《一级直齿圆柱齿轮减速器的设计书》要点

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1、 机械设计基础课程设计 设计题目： 一级直齿圆柱齿轮减速器设计 专业班级： 10 机械一班 学 号： 12011001048 12011001047 设 计 人： 朱意峰 钟若斌 指导老师： 周艳琼 完成日期： 2013-1-10

2、 第 1 页 共 24 页 1 . 课程设计的内容 带式运输机传动装置设计的内容包括：单级减速器传动零件设计， 包括齿轮、轴、轴承、联轴器的设计计算和选择；画出减速器装配 图；编写设计计算说明书。 2 . 课程设计进程安排 序 设计各阶段内容 地点 起止日期 号 设计准备： 明确设计任务；准备设计资料和绘图工 具 1 传动装置的总体设计； 宿舍 2012.12.14~2012.12.22

3、选择电动机；计算传动装置运动和动力 参数； 传动零件设计计算； 齿轮传动主要参数的设计计算 减速器装配草图设计； 2 轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联 图书馆 2012.12.23~2012.12.27 接等的强度计算 3 减速器装配图设计 宿舍 2012.12.27~2012.12.130 4 整理和编写设计计算说明书 宿舍 2012.01.03~2012.12.10

4、 第 2 页 共 24 页 目 录 一、 方案 明⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 4 二、 机的 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 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、密封装置的 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 19 九、减速器箱体的 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 19 十、减速器装配 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 21 十一、小 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 22 十二、参考 料⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 22

6、 第 3 页 共 24 页 一、传动方案说明 第一组：用于胶带输送机转筒的传动装置 1、工作环境：室内，轻度污染环境； 2、原始数据： （1）运输带工作拉力 F= 3800 KN ； （2）运输带工作速度 v= 1.6 m/s； （

7、3）卷筒直径 D= 320 mm； （4）使用寿命： 8 年； （5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； （6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量； 二、电动机的选择 第 4 页 共 24 页 1、选择电动机类型 1） 机 型和 构型式 按工作要求和条件， 用一般用途的 Y 系列全封 自扇冷鼠 型三相 异步 机。 2） 机容量 （ 1）卷筒 的 出功率 Pw Fv 3800 1.6 6.080 kw Pw 1000

8、 1000 （ 2） 机 出功率 Pr  Pw 6.080kw Pr  Pw 装置的 效率 η 3 1 2 3 4 5 式中 : 1 , 2 ⋯ 从 机至卷筒 之 的各 机构和 承的效率。 由表 2-4 得： 角接触 承 η1=0.99; 柱 η2=0.97 ; 器 η3=0.99 ; 运 卷筒 η4=0.96 V 带传动 5 0.95; 则 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 ) 机 定功率 P0 P0=（1~1.3 ） Pr =7.15~9.295 手册 取 机的 定功率 P0=7.5 Kw。 按 手册推荐的 机 比范 ，取 V 比 i 1=2~4， 柱 比 i 2=3~6， 比范 是 i a=（23）~（46） =6~24 机可

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 页 共 24 页 根据表 2-1 查出，电动机同步转速符合这一范围的有 750、 100、1500 r/min 。综合考虑，选取常用的同步

11、转速为 1500 r/min 的 Y 系列电动机 Y132M-4,其满载转速为 nm=1440 r/min 。 2． 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 1）传动装置总传动比 i n m 1440 / 95.5 15.08 nw 2）分配各级传动比：得 i=i 1*i 2 取 V 带传动的传动比 i1 3 ，则圆柱齿轮传动的传动比为 i 15.08 5.027 i 2 3 i1 因为单级 V 带传动比推荐值为 2-4 ，单级圆柱齿轮传动推荐值

12、为 3-5 ，所以所取传动比符合 V 带传动和圆柱齿轮传动传动比的常用范围。 3．计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴转速 电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为  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）各轴输入功率 nII 95.5r / min 按电动机额定功率 P0 计算各轴输入功率， 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）各轴转矩 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 页 共 24 页 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 带传动的设计计算 1、确定计算功率 P C K A 为工作情况系数，查课本表 13-8 可得， K A =1.3 P =9.75kw 即 PC= K A P0 =1.3 7.5=9.75kw C 2、选择 V 带的型号 根据计算功率 C n P

