单级圆柱齿轮减速器全版课程设计

机械设计课程设计

设计计算说明书

题目 单级圆柱齿轮减速器

设 计 者 学 号

专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 指导教师 设计时间 2011.1.5

机 械 设 计 课 程 设 计——单 机 圆 柱 齿 轮 减 速 器

目 录

1. 设计任务书············································02 2. 传动系统方案的拟定····································02 3. 电动机的选择··········································02 4. 传动比的分配··········································04 5. 传动系统运动和动力参数································05 6. 减速器齿轮设计计算····································06 7. 减速器轴及轴承装置的设计······························16 8. 键联接的选择··········································20 9. 联轴器的选择··········································20 10.减速器箱体及附件的设计································21 11.设计小结··············································24 12.参考文献··············································25

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机械设计课程设计说明书 计 算 及 说 明 1.设计任务书 1）设计任务 设计带式输送机的传动系统，采用单机圆柱齿轮减速器。 2）原始数据 输送带有效拉力 F = 3000 N 输送带工作速度 V = 1.2 m/s 树洞带滚筒直径 D = 400 mm 减速器设计寿命为5年 3）工作条件 ①两班工作（每班按8h计算），空载启动，载荷变化不大，常温下连续单向运转，运输机工作效率压为380/220V； ②工作环境室内，灰尘较大，环境温度30C左右 ③普通中小制造厂，小批量 2.传动系统方案的拟定 带式输送机传动系统方案如下图所示。 结 果 w=0.96，三相交流电源，电 3.电动机的选择 1）电动机容量的选择 PW= 3.0kw 由已知条件可以计算出工作机所需要的有效功率计算：

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PWFV30001.2kw3.6kw10001000 2）传动系统的总效率 联轴器效率c= 0.99； 一对滚动轴承效率b= 0.98； 闭式圆柱齿轮传动效率g=0.97； 开式圆柱齿轮传动效率'g=0.96； 输送机滚筒效率cy=0.96； 估算传动系统总效率 011223344w 式中 01=c=0.99 12=bg=0.98×0.97=0.9506 23=bg=0.98×0 0.97=0.9702 34=bc=0.98×0.96=0.9408 4w=bcy=0.98×0.96=0.9408 得传动系统总效率 011223344w =0.99×0.9506×0.9702×0.9408×0.9408 =0.808144259 3)工作机所需要电动机的功率 PrPw Pr= 4.45kw Fv3.6kw4.45kw10000.808144259 式中 Pr——工作机所需电动机功率，kw Pw——工作机所需有效功率，kw F,T——工作机的阻力或阻力矩，N或N.m - 3 -

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——传动系统的总效率，多级串联传动系统的总效率等于 各级传动效率及摩擦副效率的连乘积，及12n，各类效率 值可查阅表3-1。 由表3-2所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满 足PmPr条件的电动机额定功率Pm应取5.5 kw。 4）电动机转速的选择 根据已知条件有计算得知输送机滚筒的工作转速 Y160M2-8 v,nw——工作机的线速度或转速，m/s或r/min 60v601031.2nwr/min57.30r/minD400 Pm= 5.5 kw 选同步转速ns= 750 r/m的电动机为宜。 5）电动机型号的确定 由表3-2初选转速为750 r/m的电动机，对应于额定功率Pm为5.5 kw的电动机型号应为Y160M2-8型。其主要性能数据如下表 电动机 额定功型号 率（kw） Y160M2-8 nm= 720 r/m 同步转满载转中心 轴伸 轴伸 总传动速速高度直径D 长度E 比 （r/m） （r/m） H(mm) (mm) (mm) 750 720 160 42 110 12.57 5.5 4.传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比 inm72012.57nw57.30 由传动系统方案知 i01= 1； i23= 1 按表3-1查取开式圆柱齿轮传动的传动比 i34= 4 由计算可得单级圆柱齿轮减速器的齿轮的传动比 i12ii01i23i3412.573.144 - 4 -

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传动系统各传动比分别为： i01= 1， i12= 3.14， i23= 1， i34= 4 5.传动系统的运动和动力参数 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 0轴（电动机轴）： nonm720r/min PoPr4.45kwTo9550Po4.459550Nm59.1Nm no7201轴（减速器高速轴）： n1n0720 r/min i01P1P0014.450.994.41kwT1T1i010159.110.99Nm58.51Nm 2轴（低速轴）： n1n1720229.3 r/min i123.14P124.410.95064.19kw2P1T1T1i121258.513.140.95Nm176.64Nm 3轴（开式齿轮高速轴）： n3n2229.3229.3 r/min i231P3P2234.1920.974.07kwT3T2i2323176.6410.97Nm171.38Nm 4轴（开式齿轮低速轴）： - 5 -

