单级课程设计张艳婷

一、任务书

1课程设计说明....................................................... 3 2课程设计任务书.................................... 错误！未定义书签。 2.1运动简图........................................ 错误！未定义书签。 2.2原始数据........................................ 错误！未定义书签。 2.3已知条件......................................................... 4 2.4设计工作量....................................................... 4 二、传动装置总体设计方案

1 组成 .............................................................. 4 2 特点 .............................................................. 4 3确定传动方案....................................................... 4 三、电动机的选择

1选择电动机的类型................................................... 5 2选择电动机......................................................... 5 3确定电动机转速..................................................... 5 四、确定传动装置的总传动比和分配传动比

1确定传动装置的总传动比和分配传动比................................. 6 1.1减速器总传动比................................................... 6 1.2分配传动装置传动比............................................... 7 2计算传动装置的运动和动力参数....................................... 7 2.1各轴转速......................................................... 7 2.2各轴输入功率..................................................... 7 2.3各轴输入转矩..................................................... 7 3运动和动力参数计算结果整理表 .......................................... 7 五、带轮设计

1确定计算功率,选择V带型号 ............................................. 8 2选取V带型号 ........................................................ 8 3确定带轮基准直径..................................................... 8 4验算带速v .......................................................... 8 5确定带长和中心距..................................................... 8

6验算小带轮包角α1 .................................................... 9 7确定V带根数Z ...................................................... 9 8求作用在带轮轴上的压力 ............................................... 9 9带轮主要参数 ....................................................... 10 六、传动零件齿轮的设计计算

1齿轮材料选择 ....................................................... 10 2齿轮参数计算 ....................................................... 10 2.1确定许用应力 ..................................................... 10 2.2初定中心距...................................................... 10 2.3确定齿轮齿数.................................................... 11 2.4确定齿轮模数.................................................... 11 2.5确定中心距...................................................... 11 2.6确定齿宽........................................................ 11

2.7验算齿轮弯曲强度................................................ 11 2.8验算齿轮精度.................................................... 12 3主要参数.......................................................... 12 七、传动轴设计及校核

1初步估算轴的最小直径.............................................. 13 2选择联轴器........................................................ 13 3初选轴承.......................................................... 14 4轴承结构设计...................................................... 14 4.1低速轴的结构设计................................................ 14 4.2高速轴的设计.................................................... 15 5轴的校核.......................................................... 15 5.1 轴的计算简图 ................................................... 15 5.2弯矩图.......................................................... 16 6 校核轴强度 ....................................................... 17 7低速轴轴承的寿命计算.............................................. 17 7.1预期寿命........................................................ 18 7.2寿命验算........................................................ 18 八、键的选取与校核

1选择键联接的类型和尺寸............................................ 18 2校核键联接的强度.................................................. 19 3其他键的选取与校核................................................ 19 九、箱体结构的设计 .................................................... 19

1机体有足够的刚度.................................................. 20 2考虑到机体内零件的润滑，密封散热.................................. 20 3机体结构有良好的工艺性............................................ 20 4对附件设计........................................................ 20 4.1视孔盖和窥视孔.................................................. 20 4.2油螺塞.......................................................... 20 4.3油标............................................................ 20 4.4 通气孔 ......................................................... 20 4.5 盖螺钉 ......................................................... 20 4.6 定位销 ......................................................... 21 4.7吊钩............................................................ 21 5减速器机体结构尺寸整理表.......................................... 21 十、润滑密封设计 ...................................................... 22 十一、设计小节 ........................................................ 22 十二、参考资料 ........................................................ 23

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一、课程设计任务书

1. 课程设计说明

本次设计为课程设计，通过设计单级齿轮减速器，学习机械设计的基本过程、步骤，规范、学习和掌握设计方法，以学习的各种机械设计，材料，运动，力学知识为基础，以《机械设计》、《机械原理》、《机械制图》、《机械设计课程设计手册》、《制造技术基础》、《机械设计课程设计指导书》以及各种国标为依据，自主的完成二级减速器的设计、计算、验证的全过程。亲身了解设计过程中遇到的种种问题和解决的方法，思考、分析最优方案，这是第一次自主的完成设计过程，为毕业设计以及以后的就业工作做下铺垫。

（因本人学号为“200881”故任务书为：课程设计题目1：带式运输机；第8组原始数据）

2.1运动简图：

带传动电动机联轴器滚筒运输带v减速器F D

2.2、原始数据：

题 号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 参 数 运输带工作拉力F（KN） 3.0 3.0 3.0 2.8 2.6 2.5 2.4 2.2 2.0 1.8 运输带工作速度v（m/s） 2.0 1.8 1.6 1.9 1.9 1.9 1.8 1.7 1.6 1.5 3