16、=9.75kw，主动轮转速 1 由课本图 13-15 =1440r/min, 选择 A 型普通 V 带。 3、确定带轮基准直径 d d1、 dd 2 由课本表 d min =75mm 13-9 得 d min =75mm 由表 13-9 d d1 =90mm 现取 d d 1 =90mm>dmin 大带轮的基准直径 dd2： 因为 i1 n1 =3 所以 n2 =480r/min n2 d d 2 i 1dd1 3 90=270mm dd 2 265mm

17、 由课本表 13-9 选取标准值 d ，则实际传动比，从动轮的实 d 2 265mm 际转速分别为： 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、验算带速 V 第 7 页 共 24 页 V d d1 n1 90 1440 1000 60 6.782m / s 6

18、0 1000 带速在正常工作范围 5～ 25m/s 内，故合适。 5、确定带的基准长度 Ld 和实际中心距 a 按照结构设计要求初定中心距 a0 =1.5 （ d d 1 +d d 2 ）=1.5*(90+265)=532.5 mm 取 a0 =550mm. 根据课本得验证： 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 则由课本表 13-2 选取得： Ld =1800mm 由课本 13-16 式得实际中心距 a 为 a≈ a0 + Ld L0 =614.36mm 2 中心距 a 的变动范围为 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 由课本 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 页 共 24 页 = 180 265 90 57.3 614.36 = 163.67 120合适。 7、确定 V 带根数 Z 由课本式 13-15 得 PC Z P0 )K a K l (P0 根据 dd 1 =90mm、 n1 =1440r/min, 查表 13-3 ，用差值法得 P0 1.07kw P0 1.07 kw 由传

22、动比 i=3, 查表 13-5 得 P0 =0.17kw P0 =0.17 由 a1 163.67 查课本表 13-7 查得查得包角系数 Ka =0.95, 查课本表 13-2 带长度修正系数 K L =0.96 ，由课本式 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 及带轮轴上的压力 FQ 由课本表 13-1 查得 A 型普通 V 带的每米长质量 q=0.12 kg/m, 根据课本 式 13-17 得单根 V 带的初拉力为 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 页 共

24、24 页 =157.85N 由课本式（ 13-18 ）可得作用在轴上的压力 FQ 为 FQ =2F0 zsin a1 2 =2 157.85 9 sin 163.67 N 2 FQ =2823.38N =2823.38N 9、 设计结果 选 用 9 根 A 型 V 带 ， 中 心 距 a=614.36mm, 带 轮 直 径 d d 1 d =265mm，轴上压力 FQ =2823.38N。 =90mm, d 2 四、齿轮

25、传动的设计计算 1、选择齿轮材料及精度等级 根据课本表 11.8 可得，小齿轮选用 45 钢调质，硬度为 220-250HBS, 大齿轮选用 45 钢正火，硬度为 170-210HBS。因为是普通减速器，选 8 级精度，要求齿面粗糙度 Ra 3.2 ～ 6.3 m。 2、按齿面接触疲劳强度设计 由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度 HBS小于 350 的软齿面，齿面点蚀为主要失效形式。 所以应以齿面接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核。 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用课本式（ 11.23 ）求出 d1 值。 确定有

26、关参数与系数： 1）转矩 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）载荷系数 K 查课本表 11-3 取 K=1.1 K=1.1 第 10 页 共 24 页 3）齿数 z1 , 螺旋角 , 弹性系数和齿宽系数 d 小齿轮的齿数 z1 取为 27，则大齿轮齿数 z2 =i z1 =2.94 27=79.38。 Z =2

27、7 1 取整得 z2 =80 Z2=80 实际齿数比为 u1 z2 90 3.333 z1 27 齿数比的误差为 u u1 3.3275 3.333 u 0.18% < 5% 3.14 初选螺旋角 =15 。 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表 选取 d =1。 材料弹性系数 ZE : 由表 11.11 查得 ZE=189.8

28、 4）许用的接触应力 H 由图 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 查图 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 页 共 24 页 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 取标准模数 mn=2.5mm 3、主要尺寸计算 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、按齿根弯曲疲劳强度 s 校核 由课本式（ 11.37 ）得出，如 F F

