《單級圓柱齒輪減速器(附裝配圖).doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《單級圓柱齒輪減速器(附裝配圖).doc（38頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

《機械設(shè)計基礎(chǔ)》 課程設(shè)計說明書 題目：帶傳動及單級圓柱齒輪減速器的設(shè)計 學(xué)院： 機械與電子學(xué)院 專業(yè)： 機械制造與自動化 班級： 機制19-1班 學(xué)號： 15160530069 姓名： 李俊 指導(dǎo)教師： 周 海 機械與電子學(xué)院 2019年11月-12月 目錄 一、課程設(shè)計任務(wù)要求3 二、電動機的選擇 4 三、傳動比的計算設(shè)計 5 四、各軸總傳動比各級傳動比6 五、V帶傳動設(shè)計 8 六、齒輪傳動設(shè)計 11 七、軸的設(shè)計 19 八、軸和鍵的校核 30 九、鍵的設(shè)計 32 十、減速器附件的設(shè)計34 十一、潤滑與密封 36 十二、設(shè)計小結(jié)37 十三、參考資料 37 一、課程設(shè)計任務(wù)要求 1. 用CAD設(shè)計一張減速器裝配圖（A0或A1）并打印出來。 2. 軸、齒輪零件圖各一張，共兩張零件圖。 3.一份課程設(shè)計說明書（電子版）并印出來 傳動系統(tǒng)圖如下： 傳動簡圖 輸送機傳動裝置中的一級直齒減速器。運動簡圖工作條件沖擊載荷，單向傳動，室內(nèi)工作。三班制，使用5年，工作機速度誤差5%。 原始數(shù)據(jù)如下： 原始數(shù)值 數(shù)據(jù)來源 S3-10 輸出軸功率P/kw 4.5 輸出軸轉(zhuǎn)速n/min 55 二、電動機的選擇 計算步驟 設(shè)計計算與內(nèi)容 設(shè)計結(jié)果 1、選擇電動機的類型。 2、電動機輸出功率Pd 3、 電動機的轉(zhuǎn)速 4、 選定電動機的型號 按照工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇式冷鼠籠型三相異步電動機。 電動機輸出功率 η總=η1η2η2η3η4 =0.96*0.99*0.99*0.96*0.96=0.86 故電動機輸出功率Pd Pd=P/η總=4.5/0.86=5.23kw 電動機額定功率Ped 查表20-1，得Ped=5.5kw 由表2-1，得V帶傳動常用傳動比范圍i1 =2~4 單級圓柱齒輪i2=3~6，nw=55r/min nd=nwi1i2=330~1320r/min 在該范圍內(nèi)電動機的轉(zhuǎn)速有：750r/min、1000r/min，取電動機同步轉(zhuǎn)速為1000r/min。 根據(jù)電動機所需的功率，并考慮電動機轉(zhuǎn)速越高，總傳動比越大，減速器的尺寸相應(yīng)越大，所以選用Y132M2-6.額定功率5.5kw，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0N/m，最大轉(zhuǎn)矩2.2N/m。 電動機 Y132M2-6 輸出功率 Pd=5.23kw 額定功率 Ped=5.5kw η總=0.86 三、傳動比的計算設(shè)計 計算步驟 設(shè)計計算與內(nèi)容 1、計算總傳動比 2、各級傳動比分配 i總=n/nw=960/55=17.45 n為電動機滿載轉(zhuǎn)速，nw為輸出軸轉(zhuǎn)速 取V帶傳動的傳動比i1=2，開式齒輪傳動的傳動比i3=3 則減速器的傳動比i2=i/（i1*i2）=2.90 四、各軸總傳動比各級傳動比 計算步驟 設(shè)計計算與內(nèi)容 設(shè)計結(jié)果 1、各軸轉(zhuǎn)速 2、各軸輸入功率 3、各軸的轉(zhuǎn)矩 電動機軸為0軸，減速器高速軸為1軸，低速軸為2軸，輸出軸為3軸。 n0=960r/min n1=n0/i1=480r/min n2=n1/i2=166r/min n3=55r/min P0=5.23KW P1=P0*n1=5.23*0.96=5.02KW P2=P1*n2*n3=5.02*0.99*0.96=4.77KW P3=4.5KW T0=9550*P0/n0=52.02Nm T1=99.88Nm T2=274.42Nm T3=781.36Nm n0=960r/min n1=480r/min n2=166r/min n3=55r/min P0=5.23KW P1=5.02KW P2=4.77KW P3=4.5KW T0=52.02Nm T1=99.88Nm T2=274.42Nm T3=781.36Nm 計算結(jié)果匯總?cè)缦卤?