《《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《《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 . 課程設計的內容
帶式運輸機傳動裝置設計的內容包括：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
軸系部件的結構設計；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：用于膠帶輸送機轉筒的傳動裝置
1、工作環(huán)境：室內，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，載荷較平穩(wěn)；
（6）制造條件及生產批量：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、轉速為 1500 r/min
的 Y 系列電動機 Y132M-4,其滿載轉速為 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，故合適。
5、確定帶的基準長度 Ld 和實際中心距 a
按照結構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 鋼調質，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。
因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用課本式（ 11.23 ）求出 d1 值。
確定有
26、關參數(shù)與系數(shù)：
1）轉矩 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 鋼并經調質處理。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. 設計軸的結構及繪制結構草圖
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，故可認為轉矩
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)軸器時要從結構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 , 由于齒輪的轉速是小于 2m/s, 故軸承潤滑采用脂潤滑，為防止箱
體內的軸承與潤滑脂的配合，防止?jié)櫥魇?，應在箱體內側裝擋油環(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、尺寸關系 /mm
56、
結果
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
1
箱壁間的距離
齒輪端面與內
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
這次關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課程， 它融《機械設計基礎》、《工程力學》、《互換性與測量技術》、《 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先修課程的理論 , 結合生產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
《一級直齒圓柱齒輪減速器的設計書》要點
