1、机械设计课程设计说明书- 1 -1 设计任务书1.1 设计数据及要求表 1-1 设计数据1.2 传动装置简图图 1-1 传动方案简图1.3 设计需完成的工作量（1） 减速器装配图 1 张(A1)（2） 零件工作图 1 张（减速器箱盖、减速器箱座-A2）；2 张（输出轴-A3；输出轴齿轮-A3）（3） 设计说明书 1 份（A4 纸）2 传动方案的分析一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、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。要完全满足这些要求是困难的。在拟定传动方案和对多种方案进行比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较序号 F
2、(N) D(mm) V(m/s) 年产量 工作环境 载荷特性 最短工作年限传动方案7 1920 265 0.82 大批 车间 平稳冲击 十年二班如图 1-1机械设计课程设计说明书- 2 -合理的传动方案。现以课程设计P3 的图 2-1 所示带式输送机的四种传动方案为例进行分析。方案 制造a成本低，但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工作。方案 结构紧凑，环境适应性好，但传动效率低，不适于连续长期工作，且制造成本高。方b案 工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好，但宽度较大。方案 具有方案 的优点，c dc而且尺寸较小，但制造成本较高。上诉四种方案各有特点，应当根据带式输送机具体
3、工作条件和要求选定。若该设备是在一般环境中连续工作，对结构尺寸也无特别要求，则方案 均为可选方案。对于方案 若将电ca、 c动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小。故选 方案，并将其电动机布置在减速器另一侧。3 电动机的选择3.1 电动机类型和结构型式工业上一般用三相交流电动机，无特殊要求一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机是 Y 系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。此处根据用途选用 Y 系列三相异步电动机3.2 选择电动机容量3.2.1 工作机所需功率 wP卷筒 3 轴所需功率： = =
4、10FvPW82.95741k卷筒轴转速： min/13.9.32606rDnw 3.2.2 电动机的输出功率 dP考虑传动装置的功率耗损，电动机输出功率为 wdP机械设计课程设计说明书- 3 -传动装置的总效率：取 4321滚 筒 效 率滚 动 轴 承 效 率齿 轮 传 动 效 率联 轴 器 效 率-4321 96.07.4321所以 86.09097032所以83.16.054wdPkw3.2.3 确定电动机额定功率 edP根据计算出的功率 可选定电动机的额定功率 。应使 等于或稍大于 。edPeddP查机械设计课程设计表 20-1 得 kwed2.3.3 选择电动机的转速由机械设计课程设
5、计表 2-1 圆柱齿轮传动的单级传动比为 ，故圆柱齿轮传动的二63级传动比为 ，所以电动机转速可选范围为369 min/7.218.53min/1.5)( rrniwd 3.4 电动机技术数据符合上述要求的同步转速有 750 r/min,1500r/min 和 3000r/min,其中减速器以 1500 和1000r/min 的优先，所以现以这两种方案进行比较。由机械设计课程设计第二十章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表 3-1：表 3-1 电动机技术数据电动机转速r/min总传动比方案电动机型号额定功率kW 同转 满转电动机质量kg总传动比 高速级 低速级1 Y100L1-4
6、2.2 1500 1420 34 24 6 42 Y112M-6 2.2 1000 940 45 16 4.5 3.5表 3-1 中，方案 1 与方案 2 相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比，机械设计课程设计说明书- 4 -为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案 2，即所选电动机型号为Y112M-6。4 传动装置运动和动力参数计算4.1 传动装置总传动比的计算 163.5940wmni4.2 传动装置各级传动比分配减速器的传动比 为 16,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的 ，计算得两级圆i 21)5.(ii柱齿轮减速器高速级的传动比 ，低速级的传动比
7、。5.41i 5.32i4.3 传动装置运动和动力参数计算4.3.1 电动机轴运动和动力参数计算 mNnPTrkWmd35.2950i/4.04.3.2 高速轴运动和动力参数计算 mNnPTrkk13.2950i/478.91104.3.3 中间轴运动和动力参数计算 mNnPTri kWkW5.90in/.28409.2.70221324.3.4 低速轴运动和动力参数计算机械设计课程设计说明书- 5 -mNnPTri kWkW5.321950i/7. 09.2.97032335 传动件的设计计算5.1 高速级齿轮传动设计计算5.1.1 选择材料、热处理方式和公差等级1）按以上的传动方案，选用斜