，以供參? 相關(guān)參數(shù) 軸 電動軸0 1軸 2軸 w卷筒軸 功P(KW) 5.23 5.02 4.77 3.8 轉(zhuǎn)速n(r/min) 960 480 166 55 轉(zhuǎn)矩T（N.m） 52.02 99.88 274.42 781.36 傳動比i 2 2.90 3 效率 0.96 0.96 0.96 五、傳動設(shè)計 計算步驟 設(shè)計計算與內(nèi)容 設(shè)計結(jié)果 1、確定設(shè)計功率PC 2、選擇普通V帶型號 3、確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2。 4 驗證帶速V 5、 確定帶的基準(zhǔn)長度Ld和實際中心距a0。 帶長L0 6、 校核小帶輪包角α1 7、 確定V帶根數(shù)Z 8、求初拉力F0及帶輪軸上的壓力F0 由<<機械設(shè)計基礎(chǔ)>>表10-7得KA=1.2 PC=KAP=1.25.5=6.6KW 根據(jù)PC=6.6KW,n0=960/min。由表10-8應(yīng)選B型V帶。 由課本圖10-88知，小帶輪基準(zhǔn)直徑的推薦值為112~140mm。 由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表10-8取dd1=125mm， dd2=dd1*n1/n2=125*960/480=250mm 按表10-8取標(biāo)準(zhǔn)直徑dd2=250mm，則實際傳動比i、帶速V分別為： i1=dd2/dd1=250/125=2 V=πdd1n1/601000=（125π960）/（601000）m/s=6.28m/s V值在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合格。 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） 0.7（125+250）≤a0≤2(125+250) 262.5mm≤a0≤750mm 初取中心距a0=500mm L0=2a0+(dd1+dd2) π/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2500+（125+250）π/2+（250-125）2/（4500） =2028.31mm 由表10-2選取基準(zhǔn)長度Ld=2000mm 實際中心距a為 a≈a0+（La-L0）/2 =500+（2028.31-2000）/2mm=514mm α1=180o-（dd1-dd2）/α57.3o =180o-57.3o（4250-125）/514 =166o＞120o（符合要求） 查表10-4，由線性插值法 P0=1.64+(1.93-1.64)/(1200-950)*(960-950) =1.65kw 查表10-5,10-6，有線性插值法 △P0=0.294kw Ka=0.968 查表10-2，得KL=0.98 V帶輪的根數(shù)Z Z=Pc/[（P0+△P0）*Ka*Ka] =6.6/[（1.65+0.294）*0.968*0.98] =3.6（根） 圓整得Z=4 由表10-1查得B型普通V帶的每米長質(zhì)量q=0.17kg/m，得單根V帶的初拉力為 F0= 500（2.5/K -1）(Pc/zv)+qv2 =500〔2.5/0.968-1）x6.6/（5x6.28）+0.176.282〕 =214.6N 可得作用在軸上的壓力Q為 Q=2F0Zsin（a1/2） =2214.64sin（1660/2） =1700N KA=1.2 Pc=6.6kw dd1=125mm dd2=250mm i=2 V=6.28m/s a0=500 Ld=2000mm a≈514mm α1=166o P0=1.65kw △P0=0.294kw Ka=0.968 Z=4 F0=214.6N6Y Q=1700N 六、齒輪傳動設(shè)計 根據(jù)數(shù)據(jù)： 傳遞功率P1=5.02KW電動機驅(qū)動， 小齒輪轉(zhuǎn)速n1=480r/min， 大齒輪轉(zhuǎn)速n2=166r/min，傳遞比i=2.90，單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，使用期限五年，三班制工作。 