1、 第 - 1 -页目 录设计任务书2第一部分 传动装置总体设计2第二部分 V 带设计6第三部分 各齿轮的设计计算11第四部分 轴的设计17第五部分 校核19第六部分 主要尺寸及数据21第 - 2 -页设 计 任 务 书一、设计任务：工作有轻震，经常满载。空载启动，两班制工作。使用期限为 10 年，减速机小批量生产，输送带速度允许误差为 。传动方案示意图如下图 1 所示：%5电动机 V 带传动 两级圆柱齿轮减速器（展开式） 联轴器 运输机设计数据（第一组数据）：设计方案编号 滚筒轴扭矩 T(Nm) 运输带速度V(m s)滚筒直径D（mm）1 1300 0.65 350二、设计要求：1.传动方案的
2、选定与分析2.选择电动机3设计计算皮带传动4.选用联轴器并验算5.设计两级圆柱齿轮减速器1）圆柱齿轮的设计2）轴的设计3）选用轴承并验算4）选用键并验算5）绘制减速器装配图一张（A0 或 A1）6）绘制零件工作图 23 张（包括轴、齿轮） 】三、编写设计计算说明书第一部分 传动装置总体设计一、传动方案（已给定）1） 外传动为 V 带传动。2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。3） 方案简图上面图 1 所示：二、该方案的优缺点：第 - 3 -页该工作机有轻微振动，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 带这种简单的结
3、构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y 系列三相交流 异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。计 算 与 说 明 结果三、原动机选择1）根据工作要求及工作条件选用 Y 系列三相交流异步电动机，封闭式结构。2）工作机所需功率： （见课设式 2-3）950TnP电动机所需工作效率： （见课设式
4、2-1）d传动装置的总效率： （见课设式 2-4）542341按表 2-3（课设）确定：V 带传动效率 =0.96，滚动轴承传动效率（一对）1=0.99，闭式齿轮传动效率 =0.97，联轴器传动比 =0.99，传动滚234筒效率 =0。96 代入数据得5= 825.096.097096243）确定电动机转速：滚筒轴工作机转速 min49.35014.36.rnD1在上 2）步中950TPkw8.95dkw84因载荷平衡，电动机额定功率 略大于 即可，由表 16-1（见课设）可edPd知取 。5.7dP通常，V 带传动的传动比常用范围为 ；二级圆柱齿轮减速器421i为 ，则总传动比的范围为 ，故
5、电动机转速的可选范4082i 60n=35.49r/min 总 =0.825P 工作 =5.8KW第 - 4 -页围为 min567849.3)160( rnid 符合这一范围的同步转速有 750、1000、1500、3000 。如果没有特inr殊要求一般不选用 750、1000 这两种转速的电动机，现以同步转速ir1000、1500 两种方案进行比较，由表 16-1（见课设）查得的电动机minr数据及计算出的总传动比列于表 1.表 1电动机转速n/ minr方案 电动机型号额定功率/kwedP同步 满载电动机质量m/kg参考价格/元总传动比 ia1 Y132M-47.5 1500 1440
6、78 918 40.62 Y160M-67.5 1000 970 119 1433 27.3方案 1 电动机重量轻，价格便宜，但是缺点是总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故相比之下方案 2 比较可行，即选定电动机型号为 Y160M-6。选择电动机为 Y160M-6 型 （见课设表 19-1）技术数据：额定功率（ ） 7.5 满载转矩（ ） 970 Kwminr额定转矩（ ） 2.0 最大转矩（ ） 2.0 mN NY160M-6 电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表 19-3）A：254 B：210 C：108 D：42 E：110 F：12 G：37H：160 K：1
7、5 AB： 330 AC：325 AD：225 HD：385 BB：270 L：600四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比1.由式（7） （见课设指导书）得总传动比 3.2749.50nima2.分配传动装置传动比由式（8）得 式中 ， 分别为带和减速器的传动比。iia00i为使 V 带外廓尺寸不致过大，初步选取 =2.8，则减速器传动比08.9.2370ia3.分配减速器的各级传动按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图电动机型号Y160M-6i 总 =27.33据手册得第 - 5 -页12（见课设指导书）展开式曲线得 ， 7.31i65.2738912i五、计算传动
