单级减速器

 机械设计基础课程设计 设计题目： 斜齿圆柱齿轮减速器带式输送机传动装置设计 专业班级： 学 号： 设 计 人： 指导老师： 完成日期： 2012 目 录 传动方案说明…………………………………………………………… 设计任务书………………………………………………………… 电动机的选择………………………………………………………… 传动装置的运动和动力参数………………………………………… 传动件的设计计算…………………………………………………… 轴的设计计算………………………………………………………… 联轴器、滚动轴承、键联接的选择………………………………… 减速器附件的选择…………………………………………………… 润滑与密封…………………………………………………………… 设计小结……………………………………………………………… 参考资料…………………………………………………………… 2

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、工作条件：室内、尘土较大、环境最高温度35℃； 2、原始数据： （1）输送拉力F=2300N； （2）输送带工作速度V=1.6m/s（允许输送带的工作速度误差为±5%）； （3）输送机滚筒直径D=450mm； （4）卷筒效率η=0.96（包括卷筒及轴承的效率）； （5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳 （6）使用周期：5年 （7）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度38° (8)动力来源：电力，三相交流电源，电压为380/220伏； (9)检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修 (10)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产

3

机械设计基础课程设计任务书

课程名称 机械设计基础 课程代码 指导教师 姓名 设计时间 2012年6月18日 ~6月29日 专 业 一、 班 级 课程设计任务（题目）及要求 1、课程设计任务（题目）： （斜齿轮减速器带式输送机）带式输送机 1）、带式输送机传动简图： 1.电动机 2.V带 3. 圆柱齿轮减速器 4.联轴器 5滚筒 6.输送带 2）、参数及工作条件：传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍，传送带速度误差允许±5%。 3）、设计工作量：（1）设计说明书一份；（2）减速器装配图；（3）绘制大齿轮及大齿轮轴零件图各一张；（4）重点计算齿轮、V带。 2、要求 1）、按课题目录指定的学号，不得随意调换； 2）、学生应在老师指导下完成，课程设计指导书见《机械设计基础课程设计》第四篇。 二、课程设计的目的和要求 1、课程设计的目的 根据教学计划安排，本次课程设计集中2周时间进行。本课程设计是《 机械设计基础 》

4

课程教学的重要组成部分。通过本次课程设计，使同学们进一步加深对本门课程的认识，实际接触一下实际工程的实例，培养同学的理论联系实际、自己动手解决实际问题的能力，为今后参加工作打下良好的基础。 2、课程设计的要求 1) 、掌握机械设计一般过程，直齿轮、斜齿轮、蜗轮蜗杆减速器的设计内容、过程和设计方法 。 2） 、按指导教师要求完成直齿轮、斜齿轮、蜗轮蜗杆减速器的的设计； 3） 、学会应用直齿轮、斜齿轮、蜗轮及轴的强度设计计算、校核以及轴承的选用，具备一般机械的设计计算、校核的能力； 4） 、按时上交课程设计说明书。 三、主要参考资料 [1] 《机械设计基础课程设计》 （作者陈立德）(出版社：高等教育出版社),(出版年：2006年7月) [2] 《机械设计基础》 （作者陈立德）(出版社：高等教育出版社)（2008.2） [3] 《机械设计基础课程设计》（作者于晓文）（出版社：中国计量出版社2010.12） [4] 《互换性与技术测量》（作者韩进宏）

指导教师（签名）： 教研室主任（签名）：

年 月 日 年 月 日

5

二、电动机的选择计算 1）电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构， 电压为380V。 2）选择电动机的容量 电动机有效高功率Pw=则有： Pw=FV，根据任务书所给的数据F=2300N V=1.6ms 1000FV2300x1.6==3.68KW 10001000=2412234 Pw=3.68KW 从电动机到工作机输送带之间的总效率为: 式中1，2，3，4分别为联轴器，齿轮，轴承，卷筒传动效率 据[3]表2—3知1=0.97，2=0.99，3=0.99，4=0.96， 则有： =0.97×0.99×0.99×0.96 =0.86 所以电动机所需的工作功率为： Pd =24=0.86 Pw=3.68=4.28KW 0.86Pd=4.28KW i齿3）确定电动机的转速 按推荐的单级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i齿=3~6和带的传动比i带=2~4。则系统的传动比范围应为：i=i齿i带=（3~6）（2~4）=6~24 工作机卷筒的转速为: nw==3~6 i带601000v6010001.6=67.9rmin D450=2~所以电动机转速的可选范围为: nd=inw=（6~24）76rmin =(456~1824)rmin 符合这一范围的同步转速有750rmin、1000rmin和1500rmin三种，但 4 6