設(shè)計步驟 計算方法和內(nèi)容 設(shè)計結(jié)果 1、 選擇齒輪材料 2、 確定材料許用接觸應(yīng)力 3、 按齒輪面接觸疲勞強度設(shè)計 4、 幾何尺寸計算 5、 校核齒根彎曲疲勞強度 6、 齒輪其他尺寸計算 7、 選擇齒輪精度等級 開式齒輪 （1）選擇齒輪材料和熱處理 （2）確定材料許用接觸應(yīng)力 （3）按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 （4）幾何尺寸計算 （5）校核齒根彎曲疲勞強度 3、 主要尺寸計算 （6）齒輪其他尺寸計算 （7）齒輪精度等級 小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為250HBS；大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為220HBS。兩齒輪齒面硬度差為30HBS，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O(shè)計要求。 查表12-6，兩齒輪材料的接觸疲勞極限應(yīng)力分別為 Hlim1=480+0.93（HBS1-135） =480+0.93*(250-135)=586.95MPa Hlim2=559.05MPa 查表12-7，SHlim=1.0 [σH1]=Hlim1/SHlim=586.95/1=586.95MPa [σH2]=559.05MPa 因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪，可求出d1值。確定有關(guān)參數(shù)與系數(shù)： 轉(zhuǎn)矩T1=99880Nmm 查表12-3，,取K=1.4 查表12-4，取彈性系數(shù)ZE=189.8 齒寬系數(shù)ψd=1 [σH]以較小值[σH2]=559.05MPa代入 d1= =60.66mm 齒數(shù)Z1=30 則Z2=Z1*u=30*3=90 模數(shù)m=d1/Z1=60.66/30=2.02mm 查表5-1，圓整m=2mm 中心距a=m/2（Z1+Z2）=120mm 齒寬b2=d1*ψd=60.66mm 取整b2=61mm b1=b2+（5~10）mm 取b1=70mm 查表12-5，兩齒輪的齒形系數(shù)，應(yīng)力校正系數(shù)分別為 Z1=30時 YF1=2.52 YS1=1.625 Z2=90時 YF2=2.20 YS2=1.78 查表12-6，兩試驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為 σFlim1=190+0.2（HBS1-135） =190+0.2*（250-135）=213MPa σFlim2=207MPa 查表12-7， SHlim=1.0 [σF1]=Flim1/SHlim=213/1=213MPa [σF2]=207MPa 兩齒輪的齒根彎曲疲勞應(yīng)力為 σF1=2kT1/(bd1m）*YF1*YS1 =2*1.4*99880/（61*60.66*2）*2.52*1.625 =154.75MPa＜ [σF1] σF2=147.98MPa＜[σF2] 所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均足夠。 分度圓直徑 d1=mZ1=2*30=60mm d2=180mm 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=60+2*2=64mm da2=184mm 齒根圓直徑 df1=d1+2hf=60-2*2.5=55mm df2=175mm 中心距 a=120mm 齒寬 b2=61mm b1=70mm V1==1.51m/s 查表12-2，選齒輪精度第II公差等級為9級 小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為230HBS；大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為230HBS。兩齒輪齒面硬度差相等，符合開式齒輪齒面?zhèn)鲃拥脑O(shè)計要求。 