8、装置的运动和动力参数0 轴（电机轴）：输入功率： kwPd8.50转速： min97rn输入转矩： NpT1.50输出功率： kwP7.9.8.0 输出转矩： mT560151 轴（高速轴）：输入功率： kn.9.8110转速： i4.36.2971rin输入转矩： mNnpT4.15.5011输出功率： kwP961输出转矩： T5.12.04502 轴（中间轴）输入功率： k4.97.6.3212 转速： min.912rin输入转矩： NpT96.5022输出功率： kwP32输出转矩： mT54903 轴（低速轴）：输入功率： kw2.597.06.323 7.31i652nI=346
9、.4r/minnII=95.6r/minnIII=35.3r/minPI=5.6KWPII=5.4KWPIII=5.2KW第 - 6 -页转速： min3.523rin输入转矩： NpT8.1406933输出功率： kwP.5.3输出转矩： mT719204 轴（滚筒轴）：输入功率： k.54234转速： in.1rn输入转矩： mNpT4.137995044输出功率： kwP54输出转矩： T13809计算结果汇总下表 2 所示：表 2功率P/kw转矩T/(Nm)轴名输入输出输入 输出转速 n/()minr传动比i效率电机轴5.4 5.7 57.1 56.5 970 28 0.961 轴 5
10、.6 5.5 154.4 152.6 346.4 3.7 0.962 轴 5.4 4.3 550.96545.5 93.6 0.963 轴 5.2 5.1 1406.81392.7 35.3 2.65 0.98滚筒轴5.1 5.051379.413780.435.3 1380.4第二部分 V 带设计外传动带选为 普通 V 带传动 1、确定计算功率： Pca由表 13-8（见课设）查得工作情况系数 2.1KATI=154.4NmmTII=550.96NmmTIII=1406.8Nmm第 - 7 -页所以 kKPwAca 9572.12、选择 V 带型号根据 Pc 与 n0 可查图 13-15（见
11、机设）得此坐标点位于 B 型区，所以选用 B 型 V 带。3.确定大小带轮基准直径 da12（1） 、由表 13-9（见机设） 应不小于 125，现取 =130mm，由式da113-9（机设）得 =364mm 查表 13-9（机设） 取a2i10 ma37524、验算带速 由式 5-7（机设）smdnVa1116.65、传动比 i9.21a（5） 、从动轮转速 in11234Rni4.确定中心距 和带长aLd（1） 、按式（5-23 机设）初选中心距取5.7)(5.210dm760符合 daaa 21210（2） 、按式(13-2 机设)求带的计算基础准长度 L0mdL23)()( 21210
12、查表 132(机设) 取带的基准长度 Ld=2500mm(3)、按式(13-16 机设)计算实际中心距 :aad842005.验算小带轮包角 1由式(13-1 机设)符合12064080121ad6.确定 V 带根数 Z（1）查表 13-3 得 P0=1.64kwdd1=130mmdd2=375mmn2=334r/minV=6.6m/s取 a0=760mmLd=2500mma=844mm第 - 8 -页(2)、由表（ 5-10 机设）查得P0=0.28Kw(3)、由表查得（ 13-2 机设）查得包角系数 96.0k(4)、由表(13-2 机设)查得长度系数 KL=1.03(5)、计算 V 带根
13、数 Z，由式（13-15 机设）74.)(0KPLcaZ取 Z=5 根 7计算单根 V 带初拉力 F0，由式（13-17）机设。 q 由表 13-1 机设查得 0.17 NqZvFac26)15.2(508计算对轴的压力 FQ，由式（13-17 机设）得NQ237sin2109确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径 dd1=130mm 采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=375mm，采用轮辐式结构。第三部分 各齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表 11-1 选取，大齿轮采用 45 号钢调质，小齿轮 4
14、0Cr 调质，均用软齿面。8 级精度，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。2.应力循环次数 N 由式（7-3）计算N1=60nt=60346.4(8225010)=8.31108 N2= N1/u=8.31108/3.7=2.258.311083选择齿轮的参数考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=30 则 Z2=Z1i=343.7=111则实际传动比： ，初选螺旋角为 （一般在 812 度） 。7.321zi 124.设计计算（1（ 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）3112udKHtZdaEt