据[3]表2—1可选择Y132S-4电动机，其主要参数如下表所示： 电动机型额定功率 /KW 号 同步转速满载转速效率/% 总传动比 （rmin） （rmin） Y132S-4 5.5 1500 1440 85.5 21.2 是综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量和价格因素，决定选用同步转速为1500rmin的电动机。 三（1）传动装置总传动比和分配到各级传动比: n144021.2 1） 传动装置总传动比 i=dnw67.9 2）分配到各级传动比 因为i=i带i齿已知带传动比的合理范围为2~4。故取i带4则i齿5.3在3～6的范围内故合适。分配减速器传动比，因为i齿=i1i2其中i1为齿轮高速级的传动比，i2为齿轮低速级的传动比。故可先取i1=5.25则i2=4.04 i=21.2 i1=5.25 i2=4.04 n0=1440rmin P0=4.2（2）传动装置的运动和动力参数计算 电动机轴： 转速：n0=1440rmin 输入功率：P0=Pd=4.28KW 输出转矩：T0=95508KW T0=28.38Nm n1=1440r minPd4.28=9550 1440n0 =28.38Nmm 1轴：减速器高速轴 n014401440rmin 转速：n1=i011输入功率：P1=P014.280.954.066KW P1=4006KW T1=26.57N·m 4.006P输入转矩：T1=95501=9550=26.57N·m 1440n12轴：减速器中间轴 7

n1440274.3rmin 转速：n2=1i125.25输入功率：P2=P1·2·3=3.99KW n2=274.3r min3.99P138.92N·m 输入转矩：T2=95502=9550274.3n23轴：减速器低速轴 转速：n3P2=3.99KW T2n2274.367.90rmin i234.04=13输入功率：P3P2233.990.990.99 =3.91KW 输入转矩：T3=95508.92N·m n367.90rmP33.91KT3=549rmin P33.91=549.93N·mm 9550n367.90卷筒轴：传动卷筒轴 转速：n4n367.90输入功率：P4=P331 =3.910.990.97 =3.74KW 输入转矩：T4=9550.93N·mm

3.74P4=9550=526.02Nmm 67.90n4n467.90rminP4=3.74KW 传动比i 1 5.25 4.04 1 — 效率 0.97 0.99 0.99 0.99 0.96 T4 轴序号 0 1 2 3 4 功率P/kW 4.28 4.066 3.99 3.91 3.74 各轴运动和动力参数 速 转矩T/N·m 28.38 26.57 138.92 549.93 526.02 传动形式 联轴器 齿轮传动 齿轮传动 联轴器 卷筒 转=52n/(rmin） 1440 1440 274.3 67.90 67.90 6.02Nmm 四、传动零件的设计计算 （1）带传动设计 1）确定计算功率Pc 8

据[1]表9.21查得工作情况系数KA=1.4。故有： Pc=7.7 Pc=KAP1.45.57.7KW KW 2）选择V带带型 据Pc和n有[1]图9.13选用A带。 3）确定带轮的基准直径dd1并验算带速 1.初选小带轮的基准直径dd1有[1]表9.6和9.9取小带轮直径dd1=112mm。 2.验算带速v，有： v=dd1=112mm v=6.69ms dd2560mmdd1n06010003.141121440=6.69ms 601000 因为6.69ms在5ms~25ms之间，故带速合适。 3.计算大带轮基准直径dd2 dd2idd15112560mm （i' n2= dd2dd1=5） n11440==288rmin i5 I=5 n=2882r从动轮的相对误差率为： min 288273.4100%=5% 273.4在5%以内，为允许值。 4.确定V带的中心距a和基准长度Ld (1)据0.7（dd1+dd2)a02（dd1+dd2)式初定中心距a0=1000mm (2)计算带所需的基准长度: (dd1dd2)2 Ld0=2a0+(dd1dd2) 24a0 =21000+22112560112560 41000 =3105.8mm 由表9.4选取基准长度Ld=3150mm （3）计算实际中心距

