=2.5mm a=151.41mm = 15.01 d1 =70.00mm

34、 d 2 =232.94mm b=69.88mm b1=75mm b2 =70mm YF1 =2.54 YF 2 =2.22 第 12 頁 共 24 頁 3）許用彎曲應力 F 由課本圖 11.26 查得 F lim 1 198MP F lim 2 190MPa 由課本表 11.9 查得 SF =1.3 。

35、 由課本圖 11.27 查得 YN 1 YN 2 1 由課本式（ 11.16 ）可得 F YN1 F lim 1 1 198 152MPa 1 SF 1.3 F 2 YN 2 F lim 2 1 190 146MPa SF 1.3 故 F 1 1.6KT1 cos

36、 YF YS bmn 2 z1 1.6 1.1 2.08 105 cos15.01 1.60 121.86MPaF 1162MPa 69.88 2.52 27 2.54 YF2 YS2 =121.86 2.22 1.78 =118.49MPa<146MPa F 2 F YS 2.54 1.60 1 YF 1 1

37、 齒根彎曲強度校核合格。 5、齒輪的圓周速度 v v d1n1 70.00 240 m / s 0.88m / s 60 1000 60 1000  YS1 1.60 YS2 1.78 F 1 =152MPa F 2 =146MPa F1 =121.86MPa F 2 =118.49

38、MPa 由表 11.21 可知，選 8 級精度是合適的。 V=0.88m/s 五、軸的設計計算 1、選擇軸的材料，確定許用應力 由已知條件知減速器傳遞的功率屬小功率，對材料無特殊要求， 故選用 45 鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由課本表 14-1 查得強度極限 B =650MPa, 第 13 頁 共 24 頁 再由課本表 14-3 得許用彎曲應力 。 1b =60MPa 2、按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑 根據(jù)課本表

39、14-2 得 C=107-118。又由課本式（ 14-2 ）得 Ⅱ軸（低速軸）： d C 3 P ( ～ ） 3 6.842 n 107 118 mm 44.44 ~ 49mm 95.5 考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將估算直 徑加大 3%～5%，Ⅱ軸取為 45.77 ～ 51.45mm，由設計手冊取標準直徑 d1 =48mm Ⅱ 軸 ： 3. 設計軸的結(jié)構(gòu)及繪制結(jié)構(gòu)草圖 d1 =48mm

40、 Ⅱ軸 ( 高速軸 ) d1 =48mm，考慮到要對安裝在軸段 1 上的帶輪進行定位，所以 d 2 =50mm d 2 =50mm，軸段 3 上安裝軸承，所以必須滿足軸承內(nèi)徑標準，軸承選為 d3 =55mm 7211C，所以 d3 =55mm，用相同的方法確定軸段 3,4,5， d4 =60mm， d 4 =60mm d 5 =63mm， d 6 =55mm。 d5 =63mm 4. 確定各軸段的長度 d6 =55mm 齒輪輪轂寬度為 70mm，為保證齒輪固定可靠，所以

41、軸 4 段的長度應略小于齒輪輪轂寬度，取 68mm，為了保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰，所以軸段 6 取 20mm，軸承支點距離 L=134mm，軸 1 段查手冊取 84mm。 5. 按彎扭合成強度校合軸徑 第 14 頁 共 24 頁 計算齒輪受力： T=207.91 N* m d=232.94mm 圓周力： Ft 2T 2 207.91 d 1785.09N 232.94 徑向力： Fr Ft tan an tan 20 N cos

42、 1785.09 672.64 cos15.01 軸向力： Fa Ft tan 1785 .09 tan15 .01 478.31N 軸的空間受力 : 垂直面受力 FRVA FRVB Ft 1785.09 2 892.55N 2 M VC FRVA AC 59.80MPa 垂直面受力 Fa d BC Fr FRHA 2 728.96 N AB Fa d AC Fr FRHB

43、 2 56.32N AB M HC FRHA AC 48.84N m M HC FRHA AC Fa d 3.774 N m 2 作合成彎矩： M C M 2 VC M 2 HC 77.21N m  Ft 1785.09N Fr = 672.64N Fa 478.31N FRVA

44、 892.55 N M VC 59.80MPa FRHA = - 728.96N FRHB 56.32 N M C = 77.21N m 第 15 頁 共 24 頁 M C M 2 VC M 2 HC 59.92N m M C 當量彎矩  59.92N m M Ca M C 77.21N m M Ca M C 因減速器單向運轉(zhuǎn)，故可認為轉(zhuǎn)矩