8、齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 8 级精度（GB 10095-88） 。3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由机械设计书表 10-1 得齿面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分别为 236HBS,190HBS，二者材料硬度差为 46HBS。4）选小齿轮的齿数 ，大齿轮的齿数为 ，取 。231z 5.1032.42z1042z5）选取螺旋角。初选螺旋角 。45.1.2 按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即（5-1）.)(1.2321HE
9、dtt zuTK(1)确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数 4.t2) 由以上计算得小齿轮的转矩 mNT13.23) 查表及其图选取齿宽系数 ，材料的弹性影响系数 ，按齿面硬度的小d 218.9MPaZE齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。MPaH5801lim aH390lim4)计算应力循环次数 91 1035.)2(94060 hjLnN82 135.5) 按接触疲劳寿命系数9.01HN95.02HN机械设计课程设计说明书- 6 -6) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 S=1由 （5-2）SNlim得 MPaSHN5.37095.028.lim22
10、1li1 故： aH 25.462.217）查图选取区域系数 。46.HZ8）查图得 ， ，则75.018702635.121（2） 计算：1) 求得小齿轮分度圆直径 的最小值为1td mzuTKdHEdtt 37)25.46819(.563.024.)(1.234321 2) 圆周速度： sndt /.107103) 计算齿宽及模数：齿宽： mbtd371模数: mtnt 56.124coscs1齿高: hnt .356.25. 10.37b4）计算纵向重合度 ：82.14tan2318.tan8.1 zd5) 计算载荷系数：根据 , ,8 级精度，查得 动载系数 ， ，AKsmv/. 1.
11、V491.HK机械设计课程设计说明书- 7 -,35.1FK4.1FHK故载荷系数 23.491.1.HVA6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mdtt 2.34.37317） 计算模数： mn 8.1coscos15.1.3 按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为（5-3）321cosFSadn YzKTm(1)确定公式内的各计算数值1)根据纵向重合度 ，从图中查得螺旋角影响系数8. 8.0Y2)计算当量齿数： 8.134cos0.253321zvv3)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;1MPaFE MPaFE2504)查图取弯曲疲劳寿命系数 ;95.0,.21FN
12、FNK5)计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得MPaSKFNFE6.194.2509.38.2211 6)计算载荷系数 K. 7.23FVA7）查取齿形系数.查表得 .169;64.221FaFaY8）查取应力校正系数.查表得 80.;59.21SaSa机械设计课程设计说明书- 8 -9）计算大、小齿轮的 并加以比较.FSaY023.6.1982149354.21FSaFY大齿轮的数值大.（2）设计计算 mmn 26.103.635.124cos8007.3 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决
13、定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数 1.266mm，并接近圆整为标准值 ,按接触强度算得的分度圆直径 ,算出小齿轮齿数n2d2.431，21cos.43cs1nmdz大齿轮齿数 ，取 .5.94.2z92z这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.5.1.4. 几何尺寸计算（1）计算中心距： mmzan5.194cos2)(cos2)(1 将中心距圆整为 120mm.（2）修正螺旋角： 84.120)(ars)(ars21zn值改变不多，故参数 等不必修正。HZ