9

Ld=3150mm LLd031503105.81000 aa0d=1022.1mm 22 中心距a的变动范围为： amin=a-0.015Ld amax=a+0.03Ld =1000-0.0153150 =1000+0.033150 =952.75 mm =1094.5mm 5. 验算小带轮上的包角 57.3154.8890 1180(dd2dd1)a a=1022.1mm 1=154.88 P03.31KW6.计算带的根数z （1）计算单根V带的额定功率Pr 由式 ZPC 得 (P0P0)KaKlrmin由dd1112mm和n01440 P0=3.31KW 查[1]表9.10和9.15得 由式[1]9.15得 P0=Kbn1(11) Ki由表9.18查得Kb=1.0275103 据n0=1440rmin，i=5和A型带，查[1]9.19得K=1.1373则 0p=0.18KW 由表9.4查得带长度修正系数KL=1.13，由图9.12查得包角系数Kɑ=0.94，得普通V带根数 Z=2.077根，圆整得Z=3根。 Z=3 7、求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ 由[1]表9.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.10 kg/m,根据【1】式（9.23）得单根V带

10

P0=0.18KW 的初拉力为 F0 =1000Pc2.5(1)qv2 2zvKa F0322.83N 10007.72.51)0.106.692 236.690.94( =322.83N 由式（9.24）可得作用在轴上的压力FQ=2F0zsinɑ1 FQ=2F0zsinɑ1 =2322.833sin =1726.09N 8.设计结果： 154.88 2 FQ=1726.09N 选用3根A型V带，中心距a=1022.1mm，带轮直径dd1=112mm，dd2=560mm， 轴上的压力FQ=1726.09N。 五、齿轮设计 1、选择齿轮材料及精度等级 根据课本表11.8选择齿轮的材料为小齿轮选用45号优质碳素钢，调质，硬度为 217~255HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为169～217HBS。因为是普通减速器， 由课本表11.20选8级精度，由课表11.21要求齿面粗糙度Ra3.2～6.3m。 2、确定设计准则 由于该减速器为闭式齿轮转动，且两齿轮均为齿面硬度HBS小于等于350的软齿 面，齿面点蚀为主要的失效形式。应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定 齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。 3、按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用课本式（11.36）求出d1值。 确定有关参数与系数：

11

（1）转矩T1 T1=9.55×106P4.06619.55106N·mm=1.42×105 N·mm n2274.3 (2)载荷系数K 查课本表11.10取K=1.1 (3)齿数z1、螺旋角和齿宽系数d 小齿轮的齿数z1取为24，则大齿轮齿数z2=iz1=66.96,圆整取z2=67。实际齿数T1=1.42×105 N·mm K=1.1 z67比为u2==2.791 z124齿数比的误差为z1取uuu为24 0.5900500 z2=67初选螺旋角初选螺旋角=15 齿轮比的误差为0.59%初选螺旋角15。因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由课本表11.19选取d=1。 (4)弹性系数ZE 由表11.11查得ZE=1.8 (5)许用的接触应力H 由课本图11.25查得Hlim1=560 Mpa ，Hlim2=,530 Mpa 由课本表10.10查得SH=1 N1=60njLh=60×240×1×（5×52×5×24）=4.49×108 N2=N1/i=4.49×108/2.91=1.61×108 15 =d=1 ZE=1.8 SH=1 查课本图11.28得ZNT1=1.08，ZNT2=1.13。 由课本式（11.15）可得 H1=604.8MPa H1=

ZNT1Hlim11.08560MPa604.8MPaSH112

ZNT2Hlim21.13530MPa598.9MPa =H2SH1 H2=598.9MPa d13 KT1(u1)(3.17Ze)2duH2521.12.17103.79（1.83.17）3mm68.4612.79604.82 m=d1cos68.46cos15mm2.76mm z124由课本表11.3取标准模数m=3mm （6）确定中心距a和螺旋角 amn(z1z2)3(2467)141.3mm圆整后取中心距为a=142mm,圆整中心2cos2cos15m=3mm 距后确定的螺旋角为arccosmn(z1z2)3(2467) arccos15.99，此值与初选 2a2142a=142mm 螺旋角的值相差不大，所以不必重新计算。 4、主要尺寸计算 d1mnz132474.mm coscos15.99mnz2367209.09mm coscos15.99 =15.99 d2 bdd1174.mm74.mm 经圆整后取b275mm，b179mm d174.mm 4、按齿根弯曲疲劳强度校核 由课本式（11.37）得出F，如FF则校核合格。 确定有关系数与参数： 1) 当量齿数：