45、為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù) 為 77.21N m 0.6 。 M Ca M Ca M 2 VC ( T ) 2 138.39 N m 138.39N m 由表 12.3 得： B 637MPa 1b 60MPa d1 60mm d2 55mm M Ca 77.21 3.5745MPa 60MPa e 0.1 603 W M Ca 138.39 8.3120 MPa 60MPa e 0.1 553 W 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度。

46、 六、軸承的校核 初選角接觸球軸承為： 7211C 1. 計算軸承的徑向支反力跨距： L L 2(a B ) 134 2 (20.9 21) 113.2mm 2 2 l l (a B 67 (20.9 21 77.4mm ) ) 2 2  e 3.57MPa 8.31MPa 型號： 7211C

47、 L 113.2mm l 77.4mm 第 16 頁 共 24 頁 軸承 1，2 的徑向支反力： 軸承 1 水平分量： Fr 1x Ft l 1220.55N L Fr l Fa d 垂直分兩： Fr 1 y 2 4.87N L

48、 徑向支反力： F F 2 r 1x F 2 r1 y N r 1 1220.56 軸承 2 水平分量： Fr 2 x Ft (l L ) 3005.64N L Fr (l L ) Fa d 垂直分兩： Fr 2 y 2 N L 667.77

49、 徑向支反力： Fr 2 F 2 r 2x F 2 r 2 y 3078.93N 2. 計算軸承 1，2 上的軸向載荷 Fa1 Fa 2 ： 由表 17.7 查得： FS 0.4Fr FS1 0.4Fr1 488.22N FS 2 0.4Fr 2 1231.57N FS1 Fa 488.22 478.31 966.53N FS2 所以軸承 1 處于壓緊狀態(tài)，軸承 2 處于放松狀態(tài)。 Fa1 FS 2 Fa 1231.57 47

50、8.31 1709.88N Fa 2 FS 2 1231.57N  Fr1 =1220.56N Fr 2 = 3005.64N Fa1 1709.88N F a 2 1231.57N

51、 第 17 頁 共 24 頁 計算軸承的當量動載荷 P1 P2 查表 17.9 得 f p 1.1 由軸承手冊可查得 7209C的 e 值為 Fa1 1709.88 0.051 C0 r 33800 Fa1 1709.88 Fr 1 1.4 e 1220.56 X 1 0.44 Y1 1.3 Fa 2 1231.57 Fr 2 0.4 e 3078.93 X 2 0.44 Y2 1.3

52、 P1 ( X1 Fr 1 Y1 Fa1 ) f p 3035.88 N P2 ( X 2 Fr 2Y21 Fa 2 ) f p 3251.35N P=3251.35N P 2 1 >P P=3251.35N Lh 5 52 5 24 31200 h 由課本式（ 17.12 ）  Lh 137250h Lh 16670 ( f T C ) 16670 (1 40.8 1000) 3 137250h Lh n P 240 3251.3

53、5 故 7211C軸承能保證所預期的壽命。 七、聯(lián)軸器的選擇 1．聯(lián)軸器通常用來連接兩軸并在其間傳遞運動和轉(zhuǎn)矩，聯(lián)軸器所連接 的兩軸，由于制造及安裝誤差、受載變形和溫度變化等影響，往往存在著某 種程度的相對位移。因此，設計聯(lián)軸器時要從結(jié)構(gòu)上采取各種不同的措施， 第 18 頁 共 24 頁 使聯(lián)軸器具有補償上述偏移量的性能，否則就會在軸、聯(lián)軸器、軸承中引起附加載荷，導致工作情況惡化。綜上所述，故選擇撓性聯(lián)軸器。 因為前一級為帶傳動，當載荷過大時帶將打滑，具有過載保護，所以Ⅱ軸可

54、選用無彈性元件擾性聯(lián)軸器。 2．計算轉(zhuǎn)矩 由課本表 17-1 得： K=1.3 Tc=889.46 Nm Tc=K9550 P2 =1.3 9550 6.842 =889.46N m n2 95.5 3．選擇型號及尺寸 由 Tc=889.46N m d2 =50mm， 查 — ， Ⅱ軸選用 GB/T5014 2003 無彈性元件擾性聯(lián)軸器，型號為 HL4，其中  型號為 HL4 Tn=1250 Nm，[n]= 4000r/min 八、潤滑、密封裝置的選擇