滚筒直径D（mm） 400 450 400 400 400 450 450 450 450 450 每日工作时数T（h） 16 16 16 16 16 16 16 16 16 16 使用折旧期（y） 8 8 8 8 8 8 8 8 8 8 2.3、已知条件：

1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为±5%； 2、滚筒效率：ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）； 3、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度35°C； 4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；

5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。

2.4、设计工作量：

1、减速器装配图1张（A0或A1）； 2、零件工作图1～3张； 3、设计说明书1份。

二、传动装置总体设计方案:

1、组成：

传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2、特点：

齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3、确定传动方案：

考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：

4

减速器带传动电动机联轴器滚筒运输带vF D

三、电动机的选择：

1、选择电动机的类型：

按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。 选择V带传动和单机圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率

a

a123450.960.960.970.990.960.85；

其中：

1——为V带的效率,

2——为滚动轴承效率0.980.980.96

3——为闭式齿轮传动效率0.97，

4——为联轴器的效率0.99,

5——卷筒效率=0.96(包括其支承轴承效率的损失)。

2、电动机的选择

负载功率:

PwFV/10002.21031.7/10003.74kw

5

折算到电动机的功率为:

pdpwa3.744.4kw

0.853、确定电动机转速：

卷筒轴工作转速为：

n601000v6010001.772.19r/min

D3.14450经查[2]表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i'2~4，单级圆柱直齿轮减速器传动比i''3~6，则总传动比合理范围为ia6~24，电动机转速的可选范围为na＝ia³n＝（6～24）³72.19＝216.57～1732.56r/min。

根据[2]可供选择电机有： 序号 电动机型号 1 2 3 Y132S2-4 Y132M2-6 Y160M2-8 额定功率Kw 5.5 5.5 5.5 满载转速r/min 1440 960 720 堵转转矩 额定转矩 2.0 2.2 2.0 最大转矩 额定转矩 2.3 2.0 2.0 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可以选择的电机型号为Y132S2-6，其主要性能如上表的第2种电动机。

四、确定传动装置的总传动比和分配传动比

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1、确定传动装置的总传动比和分配传动比：

（1）减速器总传动比

由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ianm96013.30 n72.19（2）分配传动装置传动比

ia＝i0³i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0＝3.5，则减速器传动比为i＝

ia/i0＝13.30/3.5＝3.8

由于为单级机减速器，所以减速器传动比i=i13.8

2、计算传动装置的运动和动力参数：

（1）各轴转速

Ⅰ轴：n＝nm/i0＝960/3.5＝274.28r/min Ⅱ轴：nⅡ＝nⅠ/i　＝274-28/3.8＝72.18r/min 1 卷筒轴：nⅢ=nⅡ=72.18r/min （2）各轴输入功率

Ⅰ轴：PⅠ＝pd³1＝4.4³0.96＝4.22kW

Ⅱ轴：PⅠ³η2³3＝4.22³0.98³0.97＝4.01kW Ⅱ＝p 卷筒轴：PⅢ＝PⅡ³η2³η4=8.87³0.98³0.99＝3.kW （3） 各轴输入转矩 T1=Td³i0³1 N²m 电动机轴的输出转矩Td=9550所以:

Ⅰ轴： TⅠ＝Td³i0³1 =43.77³3.5³0.96=147.07N²m

Pd =9550³4.4/960=43.77N²m nm 7

Ⅱ轴：TⅡ＝TⅠ³i1³3³2=147.07³3.8³0.98³0.97=531.25 N²m

卷筒轴：TⅢ=TⅡ³3³4=531.25³0.98³0.99=515.42 N²m

3、运动和动力参数计算结果整理表：

轴名 电机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 卷筒轴 功率 P/KW 输入 4.22 4.01 3. 输出 4.4 4.01 3. 3.66 转距T/N*M 输入 43.77 147.07 531.25 输出 43.77 147.07 531.25 515.42 转速n r/min 960 274.28 72.18 72.18 转动比i 3.5 3.8 1 1 效率 0.96 0.95 0.97 0.94 五、带轮设计