13

d2=209.09mm b275mm，zv1 zv2z12427.27cos3cos315.99 z26775.45cos3cos315.99b179mm 2）、齿形系数YF YF1=2查课本表11.12得YF1=2.60，YF2=2.34 (3）、应力修正系数YS 查课本表11.13得YS11.61，YS21.76 3）许用弯曲应力F 由课本图11.26查得 .60 YF2=2.34 YS2YS11.61 1.76Flim1220MPa,Flim2190MPa。 由课本表11.9查得 SF=1.3。 由课本图11.27查得 YNT1YNT21 由课本式（11.16）可得 F1YNT1Flim1220 =169.23MPa SF1.3F2YNT2Flim2SF2190=146.15MPa 1.3F11.6KT1cosbmnz1YFYS1.61.12.07105cos15.992.601.61 75322490.49MPaF1F2F1.03MPaF2YF2YS22.341.7690.49MPaYF1YS12.601.61 齿根弯曲强度校核合格。 5、齿轮的圆周速度v 14

vd1n260100074.274.3601000m/s0.991m/s V=0.991m s由课本表11.21可知，选8级精度是合适的。 6、几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图。（见零件图1） 大齿轮齿顶圆直径为 da2d22ha(209.09212.5)mm214.09mm da2214.09mmda179.mm 由于200mm≤da₂≤500mm 所得用腹板式结构 小齿轮齿顶圆直径为 da1d12ha(74.212.5)mm79.mm 五 轴的设计计算 已知 T2=9.55×106P23.999.551065.61105Nmm n267.90d2mnz2367209.16mm coscos15.99Ft22T2256100053Nd2209.16 Fr2Ft2tanntan20532030Ncoscos15.99Fa2Ft2tan53tan15.991537N 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16.1查得强度极限B=637MPa ,再由课本表16.3得许用弯曲应力1b=60MPa 。 15

根据课本表16.2得C=107～118。又由课本式（14.2）得 大齿轮轴： 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%， 取为43~48mm。由设计手册取标准直径d1=45m P4.006 (107~118)3mm(26.15~28.84)mm Ⅰ轴(高速轴)：dC3n274.3 P3.99 (107~118)3mm（41.60~45.88）mm Ⅱ轴（低速轴）：dC3n67.90 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器或带轮，会有键槽存在，故将估算直径加大 3%~5%，，Ⅰ轴取为30.78～34.60mm。由设计手册取标准直径d1=32mm。Ⅱ轴取为 43~48mm。由设计手册取标准直径d1=45m 3.设计轴的结构及绘制结构草图 Ⅰ轴(高速轴) （1）做出装配简图，拟定轴上零件的装配方案。 1、确定轴上零件位置和固定方式。 2、确定各轴段的直径。 ①轴段1（外伸段）直径最小d1=45mm 2、按扭转强度估算轴径 16

③轴段3（与轴段2相连外加轴肩，由轴承内径确定且为5的倍数） d3=50mm 同理取 轴段4 d4 =55mm 轴段5 d5 =（60~65） mm 轴段6 有倒角且查出轴承型号7210c。安装高度为3.5mm 因此 d6 =57mm 3、确定各轴段的长度。 轴段1 l1 130mm (由于有键槽查得键槽长度为Y型112mm) 轴段2 l2 50mm 轴段3 l3 5+20+15=40mm 轴段4 l4 b2-275-2=73mm 轴的受力长度： I-I截面（c点）：AB40731525-20133mm 20'II-II截面（轴段3装轴承处）：l351530mm 2 4、 选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。 4、按弯扭合成强度校核轴径 1） 画出轴的受力图（b） ②轴段2（与外伸段相连）d2=47mm 17