33、则校核合格。 确定有关系数与参数： 1）、齿形系数 YF 查课本表 11.12 得 YF 1 =2.54 ， YF 2 =2.22 2）、应力修正系数 YS 查课本表 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 页 共 24 页 3）许用弯曲应力 F 由课本图 11.26 查得 F lim 1 198MP F lim 2 190MPa 由课本表 11.9 查得 SF =1.3 。

35、 由课本图 11.27 查得 YN 1 YN 2 1 由课本式（ 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、 齿根弯曲强度校核合格。 5、齿轮的圆周速度 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，选 8 级精度是合适的。 V=0.88m/s 五、轴的设计计算 1、选择轴的材料，确定许用应力 由已知条件知减速器传递的功率属小功率，对材料无特殊要求， 故选用 45 钢并经调质处理。由课本表 14-1 查得强度极限 B =650MPa, 第 13 页 共 24 页 再由课本表 14-3 得许用弯曲应力 。 1b =60MPa 2、按扭转强度估算轴径 根据课本表

39、14-2 得 C=107-118。又由课本式（ 14-2 ）得 Ⅱ轴（低速轴）： d C 3 P ( ～ ） 3 6.842 n 107 118 mm 44.44 ~ 49mm 95.5 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直 径加大 3%～5%，Ⅱ轴取为 45.77 ～ 51.45mm，由设计手册取标准直径 d1 =48mm Ⅱ 轴 ： 3. 设计轴的结构及绘制结构草图 d1 =48mm

40、 Ⅱ轴 ( 高速轴 ) d1 =48mm，考虑到要对安装在轴段 1 上的带轮进行定位，所以 d 2 =50mm d 2 =50mm，轴段 3 上安装轴承，所以必须满足轴承内径标准，轴承选为 d3 =55mm 7211C，所以 d3 =55mm，用相同的方法确定轴段 3,4,5， d4 =60mm， d 4 =60mm d 5 =63mm， d 6 =55mm。 d5 =63mm 4. 确定各轴段的长度 d6 =55mm 齿轮轮毂宽度为 70mm，为保证齿轮固定可靠，所以

41、轴 4 段的长度应略小于齿轮轮毂宽度，取 68mm，为了保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，所以轴段 6 取 20mm，轴承支点距离 L=134mm，轴 1 段查手册取 84mm。 5. 按弯扭合成强度校合轴径 第 14 页 共 24 页 计算齿轮受力： T=207.91 N* m d=232.94mm 圆周力： Ft 2T 2 207.91 d 1785.09N 232.94 径向力： Fr Ft tan an tan 20 N cos

42、 1785.09 672.64 cos15.01 轴向力： Fa Ft tan 1785 .09 tan15 .01 478.31N 轴的空间受力 : 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 作合成弯矩： 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 页 共 24 页 M C M 2 VC M 2 HC 59.92N m M C 当量弯矩  59.92N m M Ca M C 77.21N m M Ca M C 因减速器单向运转，故可认为转矩

45、为脉动循环变化，修正系数 为 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 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。

46、 六、轴承的校核 初选角接触球轴承为： 7211C 1. 计算轴承的径向支反力跨距： 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 型号： 7211C

47、 L 113.2mm l 77.4mm 第 16 页 共 24 页 轴承 1，2 的径向支反力： 轴承 1 水平分量： Fr 1x Ft l 1220.55N L Fr l Fa d 垂直分两： Fr 1 y 2 4.87N L

48、 径向支反力： F F 2 r 1x F 2 r1 y N r 1 1220.56 轴承 2 水平分量： Fr 2 x Ft (l L ) 3005.64N L Fr (l L ) Fa d 垂直分两： Fr 2 y 2 N L 667.77

49、 径向支反力： Fr 2 F 2 r 2x F 2 r 2 y 3078.93N 2. 计算轴承 1，2 上的轴向载荷 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 所以轴承 1 处于压紧状态，轴承 2 处于放松状态。 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 页 共 24 页 计算轴承的当量动载荷 P1 P2 查表 17.9 得 f p 1.1 由轴承手册可查得 7209C的 e 值为 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 由课本式（ 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轴承能保证所预期的寿命。 七、联轴器的选择 1．联轴器通常用来连接两轴并在其间传递运动和转矩，联轴器所连接 的两轴，由于制造及安装误差、受载变形和温度变化等影响，往往存在着某 种程度的相对位移。因此，设计联轴器时要从结构上采取各种不同的措施， 第 18 页 共 24 页 使联轴器具有补偿上述偏移量的性能，否则就会在轴、联轴器、轴承中引起附加载荷，导致工作情况恶化。综上所述，故选择挠性联轴器。 因为前一级为带传动，当载荷过大时带将打滑，具有过载保护，所以Ⅱ轴可