14、K、 （3）分度圆直径： mmzdn56.1984.cos25.3.21（4）齿轮宽度： bd.431机械设计课程设计说明书- 9 -取 mB432mB5015.2 低速级齿轮传动设计计算5.2.1 选择材料、热处理方式和公差等级1）运输机为一般工作，速度不高，故选用 8 级精度（GB 10095-88） 。2) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由机械设计书表 10-1 得齿面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分别为 236HBS,190HBS，二者材料硬度差为
15、46HBS。3）选小齿轮的齿数 ，大齿轮的齿数为 ，取 。251z 5.872.32z82z4）选取螺旋角。初选螺旋角 。45.2.2 按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即 .)(1.2321HEdtt zuTK（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 6.t2) 由以上计算得小齿轮的转矩 mNT5.3213) 查表及其图选取齿宽系数 ，材料的弹性影响系数 ，按齿面硬度的小d 218.9MPaZE齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。MPaH803lim aH3904lim4)计算应力循环次数 73 106.)25(17.960hjLnN7124.25.85) 按接触疲
16、劳寿命系数9.01HN95.02HN7) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，安全系数 S=1由 得SNlimMPaSHN1.38690.5.4lim43li3 故： MPaHH 5.21.3865234机械设计课程设计说明书- 10 -7）查图选取区域系数 。43.2HZ8）查图得 ， ，则78.03058.143（2） 计算：1) 求得小齿轮分度圆直径 的最小值为1td mzuTKdHEdtt 34.9)5.468132(.58.10326.)(1.3 2432 2) 圆周速度： sndt /.0160791603 3) 计算齿宽及模数：齿宽： mbtd 4.9.3模数: mtnt 6
17、2.3251coscos3齿高: hnt .86.25. 415.839b4）计算纵向重合度 ：98.14tan25138.0tan3.0 zd5) 计算载荷系数：根据 , ,8 级精度，查得 动载系数 ， ， ,1AKsmv/29. 03.1V467.1HK27.1F4FH故载荷系数 .2467.103.HVA6) 按实际载荷系数校正分度圆直径： mdtt 2.106.34.937） 计算模数： mn 97.325cos.10cos35.2.3 按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为机械设计课程设计说明书- 11 -321cosFSadn YzKTm(1)确定公式内的各计算数值1)根据纵向重合
18、度 ，从图中查得螺旋角影响系数98. 8.0Y2)计算当量齿数： 3.9614cos07.253343zvv3)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;8MPaFE MPaFE25044)查图取弯曲疲劳寿命系数 ;91.0,5.43FNFNK5)计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得MPaSKFNFE5.1624.097.3.854433 6)计算载荷系数 K. 83.7.3.FVA7）查取齿形系数.查表得 .192;56.43FaFaY8）查取应力校正系数.查表得 7863.;0.43SaSa9）计算大、小齿轮的 并加以比较.FY0247.5.16783
19、921643FSaFY大齿轮的数值大.(1)设计计算 mm 87.204.58.12cos038.3 2机械设计课程设计说明书- 12 -对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿m轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数 2.87mm，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径 ,算出小齿轮齿数mn3d2.103，2314cos9.68cos3 ndz大齿轮齿数 .75.4z这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度
20、,并做到结构紧凑,避免浪费.5.2.4 几何尺寸计算（1）计算中心距： mmzan05.134cos2)73(cos2)(1 将中心距圆整为 153mm.（2）修正螺旋角： 93.152)7(ars)(ars21zn值改变不多，故参数 等不必修正。HZK、 （3）分度圆直径： mmzdn2389.1cos76.4（4）齿轮宽度：bd683取 B4B7636 轴的设计计算6.1 高速轴的轴系结构设计6.1.1 轴的结构尺寸设计1.高速轴的功率 ，转速 ，转矩kwP178.2mrn/9401mNT13.2根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第 5 段为齿轮,如图6-1