2） 作水平面弯矩图（c）。 支点反力为 FHA2FHB2I-I截面（c点）处的弯矩为 Ft2532682N 22MHCFHA2AB268266.5178353Nmm 2 II-II 截面（轴段3装轴承）处的弯矩为 MHIIFHA2l326823080460Nmm 3)作垂直面内弯矩图（d）. 支点反力为： ' FVA2FVB2Fr2Fa2d220301537209.16-193.6N 22AB22133Fr2-FVA22030(193.6)2223.6NI-I截面（c点）处的弯矩为 MVC左FVA2AB-193.666.5-12874.4Nmm 2 MVC右FVB2AB2223.666.5147869.4Nmm 2II-II截面（轴段3装轴承）处的弯矩 'MVIIFVB2l32223.63066708Nmm 1）作合成弯矩图（e） 22MH MMV 18

I-I截面（c点）处的弯矩为 22MC左MVC(12874.4)2(178358)2178822.1Nmm左MHCMC右M2VC右M2HC(147869.4)(178358)231682.8Nmm22 II-II截面（轴段3装轴承）处的弯矩 22MIIMVIIMHII(66708)2(80460)2104516Nmm 2）作转矩图（f） T2=9.55×106PII3.999.551065.61105NmmN·mm nII67.90 7) 求当量弯矩： 因减速器单项运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。 I-I截面： 22（T2）(231682.8)2(0.6561000)2408627.6Nmm MecMC右II-II截面： MeII22MII（T2）(104516)2(0.6561000)2352453.1Nmm 8) 确定危险截面及校核强度： I-I截面: ecMecMec408627.610.50MPa 33W0.1d40.173 II-II截面： eIIMeIIMeII352453.128.19MPa 33W0.1d30.150 19

查表16.3得许用弯曲应力1b=60MPa，满足e1b的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。 5、轴承的选择与校核 1）选择类型及初选型号 经分析，所选轴承要能承受径向和较大轴向载荷，因此选用 角接触球轴承，初选型号7210c。 2） 尺寸 3） 公差等级 选用普通级（P0）精度的轴承。 初选型号7210c 20

4）安装形式 由于齿轮安装在两轴承中间则轴的刚度采用正装比较好。 5）寿命计算 （1）轴承各项参数： 内径：d=50mm ; 外径：D=90mm；宽度：B=20mm 基本额定静载荷：Cor=26.8KN； 基本额定动载荷：Cr=32.8KN 内部轴向力作用点：a=19.4mm； （2）计算跨距：图 L'L2(a-BB20)AB2(a-)133-2(19.4-)114.2mm 222 （3）计算轴承支点压力 内部轴向力： FS0.4Fr （由P344表17.7） 21

水平面：FHA2FHB2 垂直面： F53t22682N 22FVA2FVB2 (4)合成： Fr2Fa2d220301529209.16-385.2N 22L'22114.2Fr2-FVA22030(193.6)2223.6N 2222FrA2FVAF(-358.2)(2682)2709.5Nmm2HA2FrB2F2VB2F2HB2(2223.6)(2682)3483.9Nmm22 Fr2FrB23483.9N FSA20.4FrA21083.8NFSB20.4FrB21393.56N Fa2FSB21393.56N (5)计算当量动载荷 P(XFr2YFa2)fP Fa21393.5610-30.0520 所以 e=0.43 因为Cor26.8Fa21393.560.4e Fr23483.9 查表17.8得 X=1; Y=0. 再由表17.9取fP=1.4 22

P(13483.90)1.44877.46N (6)计算寿命 取CCr32.8KN;fT1;3 P4877.46N106fTC1061328003()()748h31200h LH60nP6067.904877.46 L=552524=31200h 故：LHL由此可见轴承的寿命大于轴承的预期寿命， 所以所选轴承型号合格。 LH748h 23

24

六、联轴器的选择 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，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，这种联轴器具有一定的补偿两轴偏移的能力，再根据联轴器补偿位移方法，选弹性柱销联轴器，它仅用弹性柱销（通常用尼龙制成）将两半联轴器连接起来，它传递转矩的能力大、结构更简单、耐用性好，故选择弹性柱销联轴器。 为了隔离震动、缓和冲击和安装方便，拟Ⅰ轴选用选弹性柱销联轴器，Ⅱ轴选用无弹性元件扰性联轴器 2）计算转矩 由于减速器载荷平稳，速度不高无特殊要求考虑拆装方便经济问题，选用弹性柱销联轴器 由设计手册查的K=1.3 Tc1=K×955010.56P=1.3×9550×=538.8N·m n1243.33Tc2=K×9550P10.14=1.3×9550×=2070.5N·m n260.83) 选择型号及尺寸 由Tc1=538.8N·m d1=40mm , Tc2=2070.5N·m d1=65mm ， 差GB4323—84，Ⅰ轴选用选弹性柱销联轴器,型号为TL8，其中Tn=710 N·m, [n]= 3000r/min; Ⅱ轴选用无弹性元件扰性联轴器，型号为HL5，其中 Tn=2000 N·m，[n]= 3550r/min