Hlim1=Hlim2=480+0.93（HBS-135） =480+0.93(230-135)=568.4MPa 查表12-7，取SHlim=1.0 [σH1]=[σH2]=Hlim/SHlim=568.4MPa T2=274420Nmm 查表12-3，K=1.4 查表12-4，ZE=189.8 ψd=0.5 u=4 [σH]=568.4MPa d1= =104.32mm 齒數(shù)Z1=20 Z2=Z1*u=80 模數(shù)m=d1/Z1=5.22mm 查表5-1，取整m=6mm 中心距a=m（Z2+Z1）/2=300mm 齒寬b2=55mm b1=60mm 查表12-5，兩齒輪的齒形系數(shù)，應(yīng)力校正系數(shù)分別為 Z1=20時 YF1=2.80 YS1=1.55 Z2=80時 YF2=2.22 YS2=1.77 查表12-6，兩試驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為 σFlim1=σFlim2=190+0.2（HBS-135） =190+0.2*（230-135）=209MPa 兩試驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應(yīng)力分別為 [σF1]=[σF2]=209MPa 兩齒輪的齒根彎曲疲勞應(yīng)力為 σF1=2kT1/(bd1m）*YF1*YS1 =2*1.4*274420/（55*109.34*6）*2.8*1.55 =96.87MPa＜ [σF1] σF2=87.70MPa＜ [σF2] 所以，兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均足夠。 分度圓直徑 d1=mZ1=6*20=120mm d2=480mm 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=132mm da2=492mm 齒根圓直徑 df1=d1+2hf=105mm df2=465mm 中心距a=300mm 齒寬 b2=55mm b1=60mm V1=0.90m/s，查表12-2，選齒輪精度第II公差等級為10級。 Hlim1=586.95MPa Hlim2=559.05MPa [σH1]=586.95MPa [σH2]=559.05MPa u=3 T1=99880Nmm K=1.4 ZE=189.8 ψd=1 d1=60.66mm Z1=30 Z2=90 m=2mm a=120mm b2=61mm b1=70mm YF1=2.52 YS1=1.625 YF2=2.20 YS2=1.78 σFlim1=213MPa σFlim2=207MPa [σF1]=213MPa [σF2]=207MPa σF1=154.75MPa σF2=147.98MPa Hlim1=Hlim2=568.4MPa [σH1]=[σH2]=568.4MPa T2=274420Nmm K=1.4 ZE=189.8 ψd=0.5 u=4 [σH]=568.4MPa d1=104.32mm Z1=20 Z2=80 m=6mm a=300mm b2=55mm b1=60mm σFlim1=σFlim2=209MPa 七、軸的設(shè)計 主動抽1軸傳動功率P2=4.77KW, 轉(zhuǎn)速n2=166r/min，工作單向轉(zhuǎn)動軸采用深溝球軸承支撐。 設(shè)計步驟 計算方法和內(nèi)容 設(shè)計結(jié)果 1、 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力。 2、 按鈕轉(zhuǎn)強度估算軸徑。 3、 設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖 （1）、確定軸上零件的位置和固定方式 （2）、確定各軸段的直徑和直徑 （3）齒輪上的作用力大小 （4）校核軸的強度 4、 從動軸設(shè)計 （1）選取軸的材料和熱處理，確定許用應(yīng)力 （2）估算最小直徑 （3）確定軸上零件的布置和固定 （4）確定各軸段的直徑和直徑 （5）齒輪上的作用力 （6）校核軸的強度 （7）計算當(dāng)量彎矩 由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料五特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)正火處理。查表16-1得強度極限σb=600MPa，在查表16-5得許用彎曲應(yīng)力[σb]-1=55MPa。 根據(jù)表16-2得A=107～118.得： d≥A . =（107～118） =23.54mm 考慮到軸的最小直徑出要安裝V帶輪，會有鍵槽存在，故將估算直徑加大3%～5%，。查書表12-4得d1=25mm。 （1）、確定軸上零件的布置方案和定位方式，如16-1圖所示將齒輪布置在中間，對稱于兩端軸承。齒輪用軸肩與軸套作軸向定位，用平鍵和配合H7/K6作周向定位。軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現(xiàn)的。