15、Z=5 根F0=226NFQ =12337NNL1=8.31108NL2=2.3108Z1=30Z2=111第 - 9 -页T1=9.55106P/n=1.54105 Nmm由图（7-6 ）选取材料的接触疲劳，极限应力为HILim=700 HILin=550由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力HILim=590 HILin=320由式(7-1)(7-2) 求许用接触应力和许用弯曲应力根据手册取 SH=1.0,SF=1.25PSaHmM70inla38inl2aFliK472mn1PSaFliM56n22将有关值代入式(7-9)得mudtHEUt TZd4.751)(321 5.计算几何尺寸M
16、=d1 cos / Z1=2.46 由表 7-6 取标准模数：m=2.5mm实际分度圆直径 d1=mz1/ cos =76.6 d2=mz2 cos =/=383 a=m(z1z2)/2 cos =180mm b=ddt=0.8 76.6=61.28取 b2=65mm b1=b2+5=706.齿轮的圆周速度 smndv/39.1063.校核齿根弯曲疲劳强度齿形系数，由机设图 11-1 和 11-8 得T1=154000Nmmd1=75.4mmm=2.5mmd1=76.6mmd2=383mmb=61.28mmb1=65mmb2=70a =180mmV =1.39m/s F1=128Mpa第 -
17、10 -页YFa1=2.6 YFa2=2.17 YSa1=1.63 YSa2=1.811121 5.8FaF PMzbmYSaKT2122.9FaFSF大小齿轮的应力都小于许用应力 所以都安全。二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1.选材方式同高速级齿轮2. 应力循环次数 N 由式（7-3）计算N1=60n t=6035.3(8225010)=8.5107N2= N1/u=/2.65=3.21073.选择齿轮的参数选择方式同高速级齿轮2.设计计算。（1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）3112udKHtZdaEt T1
18、=9.55106P/n=1.41106 Nmm由图（7-6 ）选取材料的接触疲劳，极限应力为HILim=700 HILin=550由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力HILim=590 HILin=320由式(7-1)(7-2) 求许用接触应力和许用弯曲应力根据手册取 SH=1.0,SF=1.25PSaHmM70inla38inl2aFliK472mn1PSaFliM56n22 F2=119Mpad=152.5mmd1=153.2mm第 - 11 -页将有关值代入式(7-9)得mudtHEUt TKZd5.122)(3 11 5.计算几何尺寸M=d1 cos / Z1=4.97由表 7-6
19、取标准模数：m=5mm实际分度圆直径 d1=mz1/ cos =153.2 d2=mz2 cos =/=408.5 a=m(z1z2)/2 cos =281 b=ddt=0.8 153.2=122.56取 b2=125mm b1=b2+5=1306.齿轮的圆周速度 smndv/28.01633.校核齿根弯曲疲劳强度齿形系数，由机设图 11-1 和 11-8 得YFa1=2.6 YFa2=2.17 YSa1=1.63 YSa2=1.81112153FaFPMzbmYSaKT21226FaFSF大小齿轮的应力都小于许用应力 所以都安全。总结：高速级 z1=30 z2=111 m=2.5 低速级 z
20、1=30 z2=80 m=5第四部分 轴的设计高速轴的设计1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45 钢,调质处理.2.初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表 10-2,得 c=107 至 118,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取 c=112 则:d2=408.5mm第 - 12 -页d1min= 123npcm3.84.653考虑有键槽，取 d=30mm3.轴的结构设计(1).各轴直径的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段 1 安装轴承故该段直径为 d1=35mm。2 段装齿轮，为了便于安装，取 2 段为
21、 d2=41mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为h=（0.070.1 ）d2=4.1mm，取 3 段为 d3=d2+2h=47mm。5 段装轴承，直径和 1 段一样为 d5=35mm。4 段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取 4 段为 d4=45mm。6 段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用 JB/ZQ4606-1986 中 d=36mm 的毛毡圈，故取 6 段 32mm。7 段装大带轮，取为 30mmdmin 。（2）选择滚动轴承因为初选轴径为 30mm，所以轴承选用内径为 35mm 的角接触轴承7307C，其尺寸为：d D B=35 80 21（参