1、确定计算功率Pc（kW）,选择V带型号：

由[1]表5.5查得KA=1.2，故

PcKAP1.25.56.6KW

2、选取V带型号：

根据Pc6.6kw，n1960r/min，由[1]图12.14得选取A型。

3、确定带轮基准直径D1和D2：

由[1]表12.6取D1=100mm，1%

D2iD1(1)3.510099%346.5mm 由[1]表12.6取D2=355m。 大带轮转速

n2n1D1(1)/D29601000.99/355267.71r/min 其误差2.39%<5%，故允许。

8

4、验算带速v：

vD1n1/6010003.14100960/6010005.024m/s 在5-25m/s的范围内，带速合适。

5、确定带长和中心距：

初步选取中心距a=1.5(d1+d2)=682.5mm，由式得带长

(D2D1)2L2a(D1D2)24a3.14(355100)2 2700(100355)247002137.57mm2138mm由[1]表5.2选用基准长度Ld2240mm

计算实际中心距：

aaoldl0751mm 26、验算小带轮包角α1：

1180D2D157.3a1657518057.3

524.25160.54120合格7、确定V带根数Z：

i=3.5，

由[1]表12-3，12-4查得P00.95kw，P00.11kw 由[1]表12-5得K0.95，由表12-2的KL1.06 根数

Pcz（P0P0）kkl6.66.22根（0.950.11）0.951.06取根数为7根。

8、求作用在带轮轴上的压力：

由[1]表12-1查得 q=0.1kg/m

9

单根V带张紧力

500PC2.5F(1)qv2ZVk5006.62.5(1)0.15.0242

75.0240.9596.36N小带轮轴上压力为

170.16FQ2ZF0sin12796.36sin1329.63N

229、带轮主要参数：

小轮直径（mm） 100 大轮直径（mm） 355 中心距a（mm） 751 基准长度（mm） 2240 带的根数z 7

六、传动零件齿轮的设计计算

1、齿轮材料选择：

假设工作寿命为8年，每年工作250天，每天工作16小时，带式输送机

工作经常满载，空载启动，工作有轻震，不反转。根据[1]初选大小齿轮的材料

均45钢，小齿轮经调质处理，其硬度在210-230HBS；大齿轮经正火处理，其硬度在170-210HBS。齿轮等级精度为8级。由于减速器要求传动平稳，所以用圆柱直齿轮。

2、齿轮参数计算：

1、确定许用应力

取小齿轮齿面硬度为220，大齿轮齿面硬度为200

查[1]图10-7，Hlim1570MPa，Hlim2550MPa，由表10-4，SH1.1,故

H1Hlim1570518MPa

SH1.1 10

H2Hlim2550500MPa

SH1.1查[1]图10-10，Flim1190MPa，Flim2150MPa，由表10-4，SF1.3,故

F1Flim1190146MPa

SF1.3F2Flim2150115.38MPa

SF1.32、初定中心距

按齿面接触强度设计，设齿轮精度等级为8级。取载荷系数K=1.0([1]表10-3)，齿宽系数a0.4。小齿轮上的转矩为 T19.55106已知uz2/z1i3.8

4KT13351.05.4710233a（u1）（）（5.71）（）121.34mm

Hau5000.43.8P5.59.551065.47104Nmm n196033523、确定齿轮齿数

取小齿轮z132，则z2uz13.832121.6122， 4、确定齿轮模数 模数m2a2121.341.57mm，按[1]表4-1取m2mm z1z2321225、确定中心距 1am（z1z2）154mm

26、确定齿宽

齿宽baa0.415461.6mm

取b262mm，b170mm。为补偿安装误差，保证接触齿宽，通常小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽大5~10mm。 7、验算轮齿弯曲强度

由[1]图10-9，齿形系数YF12.57，YF22.24,得

2KT1YF121.03.651042.57F135.43MPaF1 22bmz143132

11

F2F1YF22.10136.3430.88MPaF2 YF12.57故弯曲强度足够。

8、验算齿轮精度

d1n12329603.22m/s 齿轮圆周速度v601000601000对照[1]表10-2可知选用8级精度是合适的。

3、齿轮主要参数

名称 中心距 传动比 模数 齿数 分度圆直径 分度圆压力角 齿顶高系数 顶隙系数 齿顶高 齿根高 顶隙 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 材料 热处理状态 齿面硬度 代号 a i m z d 公式 单位 mm mm mm mm mm mm mm mm mm HBS 68 59 62 45钢 调质 230 正火 200 小齿轮 大齿轮 1am（z1z2） 2 d=mz 154 3.8 2 32 20 122 244  h*a 1 0.25 2 2.25 0.5 248 239 70 c* ha hah*am *（h*c）m hf hfac da df b cc*m dad2ha dfd2hf baa 12

七、传动轴的设计

1初步估算轴的直径

在进行轴的结构设计之前，应首先初步计算轴的直径。一般按受扭作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为dC3Pmm，式中： nP—轴所传递的功率，kw； n—轴的转速，r/min;