軸外伸段半聯(lián)軸器用軸肩和軸端擋圈作軸向定位的，用平鍵和配合H7/K6作周定位。 （2）、確定軸的各段直徑 ①、由上述可知軸段1直徑最小d1=25mm 查表得L1=50mm ②、軸段2考慮到要對安裝在軸段1上的V帶輪，進行定位，軸段2上應(yīng)有軸肩，同時為能很順利地在軸段2上安裝軸承，軸段2必須滿足軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)，至少應(yīng)滿足：d2=d1+（1-5）mm=26-30mm 取軸徑d2=28mm L2=70mm ③、軸段3不考慮對安裝在軸2上的零進行定位，只要求有一定圓角即可，至少應(yīng)滿足： d3d2 取d3=30mm L3=33mm（套筒15mm） 。④、軸段4一般要比軸段3的直徑大1-5mm，所以有 d4=35.5mm L4=68mm ⑤、軸環(huán)直徑d5=30mm L5=7mm ⑥、為了便于拆卸左軸承，d6=d4+2a，取d6=35.5mm L6=8mm （7）、軸段7與軸段3安裝相同型號的軸承，所以該軸徑為： d7=30mm L7=16mm 分度圓直徑d=60mm 轉(zhuǎn)矩T=99880Nmm 圓周力Ft=2T/d =99880*2/60=3329N 徑向力Fr= Fttan200=1211N 軸向力Fa=0 水平支座反力 FRAX=FRBX=Ft/2=1665N 水平面彎矩 MCH=70FRAX=116550Nmm 垂直面支座反力 FRAZ=FRBZ=Fr/2=605.5N 垂直面彎矩 MCV=70FRAZ=42385Nmm 合成彎矩 Mc= =124018Nmm 最大當(dāng)量彎矩 查表 得a=0.6 Medmax= =1941189Nmm 進行ab面校核 Mea=aT=59928Nmm da==22.17mm 由于考慮鍵槽， da=22.17*1.05=23.28mm da＜d1（安全） db==70.67mm 由于考慮鍵槽， db=27.65*1.05=74.20 db＜d4（安全） 選用45鋼，正火處理 查表16-1得強度極限σb=600MPa，在查表16-5得許用彎曲應(yīng)力[σb]-1=55MPa。 根據(jù)表16-2得A=107～118.得： d≥A . =（107～118） =33.17mm 由于考慮鍵槽，直徑增大5%，d=35.07mm 確定軸上零件的布置方案和定位方式，如16-1圖所示將齒輪布置在中間，對稱于兩端軸承。齒輪用軸肩與軸套作軸向定位，用平鍵和配合H7/K6作周向定位。軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現(xiàn)的。軸外伸段半聯(lián)軸器用軸肩和軸端擋圈作軸向定位的，用平鍵和配合H7/K6作周定位。 1　 右起第一段，開式齒輪左邊由軸肩，右邊用軸端擋圈固定 d7=40mm，L7=60mm 2　 右起第二段，d6=45mm L6=70mm 3　 右起第三段，軸承安裝段，d5=50mm，L5=37mm 4　 右起第四段，齒輪軸段，d4=56mm，L4=59mm 5　 右起第五段，d3=60mm，L3=7mm 6　 右起第六段，d2=50mm，L2=8mm 7　 右起第七段，L1=20mm，d1=50mm 分度圓直徑d=180mm 轉(zhuǎn)矩T=274420Nmm 圓周力Ft=2T/d =274420*2/180=3049N 徑向力Fr= Fttan200=1110N 軸向力Fa=0 水平支座反力 FRAX=FRBX=Ft/2=1525N 水平面彎矩 MCH=70FRAX=106750Nmm 垂直面支座反力 FRAZ=FRBZ=Fr/2=555N 垂直面彎矩 MCV=70FRAZ=38850Nmm 合成彎矩 Mc= =113600Nmm 查表 得a=0.6 Meb= =2288977Nmm 進行ab面校核 Mea=aT=164652Nmm da==31.05mm 由于考慮鍵槽， da=30.771.05=32.32mm da＜d1（安全） db==32.84mm 由于考慮鍵槽， db=32.84*1.05=34.48mm db＜d4（安全） d=23.54mm d1=25mm d1=25mm L1=50mm d2=28mm L2=70mm d3=30mm L3=33mm d4=35.5mm L4=68mm d5=30mm L5=7mm d6=35.5mm L6=8mm d7=30mm L7=16mm Mc=124018Nmm Medmax=1941189Nmm Mea=59928Nmm db=74.20mm d=35.07mm d7=40mm，L7=60mm d6=45mm