25

七、 润滑、密封装置的选择 1.润滑方式 齿轮速度v=1.34m/s≤12 m/s 应采用喷油润滑但考虑成本则选用润滑油。综合考虑油的特性、价格，选用液压油做润滑油，轴承采用润滑脂润滑，为了润滑散热和避免油搅动时沉渣泛起，箱体内应有足够的润滑油，齿顶到油池底面的距离H应不小于30～50 mm 2.密封形式 选用在箱底与箱盖凸缘接合面涂密封漆或水玻璃密封轴承盖端用毡圈密封 八、箱体及其附件设计 减速器的箱体采用铸造制成采用剖分式结构；在机体内助外部廓为长方形，增加了轴承座刚度 1.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，并有足够空间以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视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，盖板用铸铁制成用螺钉紧固。 2.油塞 放油子液于油池最低处，并安排在减速器与其他零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，有机械加工成螺钉头部的支撑面，并加封油圈加以密封。 3.油标 油标位在便于观察加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。 4.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上安装通气器以便达到体内的压力平衡。 5.盖螺钉 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连接凸轮的厚度。顶杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。 6.定位销 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。 7.吊钩 在机盖上直接铸出吊孔，用以起吊或搬运较重的物体。 九、 减速器的设计

26

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 符号  1 减速器型式、尺寸关系/mm 齿轮减速器 0.025a+1≥8 0.025a+1≥8 1.51 1.5 2.5 结果 8 8 12 12 20 箱盖凸缘厚度 b1 箱座凸缘厚度 b 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 df 地脚螺钉数目 n 轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间隔 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1、d2至d4 d2 d1 b2 0.036a+12 A≥250时，n=6 0.75df 22 6 16 （0.5～0.6）df 12 l 150～200 150 d3 （0.4～0.5）df 10 （0.3～0.4）df 8 d C1 (0.7～0.8) d2 见课本表4.2 9 df：C1=30 d1：C1=22 d2：C1=18 外箱壁距离 d2至凸缘df、C2 见课本表4.2 df：C2=26 d2：C2=16 边缘距离

27

轴承旁凸台半径 凸台高度 R1 C2 16 h 根据低速级轴承座外径确 20 定，以便于扳手操作为准 外箱壁至轴承座端面的距离 齿轮顶圆与内箱壁间的距离 齿轮端面与内箱间的距离 箱盖、箱座肋厚 l1 C1+C2+（5+10） 36 1 1.2  10 2 9 m1、m m10.851;m0.85 m16;m6.8 轴承端盖外径 D2 D+（5～5.5）d3，D-轴承I轴：120 外径 II轴：140 轴承旁连接螺 S 栓距离 尽量靠近，以Md1和Md3互I轴：120 不干涉为准，一般取S=D2 II轴：140 通过本次的课程设计，我们学习到了机械设计的一般方法，基本掌握了通过机械零件，机械传动装置的设计过程和进行方式，而且通过本次的课程设计，对本书上的知识有了更深刻的认识，有了更直观的感受。这次的课程设计让我们更认识到自主查资料的能力，查找设计资料，手册，图册，标准和规范。从设计开始时的简单数据，到中间的大量计算，再到后来的箱体设计，中间有很多的失误，一点点的摸索，一点点的改正。 通过本次试训，让我们对设计有了大体的思路，为将来的毕业设计和工作打下了基础。 参 考 文 献

28

[1] 《机械设计基础课程设计》 （作者陈立德）(出版社：高等教育出版社),(出版年：2006年7月) [2] 《机械设计基础》 （作者陈立德）(出版社：高等教育出版社)（2008.2） [3]《机械设计基础课程设计》（作者于晓文）（出版社：）

29

30