C—由轴的需用切应力所确定的系数。

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，查[1]得C=107，则

I 轴 d1C3 Ⅱ 轴d2C34.01PI=1073=26.16 mm

274.28nI3.PII=1073=40.42 mm

72.18nII将各轴圆整为d1=30mm , d2 =40

2联轴器的选取

Ⅲ 轴I段需要与联轴器连接，为使该段直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选用联轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性注销联轴器TcakATIII,由[1]表16-2查得：工作情况系数KA=1.5,由[1]表8.5[3]查得：根据[2]选用LT9型弹性套柱销联轴器

LT9型弹性注销联轴器主要参数为：

公称转矩Tn=1000N²m 轴孔长度112mm(Y型) 孔径d1=50mm

表7-1联轴器外形及安装尺寸[2] 型公称 许用 轴孔 轴孔D 转动许用补偿量 号 扭矩 转速 直径 长度 mm 惯量 轴向 径向 角向 2 N²m r/min mm mm kg²mLT9 1000 2850 50 112 250 0.213 ±1.5 0.4 10 13

3初选轴承

I 轴选轴承为：6010； Ⅱ 轴选轴承为：6012；

所选轴承的主要参数如表7-2

表7-2 轴承的型号及尺寸[2]

轴承代号 基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定/kN d D B dn Da 动载荷Cr 静载荷Cor 6010 50 80 16 56 74 22.0 16.2 6012 60 95 18 67 88 31.5 24.2

4轴的结构设计（直径，长度来历） 4.1低速轴的结构图

图7-1 低速轴结构简图

根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(由左向右) （1）I段与联轴器配合

取d1=50,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取L1=102。

（2）为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅱ段右侧设计定位轴肩，由毡圈油封的轴颈取dII=55mm,由轴从轴承孔端面伸出15-20mm,由结构定取LII=30mm。 (3)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸，取dIV=60mm,

LIV=39mm。

（4）IV段安装齿轮，取dIV=70 mm,考虑齿轮轴向定位，LIV略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取LIV=58mm

(5)轴肩V为定位轴肩，直径应大于安装于轴上齿轮内径6-10mm,且保证⊿≥10mm ,取dV= 78mm，LV=8mm。

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（6)轴肩VI为非定位轴肩初选深沟球轴承，取dIII=72mm

考虑轴承定位稳定，LIII略小于轴承宽度加挡油环长度，取LIII=14mm (7)VII 齿轮右端用套筒定位，dVII=60mm , LVII=30mm

4.2高速轴尺寸

图7-2 高速轴结构简图

5.低速轴的校核

由于低速轴上所承受的转矩最大，所以仅对低速轴按弯扭合成强度条件进行

校核计算。

5.1 轴强度的校核计算

图7-3低速轴结构简图

2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面进行校核（错！）？？？？。

15

5.2弯矩图、扭矩图和当量弯矩图（图7-5） ⑴受力简图 ⑵求支反力

⑶弯矩图、扭矩图和当量弯矩图

图7-5

根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩MV图（图7-5）。

已知TII=514678.58Nmm=514.68kNmm，齿轮分度圆直径d=244

2514.682TII100010004218.68N Ftd244FrFttan1535.47N FNV1FtF

NV2llFlll22t2l334218.68602145.09N 118582073.59N 11816

4218.683

MVFlNV252073.59601.2410Nm 3载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定

水平面

Ma0FNh1FLllr2331535.4760780.75N 118F

Nh2FrFnv11535.47780.75754.72N52145.09581.2410Nmm MH1FNV1L2MH2FNV2L32073.59601.24105Nmm

总弯矩M1MVMH12221.24101.241052521.75105Nmm

M2MVMH221.24101.241052521.75105Nmm

从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是危险截面，现将计算出的截面C

处的弯矩值列下表

表7-3 截面C弯矩值数据表 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNh1780.75N FNV12145.09N FNh2754.72N FNV22073.59N 弯矩 总弯矩 51.2410Nmm MV1.24105Nm MH15 MH21.2410Nmm MM11.75105Nmm 51.7510Nmm 2扭矩T Tm=5.148³10Nmm 5

6校核轴的强度

取=0.6，由[1]表13-3查得[1]=60MPa，由手册[2]表6-1（1）查得t=7.5

d3bt(dt)2703206(707.5)2W30146.02mm

322d32270MT4caW2W22M2TW2

1M2TcaW1=60MPa

21.75100.65.146810525230146.0211.78MPa﹤

17

7低速轴轴承的寿命计算

1）预期寿命

从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为250天）。 预期寿命Lh=8³250³16=32000h=3.2³104h 2）寿命验算