22、考课设表 11-1）（3）各轴段长度的确定取 l1=32mm， 2 段应比齿轮宽 b=61.25mm 略小 2mm，取为 l2=60mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算 l3=1.4h=4.2；取 l3=5mm，4 段：l4=96mm。l5 和轴承 7303C 同宽取 l5=21mm。l6=40mm，7 段同大带轮同宽，取 l7=65mm。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=46mm，L2=91mm，L3=63m。（4）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用 k6，齿轮与大带轮均采用 A 型普通平键联接，分别为 16*63 GB109
23、6-79 及键 10*80 GB1096-79。（4）.轴上倒角与圆角为保证 7303C 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 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 1*45。 。4.轴的受力分析（1） 画轴的受力简图（a ）（2） 计算支座反力。圆周力：Ft=2T1/d1= N40316.752径向力：Fr=Fttan20 。=4.31 679轴向力：Fa=Ft/cos =4288N在水平面上FR1H= FR2H=Ft/2=2016N在垂直面上FR1V= NlFt 4936172Fr2V=Ft- FR1V
24、=1467-493=974N（3） 画弯矩图 :附图(b)(c)(d)Ft=4031NFr=1467N第 - 13 -页在水平面上，a-a 剖面左侧MAh=FR1Hl1=2016 46=92.736Nma-a 剖面右侧MAh=FR2Hl2=2016 91= 183.456Nm在垂直面上MAv=MAV=FR1Vl2=493 91=44.863 Nm合成弯矩，a-a 剖面左侧MAVHa22 86.3.476.922a-a 剖面右侧 mN 18.22 aVaH（4）画转矩图：（e ）转矩 40.31（76.6/2）=154.4Nm/dTFt（5）绘制当量弯矩图：（f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉冲循
25、环变化，取 a=1则剖面 a-a 处的当量： NaTMec4.172)(2以上图另附一张纸。5.判断危险截面显然，如图所示，a-a 剖面右侧侧合成弯矩最大、扭矩为 T，该截面左侧可能是危险截面；b-b 截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b 截面右侧均有应力集中，且 b-b 截面处应力集中更严重，故 a-a 截面左侧和 b-b 截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。6.轴的弯扭合成强度校核由表 14-1 查得 MPab601Pab10.601ba(1)a-a 剖面左侧3=0.1473=10.38m3dW.=25.48 38.106( 4.5
26、427)22 TeMPa（2）b-b 截面左侧3=0.1423=7.41m3d1.0Mec=172Nm第 - 14 -页b-b 截面处合成弯矩 Mb:=261.3 NmlMa12 5.4b=30.42 13.960( 4.5)2222 WTeMPa8.轴的安全系数校核:由表 10-1 查得 1.0,2,30,65011 MPaaPaB(1)在 a-a 截面右侧WT=0.2d3=0.2473=20.76m3由附表 10-1 查得 由附表 10-4 查得绝对尺寸系数,63.1,K, 由附表 10-5 查得质量系数 .则76.0,81. 01弯曲应力 MPaWab87.2310.4应力幅 ba.平均
27、应力 m切应力 PaT4.7MTma2.3安全系数 102.87.31.01 maKS56.876.51ma 9.80222S查手册得许用安全系数 =1.31.5,显然 S ,故 a-a 剖面安全.S(2)b-b 截面右侧抗弯截面系数 W=1.0 d3=0.1473=10.38 m3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2473=20.76m3第 - 15 -页又 Mb=261.3 Nm,故弯曲应力 MPaWb2.5ba.0m切应力MPaT4.76.2015Tma.3由手册查得过盈配合引起的有效应力集中系数。 1.0,2.,0.1,76.,81.0,9.1,6.2 K则 6.902.581.02