55、 根據(jù)課本 284~286 頁，再根據(jù)齒輪的圓周速度 , 軸承可以用脂潤滑和油 潤滑潤滑 , 由于齒輪的轉(zhuǎn)速是小于 2m/s, 故軸承潤滑采用脂潤滑，為防止箱 體內(nèi)的軸承與潤滑脂的配合，防止?jié)櫥魇В瑧谙潴w內(nèi)側(cè)裝擋油環(huán)，潤 滑脂的裝填量不應超過軸承空隙體積的，在減速器中，齒輪的潤滑方式根據(jù) 齒輪的圓周速度而定， 由于 V<12m/s，所以采用油池潤滑， 齒輪浸入油池 1-2 個齒高深度，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x為 40mm。 軸承蓋中采用氈圈油封密封。 九、減速器箱體的設計 名稱 符號 減速器型式、尺寸關(guān)系 /mm

56、 結(jié)果 齒輪減速器 箱座壁厚 0.025a+1≥8 8 第 19 頁 共 24 頁 箱蓋壁厚 1 箱蓋凸緣厚度 b1 箱座凸緣厚度 b 箱座底凸緣厚 b2 度 地腳螺釘直徑 d f 地腳螺釘數(shù)目 n 軸承旁連接螺 d1 栓直徑 蓋與座連接螺 d 2 栓直徑 連 接 螺 栓 d2 l 的間隔 軸承端蓋螺釘直徑 d 3 檢查孔蓋螺釘 d 4 直徑 定位銷直徑 d d f 、d1 、d 2 至 C

57、1 外箱壁距離 d f 、d 2 至凸緣 C 2 邊緣距離 軸承旁凸臺半 R1 徑 凸臺高度 h  0.025a+1≥8 1.5 1 1.5 2.5 0.036a+12 n=6 0.75 d f （ 0.5 ～0.6 ） d f 150～ 200 （ 0.4 ～0.5 ） d f （ 0.3 ～0.4 ） d f (0.7 ～0

58、.8) d 2 見課本表 4.2 見課本表 4.2 C 2 根據(jù)低速級軸承座外徑確  8 12 12 20 20 6 16 12 150 10 8 9 d f ： C1 =30 d1 ： C1 =22 d2 ： C1 =18 d f ： C

59、2 =26 d2 ： C2 =16 16 20 第 20 頁 共 24 頁 外箱壁至軸承 l 1 座端面的距離 齒輪頂圓與內(nèi) 1 箱壁間的距離 齒輪端面與內(nèi) 2 箱間的距離 箱蓋、箱座肋 m m 1、 厚 軸承端蓋外徑 D 2 軸承旁連接螺 S 栓距離 十、減速器裝配圖  定，以便于扳手操作為準 C1 +C2 +（ 5+10） 36

60、1.2 10 9 m1 0.85 1 ; m 0.85 m1 6; m 6.8 D+（ 5～5.5 ） d 3 ， D-軸承 I 軸： 120 外徑 II 軸： 140 盡量靠近，以 M 和 M 互 I 軸： 120 d 1 d 3 不干涉為準，一般取 S=D 2 II 軸： 140

61、 第 21 頁 共 24 頁 設計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的一級圓柱斜齒輪減速器的課程設計是我們真 正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們

62、 機械設計的綜合素質(zhì)起到了很大的幫助； 使我對機械設計有了更多的了解和認識 . 為我們以后的工作打下了堅實的基礎 . 機械設計是機械工業(yè)的基礎 , 是一門綜合性相當強的技術(shù)課程， 它融《機械設計基礎》、《工程力學》、《互換性與測量技術(shù)》、《 Auto CAD》、《機械設計手冊》等于一體。這次的課程設計 , 對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想 ; 訓練綜合運用機械設計和有關(guān)先修課程的理論 , 結(jié)合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力 ; 鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設計方面的知識等方面有重 要的作用。在這次的課程設計過程中 , 我們運用了之前的學過的很多的知識，設計中還存在不少錯誤和缺

63、點， 需要繼續(xù)努力學習和掌握有關(guān)機械設計的知 第 22 頁 共 24 頁 識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。在這里還要感謝老師的指導，讓我們的設計更為順利 。 參考資料 1、楊可楨、李仲生，《機械設計基礎》，高等教育出版社， 2006 2、劉力等主編 . 《機械制圖》（第二版） -- 高等教育出版社， 2004 3. 駱素君、朱詩順，《機械課程設計簡明手冊》 ，化學工業(yè)出版社， 2011 4. 朱雙霞、史新逸、李梁 ，《機械設計基礎課程設計》 ，哈爾濱工業(yè)大學出版社， 2009 第 23 頁 共 24 頁