L6=70mm d5=50mm，L5=37mm d4=56mm，L4=59mm d3=60mm，L3=7mm d2=50mm，L2=8mm L1=20mm，d1=50mm Ft=3049N Fr=1110N Fa=0 MCH=106750Nmm MCV==38850Nmm Mc=113600Nmm Meb=2288977Nmm Mea=164652Nmm 八、軸和鍵的校核 設(shè)計步驟 設(shè)計計算與內(nèi)容 設(shè)計結(jié)果 一、 輸入軸軸承 1、選用輸入軸軸承型號 2、計算軸承壽命 3、由預(yù)期壽命求所需c并校核 二、 輸出軸軸承 1、選用輸出軸的型號 2、 軸承預(yù)期壽命 3、由預(yù)期壽命求所需c并校核 選用比較便宜的深溝球軸承60200型，已知軸承內(nèi)徑40mm，故選6206，因為無軸向力，故載荷P=Fr=1023N。 因為該軸承要工作5年且8小時連續(xù)工作，所以有 預(yù)期壽命L `10h=5*365*8=14600h 查表14-7知：載荷系數(shù)fp=1.2 查表14-8知：溫度系數(shù)fT=1 根據(jù)選擇6208型，并查書附表得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=1.95KN C==9196N C＜Cr（這對軸承符合使用） 選用比較便宜的深溝球軸承60200型，已知軸承內(nèi)徑50mm，故選6210，因為無軸向力，故載荷P=Fr=1080N。 因為該軸承要工作5年且8小時連續(xù)工作，所以有 預(yù)期壽命L `10h=5*365*8=14600h 查表14-7知：載荷系數(shù)fp=1.2 查表14-8知：溫度系數(shù)fT=1 根據(jù)選擇6210型，并查書附表得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=3.5KN C==6500N C＜Cr（這對軸承符合使用） P=Fr=1023N L `10h=14600h fp=1.2 fT=1 C=9196N P=Fr=1080N L `10h=14600h fp=1.2 fT=1 C=6500N 九、鍵的設(shè)計 設(shè)計步驟 設(shè)計計算與內(nèi)容 設(shè)計結(jié)果 1、V帶輪的鍵 2、齒輪鍵 3、開式齒輪的鍵 此段軸徑d1=25mm，B=50mm 查機械設(shè)計課程設(shè)計表14-1，選取A鍵 844GB/T1096-2003 L=44 b=8 h=7 l1=L-20=24mm 鍵的擠壓應(yīng)力 Σp==58.53MPa 鍵的許用擠壓應(yīng)力 [σp]=110MPa Σp＜[σp]（鍵的強度足夠） 由軸徑d1=35.5mm，B=70 mm。查表14-1，選取A型，得A鍵1065GB/T 1096-2003.在同表查得健寬b=10mm，健高h=8mm，L=65mm。 l1=L-20=40-20=20mm 鍵的擠壓用力 Σp==58.53MPa =41.66MPa＜[σp]=110MPa 所以鍵的強度足夠。 此段軸徑d1=40mm，B=60mm 查表14-1，選取A型鍵，得 A鍵 1254GB/T 1096-2003 L=54mm，b=12mm，h=8mm l1=54-20=34mm 鍵的擠壓應(yīng)力 Σp==98.26MPa＜[σp]=110MPa 所以鍵的強度足夠。 選擇A型鍵 L=44mm b=10mm h=8mm 十、減速器附件的設(shè)計 設(shè)計步驟 設(shè)計計算與內(nèi)容 設(shè)計結(jié)果 軸中心距 箱體壁厚 箱蓋壁厚 機座凸緣厚度 機蓋凸緣厚度 機蓋底凸緣厚度 箱座，箱蓋加強肋厚 地腳螺栓直徑 地腳螺釘數(shù)目 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 蓋與座連接螺栓直徑 軸承端蓋的螺釘直徑d3和數(shù)目n 軸承蓋外徑 窺視孔蓋螺釘直徑d4 df、d1、d2至外壁距離 df、d2至凸緣距離 箱體外壁至軸承座端面距離 a=120mm δ1=0.025a+1mm=4.0mm≥8mm δ1=0.025a+1≥8mm b=1.5 δ=12mm b1=1.5δ1=12mm b2=2.5δ=2.58=20mm m=m1=0.85δ=6.8mm df=0.036a+12 =16.32mm 取整偶數(shù)18mm a≤250，n=4 d1=0.75df=13.5mm查表3-3取15mm d2=（0.5～0.6）df =9mm 取d2=10mm d3=M6~M8=8mm n=4 D2=65mm