21、所示: 机械设计课程设计说明书- 13 -图 6-1 高速轴由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为 45 钢,热处理为调制处理, 材料系数 0A为 120。所以,有该轴的最小轴径为: mnPd8.159407.21330min 此处最小直径显然是安装联轴器处的直径 ，选择半联轴器的孔径 ，半联轴器长度1dd20，半联轴器与轴配合的毂孔长度 。mL52L38其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表 6-1 高速轴结构尺寸设计阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果第 1 段由半联轴器孔径确定1d略小于联轴器毂孔长度，毂孔长1l度 mL4取 l361 md201
22、l361第 2 段为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应制出一轴肩，故取 2 段的直径为 ，取端盖右端md261到联轴器左端距离为 ,端盖35总宽度为 ，故0l12md261机械设计课程设计说明书- 14 -ml6512第 3 段根据 ，预选轴承md2617206C ，BD163013、 由轴承尺寸确定 2lld1630第 4 段查得 7206C 型轴承的定位轴肩高度为 ，因此，取mhd3614mLl 10845)7(214 md3614l08第 5 段15d齿顶圆直径 .7齿宽l50d4.715ml0第 6 段146dml361l5第 7 段3017（7mm 为套筒宽l2617度）md3
23、017l26.1.2 高速轴上轴承的选定计算该轴承设计为面对面形式，预计寿命为 3 年，即 12480 小时。1 计算轴承的径向载荷得 、NFr87.251Fr1.252 计算轴承的轴向载荷得 、 ，因此，rd601 NFrd85602238570daeF故 、N31a23 求比值、 ，因为角接触球轴承 的最大值为 0.56，故 、 均大于 e。7.1raF68.02ra e1raF2r4 初步计算当量动载荷 P机械设计课程设计说明书- 15 -取 为 1.2， ,pf41.0X87.YNFPar 4983587.0.25)(11 ）（ N.1)25.2 5 求轴承应有的基本额定动载荷值 NC
24、nLPh1370248963.150406236 初选的轴承为 7206C，它的额定动载荷分别为 ,故符合条件。KN8.167.和6.2 中间轴的轴系结构设计轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分六段,如图 6-2 所示:图 6-2 中间轴由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为 45 钢,热处理为调制处理,取材料系数 。有该轴的最小轴径为: 120A mnPAd86.319.201332021 因键槽开在中间，其影响不预考虑 标准化取 m521其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表 6-2 中间轴结构尺寸设计阶梯轴段 设计计算依据和过程
25、 计算结果第 1 段 32021nPAd由轴承尺寸确定(轴承预选 7207Cmd3521l0机械设计课程设计说明书- 16 -)mBDd17235lh012第 2 段由齿轮孔径决定，取2dd42略小于齿轮宽度，取l ml8md402l8第 3 段取 23l1023ml10第 4 段md6824分 度 圆 直 径l7齿 宽 ld76824第 5 段4235ml10ml1025第 6 段d26Blh312d326l06.3 低速轴的轴系结构设计6.3.1 轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分七段,如图 6-3 所示:图 6-3 低速轴考虑到低速轴的载荷较大，材料选用 45 钢,
26、热处理调质处理,取材料系数 120A所以,有该轴的最小轴径为: mnpAd7.38.59012330min3 机械设计课程设计说明书- 17 -显然此段轴是安装联轴器的，选择 TL7 型联轴器，取半联轴器孔径为 ，故此段轴径为md40，半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 ,第一段的md4031mL12 L81长度应比联轴器的毂孔长度略短，故取 l81其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表: 表 6-3 低速轴结构尺寸设计阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果第 1 段md4031l82(由联轴器宽度尺寸确定)md4031l82第 2 段为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应