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n3n3229.357.33 r/min i344P3P2234.06710.943.83kwT3T2i2323171.3840.94Nm644.94Nm 传动系统的运动和动力参数 轴 号 单机圆柱齿轮减电动机 速器 0轴 1轴 720 4.41 2轴 229.3 4.19 开式圆柱齿轮传动 3轴 229.3 4.07 工作机 4轴 57.33 3.83 转速n(r/min) 功率p（r/min） 转矩T（N.m） 两轴连接件、传动件 传动比i 传动效率η 720 4.45 59.1 联轴器 1 0.99 58.51 176.64 171.38 644.94 齿轮 3.174 0．9506 联轴器 1 0.9702 齿轮 4 0.9408 注：对电动机轴多填写的为输出功率和输出转矩，对其他各轴所填的为输入功率和输入转矩。 6.减速器齿轮设计计算 【1】闭式齿轮设计 1）选择齿轮材料 参考表13-1，一般用途减速器，无特殊要求。 小齿轮用45钢 大齿轮用45钢 2）选择热处理方法及齿面硬度 小齿轮45钢 大齿轮45钢 小齿轮调质，硬度230～250HBS 大齿轮正火，硬度190～210HBS 减速器单件生产，为便于加工，采用软齿面；热处理方法及硬Flim1=250 MPa 度选取参考表13-1 3）确定许用弯曲应力 ①弯曲疲劳极限应力 由图13-9，小齿轮Flim1=250 MPa 大齿轮Flim2=220 MPa

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Flim2=220 MPa 机 械 设 计 课 程 设 计——单 机 圆 柱 齿 轮 减 速 器

②寿命系数 应力循环次数 NF160jn1t 601720（525016）8.64108 F NF260jn2t 601229.3（525016）2.75108 F 由图13-10 YN1= 0.88 , YN2= 0.90 ③试验齿轮的应力修正系数 由标准规定 YST= 2 ④最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度 SFlim= 1.25 ⑤许用弯曲应力 由式（13-8） YN1=0.88, YN2= 0.90 YST= 2 SFlim= 1.25 F1=352 MPa； F2MPa =316.8 F1Flim1YN1YST SFmin2500.882352MPa1.25Hlim1=580 MPa F2Flim2YN2YSTSFmin2200.902316.8MPa1.25Hlim2=550 MPa 8N8.6410 H14）确定许用接触应力 ①接触疲劳极限应力 由图13-13c，小齿轮Hlim1=580 MPa 大齿轮Hlim2=550 MPa ②寿命系数 应力循环次数 NH18N2.7510 H2 ZN10.92，ZN20.98 SHlim= 1 （525016）2.75108 NH260jHn2t 601229.3 由图表13-14，ZN10.92，ZN20.98 ③最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度，SHlim= 1 H160（525016）8.64108jnt 601720 - 7 -

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④许用接触应力 由式（13-14） H = 533.6 MPa 5800.92533.6MPa1 5500.98539MPa1 H1 Hlim1ZN1SHmin K = 1.2 a0.48 H2Hlim2YN2SHminH1H2取HH2 = 533.6 MPa 5）按齿面接触强度确定中心距 ①载荷系数 设齿轮按8级精度制造 由表13-2，按电动机驱动，载荷平稳，取K = 1.2 ②齿宽系数 由表13-6，按对称布置，软齿面取d1 由式（13-15），a2d210.48 u13.141ZE189.8 ZH2.46 Z1 22Z2 73 ③弹性系数 由表13-5，ZE189.8 ④节点区域系数。 初设螺旋角 12 由图13-12，ZH2.46 ⑤重合度系数Z 初取Z1= 22，Z2iZ13.142372.22,取Z2= 73 iuZ2733.174 （误差小于5%） z123， i3.174 a1.66 端面重合度，由式（13-19） 11a1.883.2cosZZ21111.883.2cos1223731.66

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1.56 机 械 设 计 课 程 设 计——单 机 圆 柱 齿 轮 减 速 器

轴向重合度 Z0.776 bsindd1sinPnmn123dZ1mncosdZ1tanmn Z0.989 tan121.56＞1由式（13-24） Z1a10.7761.66 ⑥螺旋角系数 由式（13-25）， Zcoscos120.989 mn2.5mm ⑦设计中心距 由式（13-13）， au13500KT1ZEZHZZauH25001.2176.6189.82.460.7760.9894.136130.43.174533.6139.88mmmn2acos2139.88cos122.85mmZ1Z22373 a148mm 取mn2.5mm，重求中心距 amn(Z1Z2)3(2373)147.22mm2cos2cos12 13.35 d170.92mm d2225.1mm 圆整中心距，取a148mm 则需调整 cos-1mn(Z1Z2)-13(2373)cos13.352a2148 6）确定齿轮参数与尺寸 ①取齿数 Z123，Z273 - 9 -