54、选用无弹性元件扰性联轴器。 2．计算转矩 由课本表 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．选择型号及尺寸 由 Tc=889.46N m d2 =50mm， 查 — ， Ⅱ轴选用 GB/T5014 2003 无弹性元件扰性联轴器，型号为 HL4，其中  型号为 HL4 Tn=1250 Nm，[n]= 4000r/min 八、润滑、密封装置的选择

55、 根据课本 284~286 页，再根据齿轮的圆周速度 , 轴承可以用脂润滑和油 润滑润滑 , 由于齿轮的转速是小于 2m/s, 故轴承润滑采用脂润滑，为防止箱 体内的轴承与润滑脂的配合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环，润 滑脂的装填量不应超过轴承空隙体积的，在减速器中，齿轮的润滑方式根据 齿轮的圆周速度而定， 由于 V<12m/s，所以采用油池润滑， 齿轮浸入油池 1-2 个齿高深度，大齿轮的齿顶到油底面的距离为 40mm。 轴承盖中采用毡圈油封密封。 九、减速器箱体的设计 名称 符号 减速器型式、尺寸关系 /mm

56、 结果 齿轮减速器 箱座壁厚 0.025a+1≥8 8 第 19 页 共 24 页 箱盖壁厚 1 箱盖凸缘厚度 b1 箱座凸缘厚度 b 箱座底凸缘厚 b2 度 地脚螺钉直径 d f 地脚螺钉数目 n 轴承旁连接螺 d1 栓直径 盖与座连接螺 d 2 栓直径 连 接 螺 栓 d2 l 的间隔 轴承端盖螺钉直径 d 3 检查孔盖螺钉 d 4 直径 定位销直径 d d f 、d1 、d 2 至 C

57、1 外箱壁距离 d f 、d 2 至凸缘 C 2 边缘距离 轴承旁凸台半 R1 径 凸台高度 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 见课本表 4.2 见课本表 4.2 C 2 根据低速级轴承座外径确  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 页 共 24 页 外箱壁至轴承 l 1 座端面的距离 齿轮顶圆与内 1 箱壁间的距离 齿轮端面与内 2 箱间的距离 箱盖、箱座肋 m m 1、 厚 轴承端盖外径 D 2 轴承旁连接螺 S 栓距离 十、减速器装配图  定，以便于扳手操作为准 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-轴承 I 轴： 120 外径 II 轴： 140 尽量靠近，以 M 和 M 互 I 轴： 120 d 1 d 3 不干涉为准，一般取 S=D 2 II 轴： 140

61、 第 21 页 共 24 页 设计小结 这次关于带式运输机上的一级圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真 正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们

62、 机械设计的综合素质起到了很大的帮助； 使我对机械设计有了更多的了解和认识 . 为我们以后的工作打下了坚实的基础 . 机械设计是机械工业的基础 , 是一门综合性相当强的技术课程， 它融《机械设计基础》、《工程力学》、《互换性与测量技术》、《 Auto CAD》、《机械设计手册》等于一体。这次的课程设计 , 对于培养我们理论联系实际的设计思想 ; 训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论 , 结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力 ; 巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重 要的作用。在这次的课程设计过程中 , 我们运用了之前的学过的很多的知识，设计中还存在不少错误和缺

63、点， 需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知 第 22 页 共 24 页 识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。在这里还要感谢老师的指导，让我们的设计更为顺利 。 参考资料 1、杨可桢、李仲生，《机械设计基础》，高等教育出版社， 2006 2、刘力等主编 . 《机械制图》（第二版） -- 高等教育出版社， 2004 3. 骆素君、朱诗顺，《机械课程设计简明手册》 ，化学工业出版社， 2011 4. 朱双霞、史新逸、李梁 ，《机械设计基础课程设计》 ，哈尔滨工业大学出版社， 2009 第 23 页 共 24 页