28、31 maS1.7.3.76.91 ma25.82S显然 S ,故 b-b 截面右侧安全。（3）b-b 截面左侧WT=0.2d3=0.2453=9.113 m3b-b 截面左右侧的弯矩、扭矩相同。弯曲应力MPaWb67.2813.9ba0m切应力第 - 16 -页MPaTW47.8Tma2.由附表查得圆角引起的有效应力集中系数 。36.1,48.K由附表 10-4 查得绝对尺寸系数 。又7.0,83.。则1.0,2.,0.187.502.67.83.0141 maKS.194478.651ma3.52S显然 S ,故 b-b 截面左侧安全。二中间轴的设计中间轴的设计步骤与高速轴的设计步骤一样，
29、经校验应力等都符合。现将此轴的重要参数和尺寸列于如下所示：1）材料：45 钢，调质2）初算轴径：dmin=45.44mm,取 d=45mm3）根据轴径选轴承可初选滚动角接触轴承 7310C，其尺寸：50 117 274)轴各段直径分别为：d1=d5=50mm、d2=d4=56mm、d3=65mm5）轴各段的长度：1 到 5 段分别为43mm、130mm、5mm、90mm、65mm6）圆周力：Ft=3894N、轴向力 Fr=1172N三、低速轴的设计计算细节步骤与高速轴的一样，所以我不再重复了。下面列出它的尺寸：1）材料：45 钢，调质2）初算轴径：dmin=62.1mm,取 d=65mm3）根
30、据轴径选轴承可初选滚动角接触轴承 7314C，其尺寸：70 150 354)轴各段直径分别为：d1=d5=70mm、d2=76mm、d3=82mm 、d4=78mm、d6=68mm、d7=65mm5）轴各段的长度：1 到 7 段分别为50mm、120mm、5mm、140mm、35mm、45mm、125mm第 - 17 -页6）圆周力：Ft=18366N、轴向力 Fr=6683N第五部分 校 核一、根据根据条件，轴承预计寿命1636510=58400 小时1、高速轴轴承（1）已知 n1=346.4r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=2016N初选两轴承为角接触球轴承 7303C 型根据课本
31、公式得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=1270N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端FA1=FS1=1270N FA2=FS2=1270N(3)求系数 x、yFA1/FR1=1270N/2016N=0.63FA2/FR2=1270/2016N=0.63根据课本表（16-8）得 e=0.68FA1/FR158400h预期寿命足够，该轴承合格2、计算输出轴承（低速轴轴承）(1)已知 n =35.3r/min Fa=0 FR=FAZ=9183N初选 7214C 型角接触球轴承x=1y=0P=1524NLH=939317
32、h预期寿命足够FR =9183NFS1=5785N第 - 18 -页FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.639183=5785N(2)计算轴向载荷 FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1 为压紧端，2 为放松端两轴承轴向载荷： FA=FS=5785N(3)求系数 x、yFA/FR=5785/9183=0.63e=0.68FA/FR58400h此轴承合格3、中间轴轴承(1)已知 n =93.6r/min Fa=0 FR=FAZ=1947N初选 7310C 型角接触球轴承FS=0.063FR,则FS= 0.63FR=0.631947=1227N(2
33、)计算轴向载荷 FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1 为压紧端，2 为放松端两轴承轴向载荷： FA=FS=1227N(3)求系数 x、yFA/FR=1227/93.6=0.63e=0.68FA/FR58400h此轴承合格二、键联接的选择及校核计算1.轴径 d1=35mm,L1=32mm查手册得，选 A 型平键，得：键 A 10 8 GB1096-79 l=L1-b=32-10=22mmT2=154.4Nm h=8mm根据课本公式式得p=4T2/dhl=4 154.4/35822=100MpaR(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径 d3=70mm L
34、3=50mm T=1406.8Nm查手册 选 A 型平键键 2012 GB1096-79l=L3-b=50-20=30mm h=8mm经校核合格3、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接轴径 d2=50mm L2=40mm T=550.96Nm查手册选用 A 型平键键 149 GB1096-79l=L2-b=26mm h=9mm经校核合格。三联轴器的选择整个工作机在工作过程中有轻微的冲击，所以选用弹性注销联轴器。查手册的 取 k=1.3 因为 T=154.5Nm，所以 Tc=kT=200.72Tn 所以 Tn取为 250Nm 根据以上数据及条件查表得 选用 TL6 型 标准 GB4232-84.四减