d4=（0.3～0.4）df=8mm C1=18mm C2=24mm L1=C1+C2+(5~10)=50mm a=120mm δ1=8mm δ1=≥8mm b1=b=12mm b2=20mm m=m1=6.8mm df=18mm n=4 d1=15mm d2=10mm d3=8mm n=4 D2=65mm d4=8mm C1=20mm C2=18mm L1=50mm 十一、潤滑與密封 設(shè)計步驟 設(shè)計計算與內(nèi)容 設(shè)計結(jié)果 一、齒輪的潤滑 （1）選擇潤滑方式 （2）確定油深 二、軸承潤滑 三、密封 V= 1.51m/s，m＜20 采用侵油潤滑 由查表3-3可知 齒輪侵油深度為10mm； 油總深度為30mm V= 1.51m/s，查表3-4 采用油潤滑 由于選用的電動機為低速常溫常壓電動機，則可以選用氈圈密封。 軸承端蓋加設(shè)擋油環(huán)。 采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑 十二、設(shè)計小結(jié) 這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想;訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)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(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。此次減速器，經(jīng)過兩個月的努力,終于將機械設(shè)計課程設(shè)計作業(yè)完成了。 這次作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一次又一次的修改設(shè)計方案修改，這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足，令我非?？鄲?后來和同學(xué)交流后,我找到了問題所在之處,并將之解決.同時我還對機械設(shè)計基礎(chǔ)的知識有了更進一步的了解。機械設(shè)計課程設(shè)計是機械設(shè)計基礎(chǔ)課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。這次關(guān)于帶式運輸機上的一級圓柱直齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)起到了很大的幫助；使我對機械設(shè)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(chǔ)。 盡管這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,但我的收獲還是很大的.不僅僅掌握了設(shè)計一個完整機械的步驟與方法;也對機械制圖、autocad軟件有了更進一步的掌握。對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學(xué)生最最缺少的是經(jīng)驗,沒有感性的認識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié).總體來說,我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學(xué)過的相關(guān)知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來，綜合應(yīng)用才能很好的完成包括機械設(shè)計在內(nèi)的所有工作，也希望學(xué)院能多一些這種課程。 設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。 十三、參考文獻 [1] 周玉海，潘冬敏.2014.機械設(shè)計基礎(chǔ)與實訓(xùn).西安交大出版社 [2]孫德志，張志華，鄧子龍.2006.機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計.科學(xué)出版社 [3] 楊可楨，程光蘊，李仲生.1979.機械設(shè)計基礎(chǔ).高等教育出版社 [4] 周玉海，潘冬敏.2014.機械設(shè)計基礎(chǔ).西安交大出版社 [5]《機械設(shè)計手冊》、《機械設(shè)計》、《機械設(shè)計課程設(shè)計》、《工程材料及其成形基礎(chǔ)》、《理論力學(xué)》等文獻。