27、制出一轴肩，故取 2 段的直径为 ， md4632由端盖等因素确定，取32l l5d4632ml5第 3 段根据 ，预选轴承 7210Cmd46， 、 由轴承BD209503ld、尺寸确定 d53ml20md503l2第 4 段61354（ 为箱mlllLl 654)209610(23373534 2L体内壁轴向距离， 为轴承端面至箱体内壁距离）3mld65034第 5 段md65345l103 md6536md653l10机械设计课程设计说明书- 18 -第 6 段取安装齿轮处的轴直径 ，此段的长度md536略小于齿轮宽度，取 l md536l第 7 段037mBlh4923ld495037
28、6.3.2 低速轴的受力分析及计算轴的受力分析及载荷分析如图 6-4 所示 NFrdTtatt 70164.tan28n9costcos26879.31052343 图 6-4 低速轴的受力分析及扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面，计算出的截面 C 处的 、HM、 的值列于下表：VM机械设计课程设计说明书- 19 -载荷 水平面 H 崔直面 V支反力 F NFNNH170,93021FV21973弯矩 M m4mNMV357842总弯矩 N105762扭矩 T m36.3.3 减速轴的校核由手册查材料 45 钢的强度参数MPa601C 截面弯扭合成应力： (
29、)6.05.1451.)320(42)( 12321 aca MPWT由计算结果可见 C 截面安全。6.3.4 减速轴上轴承选择计算该轴承设计为面对面形式，预计寿命为 3 年，即 12480 小时。1）计算轴承的径向载荷得 、NFr791r2192）计算轴承的轴向载荷得 、 ，因此，rd568.01 NFrd92.1486.022 269.48ddaeF故 、N.1Na9.1423）求比值、 ，因为角接触球轴承 的最大值为 0.56，故 、 均大于 e。0.1raF68.2ra e1raF2r4）初步计算当量动载荷 P取 为 1.2， ,pf41.X7.0YNPar 12459.8.932)(
30、11 ）（ 2.6)8.9.025）求轴承应有的基本额定动载荷值机械设计课程设计说明书- 20 -NCnLPh93410287.5962.3 510.4062 361 初选的轴承为 7210C，它的额定动载荷分别为 ,故符合条件。KN5.318.2和7 各轴键、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核.7.1 高速级键的选择及校核带轮处键:按照带轮处的轴径及轴长选 键 B6X6,键长 28,GB/T1096联结处的材料分别为: 45 钢(键) 、45 钢(轴)7.2 中间级处键选择及校核按照轮毂处的轴径及轴长选 键 B12X8 GB/T1096联结处的材料分别
31、均为 45 钢此时, 键联结合格.7.3 低速级处键的选择及校核低速级大齿轮处键按照轮毂处的轴径及轴长选 键 B16X10,键长 56 GB/T1096联结处的材料均为: 45 钢其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其 MPap10375.4165320336 pp MPalkdT该键联结合格7.4 联轴器处键的选择及校核按照联轴器处的轴径及轴长选 键 12X8,键长 70,GB/T1096联结处的材料分别为: 45 钢 (联轴器) 、45 钢(键) 、45 钢(轴)其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其 MPap1044.5704321314 pplkdT该键联结
32、合格.8 联轴器的选择计算8.1 输入轴端的联轴器选择计算机械设计课程设计说明书- 21 -8.1.1 类型选择选用弹性套柱销联轴器8.1.2 载荷计算转矩 ，查得 ，故计算转矩为mNT13.23.1AKNKAca 769.28.8.1.3 型号选择TL3 型弹性套柱销联轴器的许用转矩为 ，许用最大转速为 6300 ，轴径为m5.31min/r，电动机轴为 ，故不合用。TL4 型弹性套柱销联轴器的许用转矩为 63 ，216 N许用最大转速为 5700 ，轴径为 ，故合用。min/r2808.2 输出轴的联轴器选择计算8.2.1 类型选择选用弹性套柱销联轴器8.2.2 载荷计算转矩 ，查得 ，故
33、计算转矩为mNT5.3213.1AKmNKAca 9547.8.2.3 型号选择TL7 型弹性套柱销联轴器的许用转矩为 500 ，许用最大转速为 3600 ，轴径为 min/r，故合用。4809 减速器箱体及其附件的设计9.1 减速器附件的选择通气器为使防尘性能好，选通气器（两次过滤），采用 M181.5油面指示器选用游标尺 M16吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M161.59.2 选择适当型号起盖螺钉型号：GB70-85 M1040,材料 Q235机械设计课程设计说明书- 22 -高速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M6X12,材料 Q235中间轴轴承盖上的螺钉