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②模数 mn2.5mm ③实际齿数比 u ④确定分度圆直径 d1mnZ132370.92mmcoscos13.35 mnZ2373225.1mmcoscos13.35 Z2733.174 Z123 b275mm b180mm d2hahamn12.52.5hf(hac)mn3.125 da1d12ha70.92575.92 df1d12hf75.9223.12569.67da2d22ha225.15230.1YFa12.65， YFa22.23 YSa11.58， YSa21.76 df2d22hf225.123.125218.85 ⑤确定齿宽 bb2aa1480.483171.4988 取bb275mm b1b2580mm 7）验算轮齿弯曲强度 ①当量齿数 Zv1Z12323.64，按Zv1=24查表 33coscos13.35Z27375.03，按Zv2=76查表 cos3cos313.35 Y0.705 Y0.88 Zv2 ②齿形系数YFa和修正系数YSa1 - 10 -

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由表13-3 YFa12.65，YFa22.23 YSa11.58，YSa21.76 ③重合度系数Y 重新计算端面重合度，由式（13-19） a1.883.211cosZ1Z2 111.883.2cos13.3523731.65 0.75Y0.25 a0.250.750.7051.65 ④螺旋角系数Y 由及1查图13-17，取Y0.88 ⑤校核弯曲强度，由式（13-6） F1 2000KT1YFa1YSa1YYbd1mn20001.2176.62.651.580.7050.88 6070.92386.245MPa＜F1F2 2000KT1YFa2YSa2YYbd1mn20001.2176.62.231.760.7050.886070.92380.86MPa＜F2 8）设计结果 齿轮参数及几何尺寸 模数 mn2.5mm 齿数 Z1 22，Z2 73 齿宽 b275mm，b180mm 齿轮弯曲疲劳强度满足 - 11 -

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分度圆直径 d170.92mm，d2225.1mm 中心距 a148mm 齿轮精度 8级 齿轮材料 小齿轮 45钢，调质，230～250HBS； 大齿轮 45钢，正火，190～210HBS 【2】开式齿轮设计 1）选择齿轮材料 参考表13-1，一般用途减速器，无特殊要求 2）选择热处理方法及齿面硬度 小齿轮 45钢，调质，减速器单间生产，为便于加工，采用软齿面，热处理方法及硬230～250HBS； 度选取参考表13-1 3）确定许用弯曲应力 ①弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮Flim1240MPa 大齿轮Flim2220MPa ②寿命系数，应力循环次数 NF160jFn3t601229.3(525016)2.7516108 大齿轮 45钢，正火，190～210HBS Flim1240MPa Flim2220MPa NF260jFn4t60157.325(525016)6.879107 由图13-10， YN10.92, YN20.98 YN10.92YN20.98 ③试验齿轮的应力修正系数 由标准规定， YST2 ④最小安全系数 由表13-4，失效概率低于1/100，SFmin1.25 ⑥许用弯曲应力 由式13-8，

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YST2 机 械 设 计 课 程 设 计——单 机 圆 柱 齿 轮 减 速 器

F1F2FlimY1N1YSTSFminFlim2YN2YSTFmin2400.922353.28 1.252200.982344.96 1.25SFmin1.25 S 4）确定许用接触应力 ①接触疲劳极限应力，由图13-13c，图13-13b 小齿轮Flim1560MPa 大齿轮Flim2500MPa ②寿命系数，应力循环次数 NH160jHn1t601229.3(525016)2.7516108 NH260jHn2t60157.325(525016)6.879107 353.28 F1344.96 F2 Flim1560MPa Flim1560MPa Flim2500MPa 由图13-14，ZN10.92,ZN20.96 ③最小安全系数 由表13-4，失效率低于1/100，SHmin1.0 ④许用接触应力 由式13-14， ZN10.92 ZN20.96 H1Hlim12N15600.92515.2 SHmin1 SHmin1.0 H2Hlim22N2SHmin5000.96480 1 5）按齿面接触强度确定中心距 ①小齿轮转矩，T3171.38Nm ②齿轮比uZ2n2229.34.0 Z1n157.325H1515.2 H2480 ③载荷系数，设定齿数轮按8级精度制造，由表13-2，取载 荷系数K=1.6 ④齿宽系数 齿轮相对于轴承对称布置 由表13-6，取a1 T3171.38Nm u4.0 K=1.6 - 13 -