'图7-6 轴承的受力简图

①轴承所受的径向载荷Fr12073.59N,Fr22145.09N应用合成反

力！！！

②当量动载荷P1和P2

低速轴选用的轴承6012 ,查[1]表14-7得到fp=1.2

已知3，温度系数ft=1（常温）

由[1]表6-1得到Cr31.5KN，Cor24.2KN P1

fFPr11.22073.592488.308N应用合成反力！！！

P2fFpr21.22145.092574.108N应用合成反力！！！

③验算轴承寿命

因为P2＞P1，所以按轴承2的受力验算

10L60nIII6633ftCr10131.51045105.5³h＞4.1310P26072.182594.108L

h' 18

所以所选轴承可满足寿命要求。

八、键的设计和计算

1、选择键联接的类型和尺寸：

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用A型普通平键. 根据低速级输出轴安装齿轮处直径d=70mm 查得键的截面尺寸b³h=20³12。

由齿轮轮毂宽度B=62，选取键的长度L=50mm。 键的工作长度l=L-b=30

2、校核键联接的强度：

根据[1]表4-1（1），由轴和齿轮材料，选取 [p]=120MPa。

4T24514678.5891.50MPa120MPa dhl701230故满足挤压强度条件：

3、其他键的选取与校核：

键名 1（联轴器） 2（小齿轮） 校核键1

国标 键14*9 GB1096-79 C型 键6*6 GB1096-79 A型 =1工作长度 l=L-b=80-7=71mm l=L-b=40-6=34mm 4T2=71.81MPa〈 [p] dhl4T校核键2 2=1=101.39MPa〈[p]

dhl所以所有键均符合设计要求，可用。



九、箱体结构的设计：

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减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用

H7配合. is61. 机体有足够的刚度：

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热：

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3

3. 机体结构有良好的工艺性：

铸件壁厚为8，圆角半径为R=6。机体外型简单，拔模方便.

4. 对附件设计：

A 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，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，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M6紧固 B 油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，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，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标：

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油标位在便于观察减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. D 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改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 盖螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 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. G 吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

5.减速器机体结构尺寸如下：

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直符号 计算公式 结果 8 8 12 12 20 M18 4 M12 M10  1 b1 0.025a18 10.02a18 b11.51 b1.5 b b2 b22.5 df df0.036a12 查手册 n d1 d10.72df d2=（0.5~0.6）df 21

d2

径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 df，d1，d2至外机壁距d3 d4 d3=（0.4~0.5）df d4=（0.3~0.4）df M8 M6 M8 d C1 d=（0.7~0.8）d2 查机械课程设计指导书表24 4 18 16 离 df，d2至凸缘边缘距离 C2 查机械课程设计指导书表22 4 14 55 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖，机座肋厚 l1 l1=C1+C2+（8~12） 1 1>1.2 10 2 2> 10 m1 m2m10.851,m0.85 m16.8 m26.8 轴承端盖外径 D2 D2D+（5~5.5）d3 120（1轴）135（2轴） 轴承旁联结螺栓距离 S SD2 120（1轴）135（2轴） 十、润滑密封设计

对于单级圆柱直齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以

)51mm0r./min以采用脂润滑，箱体内选用其速度远远小于(1.5~2，所

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SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.其油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。

十一、设计小节

通过这次设计充分知道了设计工作的不好做，必须静得下心，而且要不惧怕数据的繁琐，并且深刻的知道了书到用时方恨少。在设计过程中才知道好多东西好多知识虽然考过试，但是还是不懂。虽然设计的过程是枯燥的，无味的，虽然每天起早贪黑的面对电脑，但是我无怨无悔。并且在这次的设计中得真的学习到很多知识。学会了使用UG，还又一次让我熟悉了CAD等等画图软件。并且通过这次的设计还为我们的毕业设计预热。总之，受益良多。在这里也谢谢陈小勇老师在这一学期里对我的指导与教诲。

十二、参考资料

[1]机械设计基础/岳大鑫 王忠主编 编号 ISBN 978-7-5606-1963-7/TH.0086

西安电子科技大学出版社 2011年9月第2次印刷。 [2]机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号 ISBN 978-7-04-019303-9

高等教育出版社 2010年11月第15次印刷。

[3]机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 编号 ISBN 978-7-04-002728-0 高等教育出版社 2010年12月第32次出版。

[4]机械设计课程设计图册/龚溎义主编 编号 ISBN 978-7-04-000712-1 高等教育出版社 2011年5月第40次出版。

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