34、：GB70-85 M8X20,材料 Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M820,材料 Q235箱盖、箱座连接螺栓直径：GB578286 M10100，材料 Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚825.410.532.105. a取 =8(2)箱盖壁厚 1=0.02a+1=0.02153.05+1= 4.061取 1=8(3)箱盖凸缘厚度 b1=1.51=1.58=12(4)箱座凸缘厚度 b=1.5=1.58=12(5)箱座底凸缘厚度 b2=2.5=2.58=20(6)地脚螺钉直径 df=0.036a+12=0.036153.05+12=17.5098(取 16) (7)地脚螺钉数
35、目 n=4 (因为 a250) (8)轴承旁连接螺栓直径 d1= 0.75df =0.7516=13.15 (取 14) (9)盖与座连接螺栓直径 d =(0.5-0.6)df =0.5516=8.8(取 10) (10)连接螺栓 d 的间距 L=150-200(11)轴承端盖螺钉直径 d3=(0.4-0.5)df=0.4516= 7.2(取 8) (12)定位销直径 d=(0.7-0.8)d =0.810=8(13)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(14)外箱壁至轴承座端面的距离 C1C2 510(15)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：12mm (16)齿轮端面与内箱壁间的
36、距离：=15 mm (17)箱盖，箱座肋厚：m 1=8 mm,m2=8 mm (18)轴承端盖外径：D55.5d 3整理成表 9-1 和表 9-2机械设计课程设计说明书- 23 -表 9-1 箱体结构尺寸名称 符号 设计依据 设计结 果0.025a+3=8.9箱座壁厚 考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于 8 8箱盖壁厚 1 0.02a+38 8箱座凸缘厚度 b 1.5 12箱盖凸缘厚度 b1 1.51 12箱座底凸缘厚度 b2 2.5 20地脚螺栓直径 df 0.036a+12 17.54地脚螺栓数目 n a250 时，n=4 4轴承旁联结螺栓直径 d1 0.75df 12箱盖与箱座联接螺栓直径
37、 d 2 (0.50.6)df 10轴承端盖螺钉直径和数目d3，n (0.40.5)df,n 6,4窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.30.4)df 6定位销直径 d (0.70.8) d 2 8轴承旁凸台半径 R1 c2 20凸台高度 h 根据位置及轴承座外径确定，以便于扳 手操作为准 54外箱壁至轴承座端面距离 l1 c1+c2+ (510) 50大齿轮顶圆距内壁距离 1 1.2 12齿轮端面与内壁距离 2 15箱盖、箱座肋厚 m1 、 m m10.851 =7.565 m0.85=6.8 7轴承端盖凸缘厚度 t (11.2) d3 10轴承端盖外径 D2 D+(55.5) d3 134安装螺
38、栓直径 dx M8 M10 M12 M16至外箱壁距离 c1min 13 16 18 22至凸缘边距离 c2min 11 14 16 20螺栓扳手空间与凸缘厚度沉头座直径 Dmin 20 24 26 32表 9-2 减速器零件的位置尺寸代号 名称 荐用值 代号 名称 荐用值机械设计课程设计说明书- 24 -1 大齿轮顶圆距内壁距离12 7箱底至箱底内壁得距离 202 齿轮端面与 内壁距离 15 H 减速器得中 心高 1903 轴承端面与 内壁距离 4 L1 箱体内壁至轴承座孔端面得距离584 旋转零件间 轴向距离 22.72 e 轴承端盖凸 缘的厚度 85 齿轮顶圆至箱体内壁得距离10 6大齿
39、轮齿顶圆至箱底内壁的距离4510 润滑与密封10.1 齿轮的润滑采用浸油润滑10.2 滚动轴承的润滑采用浸油润滑10.3 润滑油的选择考虑到该装置用于小型设备，选用 GB443-89 全损耗系统用油 L-AN15 润滑油。10.4 密封方法的选取密封圈型号按所装配轴的直径确定为 GB894.1-86-25 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。机械设计课程设计说明书- 25 -11 设计小结做机械行业的，尤其是设计的人要有一定的耐心，足够的细心，能耐得住寂寞，能沉到所研究的事物中去。这段时间锻炼的我的耐心和意志力，让我明白做成功一件事不是那么容易，得全身心的投入到里面。在课程设计这段时间内
40、，我又重新温习了以前学过的知识，发现忘了很多，以前也并没深入的去研究，只记得表面一层，没有深入的去探究，所以很容易忘记。在以后的学习中应抱有掌握知识的态度去学习，而不应该死记硬背，走马观花。我认识到绘图对于我们的重要性，更好地将其应用我们的所学到的知识。通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中学到很多东西，包括书本知识以及个人素质与品格方面。感谢老师的辛勤指导,感谢老师能百忙中抽出时间来检查我们的装备图和设计说明书。特此感谢！12 参考文献1 濮良贵 纪名刚.机械设计.第八版.高等教育出版社2 王昆 何小柏 汪信远.机械设计课程设计.高等教育出版社4 张龙.机械设计课程设计手册.北京：国防工业出版社，2006