35、速器的润滑1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约 0.7 个齿高，但不小于 10mm，低速级齿轮浸入油高度约为 1 个齿高（不小于 10mm） ，1/6 齿轮。2滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V1.5 2m/s 所以采用飞溅润滑，五减速器的密封A 型平键2012A 型平键149第 - 20 -页1.轴伸出端处的密封因为 V5m/s 所以选用毡圈密封的方式，毡圈标记 JB/ZQ4604-86.2.轴承室内侧处的密封为了防止油脂等的入侵，应在近箱体内壁的轴承旁边设置档油环。第六部分 主要尺寸及数据一 箱体尺寸：参考课程设计
36、 P23 表 4-1 进行尺寸的设计箱体壁厚 （其中 a 是低速齿轮的中心距）ma1025.箱盖壁厚 96.831箱座凸缘厚度 b=1.5 =15mm箱盖凸缘厚度 b1=1.5 =14mm1箱座底凸缘厚度 b2=25mm地脚螺栓直径 df=M24地脚螺栓数目 n=6轴承旁联接螺栓直径 d1=M16箱盖与箱座连接螺栓直径 d2=M12联接螺栓 d2 的间距 l=150mm轴承端盖螺钉直径 d3=M10定位销直径 d=8mmdf 、d1 、d2 至外箱壁的距离 C1=30mm、23 mm、17 mmdf、d2 至凸缘边缘的距离 C2=26mm、15mm轴承旁凸台半径 R1=15mm凸台高度根据低速
37、轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离 L1=61mm大齿轮顶圆与内箱壁距离1=12mm齿轮端面与内箱壁距离2=11mm箱盖，箱座肋厚 m1=8 m=9mm轴承端盖外径 D2 ：凸缘式端盖：D（轴承外径）+（55.5）d3轴承旁边连接螺栓距：S=D2二齿轮的结构尺寸两小齿轮采用实心结构，两大齿轮采用复板式结构齿轮 z1 尺寸z=30 d1=77mm m=2.5 b=70ha=ha*m=12=2mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25)2.5=3mmh=ha+hf=3+2.5=5.5mmda=d12ha=82mmdf=d12hf=71p=m=7.85mms= e =m/2=3.925mm第
38、 - 21 -页c=c*m=0.252.5=0.625mm齿轮 z2 的尺寸d2=283 z2=111 m=2.5 b=65 D4=45ha=ha*m=12=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(1 0.5)2.5=3mm da=d22ha=288df=d12hf=277 p=m=7.85mms=e=m/2=3.925c=c*m=0.252.5=0.625mmDT 5.167230DD31.6D4=73D0da-10m=263D20.25(D0-D3)=47.75R=5 c=0.2b=0.265=13齿轮 3 尺寸由轴可得, d3=153.2 z3=30 m=5 b=130ha
39、 =ha*m=15=5 h=ha+hf=11.25hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)5=6.25da=d3+2ha=163 df=d1-2hf=140.5p=m=15.7 s=m/2=7.85e=s c=c*m=0.255=1.25齿轮 4 寸由轴可得 d4=409 z4=80 m=5 b=125 D4=78mmha =ha*m=15=5 h=ha+hf=11.25第 - 22 -页hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)5=6.25da=d4+2ha=419df=d1-2hf=396.5p=m=15.7 s=e=m/2=7.85c=c*m=1.25D0da-10m=369D31.6
40、78=124.8 9.24301DD2=0.25(D0-D3)=61r=5 c=0.2b=25参考文献：1王大康.机械设计课程设计.北京工业大学出版社,20002杨可桢、程光平.机械设计基础.高等教育出版社,20063王文斌.机械设计手册 .机械工业出版社，20074简明机械零件手册。冶金工业出版社，19855毛振扬.机械零件课程设计。浙江大学出版社，19856周元康.机械设计课程设计.重庆大学出版社，20017机械课程设计指导书.高等教育出版社，2007设计心得在老师的指导下为期 2.5 周时间的机械课程设计终于完成了。作为一名学机械的学生来说我深刻地知道课程设计的重要性，它是自己所学知识的一种复习的方式，也是为后面的毕业设计做基础，所以我很认真地进行了每个环节的任务。本次课程设计给我最大的感受就是要学会利用手册，查手册也是一种技能，在设计过程中手册必不可少的工具，如果手册都不会用那设计的概念无从谈起，另外一个感受是比较累。从布置任务的那天开始我就开始进入设计的过程，但是由于我的基础比较差，效率比较低所以用了比较多的时间，尤其是化装配图的时候通宵画图的经历也有。通过这次的设计我发现自己对机械设计方面的掌握程度不是很好，有待于继续学习并加深所学的知识。 第 - 23 -页