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由式13-15，计算得a0.4 ⑤弹性系数由表13-5，ZE189.8 ⑥节点区域系数 由图13-12，ZH2.5 ⑦重合度系数 直齿轮传动在1.1～1.9之间选取，初取=1.750 由式13-10，ZE40.866 3 a1 a0.4 ZE189.8 ZH2.5 ⑧计算中心距 =1.750 2au13500KT3ZeZHZauH5001.6171.3889.82.850.866 (4.01)3 0.44.0500193.41取标准值a=194mm 6）确定齿轮参数尺寸 ①初取齿数Z132,Z2Z1432128 ②计算模数m2a21942.425 Z1Z21602 a194 Z132 Z2128 由表6-2，取标准模数m=2.5mm ③确定齿数，解Z1Z2得：Z132，Z2128 ④实际齿数比Z21284 Z132Z2a与2 Z1mm2.5 Z132Z2128 ⑤确定重合度系数 1.883.211111.883.21.8542 32128Z1Z2- 14 -

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由式13-10得Z⑥确定齿宽 4341.85420.846Z 34 b165mm b260mm baa0.414859.2, 取b260mm，b1b2565mm 7）验算轮齿弯曲强度 ①齿形系数 由表13-3，YFa12.492，YFa22.1576 ②应力修正系数 由表13-3，YSa11.633，YSa21.8124 ③重合度系数 由式13-4，Y0.25④齿根弯曲应力 由式13-4， 0.75 YFa12.492 0.250.750.65449 1.8542YFa22.1576 YSa11.633 YSa21.8124 F12000KYFa1YSa1Y2b1mZ120001.6171.382.4921.6330.65449 2652.53243.8898MPa＜F1F22000KYFa2YSa2Y2b2mZ220001.6171.382.15761.81240.65449 602.5212816.134MPa＜F28）设计结果 齿轮参数及几何尺寸 模数 mn2.5mm 齿数 Z1 32，Z2 128 齿宽 b265mm，b160mm

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分度圆直径 d180mm，d2320mm 中心距 a194mm 齿轮精度 8级 齿轮材料 小齿轮 45钢，调质，230～286HBS； 大齿轮 45钢，正火，170～217HBS 7.减速器轴及轴承装置的设计 1）轴的设计 考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s，可取s=5～12；考虑相邻齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k，取k=10；为保证滚动轴承完全放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c，当轴承采用油润滑时取c=5，取轴承宽度在n=15～30 mm。 ①初估减速器输入轴轴端直径 如果减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联接，则外伸段径与电动机轴径不得相差很大，否则难以选择合适的联轴器。即减速 de33.6~50.4mm器输入轴轴端直径和电动机轴直径必须在所选取联轴器毂孔最大与 dm最小直径允许范围内。为此，可取减速器输入轴轴端直径为： de（0.8~1.2）dm （0.8~1.2）42 33.6~50.4mm ②轴的结构设计 ③求轴传递的转矩及轴上的作用力 2000T22000176.61569.1N 圆周力 Ftd2225.1Ft1569.1N Fr586.97N Fa372.37N Ma41910.24mm径向力 FrFttanantan20586.97N coscos13.35轴向力 FaFttan372.37N - 16 -

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轴向力弯矩 MaFa④轴的材料选取 d1225.1372.3741910.24mm 22轴的材料首先应有足够的强度，对应力及总的敏感性低；还需满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性要求；并要具有良好的加工性能，且价格低廉、易于获得。 选取轴的材料为45钢，用45钢制造的轴一般应进行热处理、表面强化处理及化学处理，进一步提高其强度、耐磨性和耐腐蚀性。 ⑤轴的受力分析及校核 FAVA FAHFrC FBV B FBH 。。 FAVaFaFtFt FBVbcFAH FrFBHde 竖直面（b）（c）： FAVFtFBV0MAVF0 Ft47.85FBV47.8520即FBV1569.155.35784.55N255.35 - 17 -

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∴FAVFBVFt2353.65N MCVFAV55.352353.6130274.53mm水平面（d）（e）： FAHFBHFr Fr48.75FBH48.750 FBHFr55.35586.77293.485N55.3522 FAHFrFBH586.97293.485293.485 MCHFAH55.35293.48555.3516244.4 MCHFAH48.75Ma293.48558154.64NMCM2CHM2CV58154.612130274.532142665.4 MecMd32C R12371.88N R2837.65N aT142665.4(0.6176600)177710.26222 取d=40 强度满足 2）滚动轴承的选择 由轴的校核可得减速器输入轴轴端直径为35mm故选轴承的型号 为30208，对滚动轴承进行校核： ①对两轴承的径向载荷R1、R2 轴承型号30208 e0.37 由系统静平衡得 Y1.6 22R1FAHFAV293.48522353.6522371.88N22R2FBHFBV293.4852784.552837.65NMec30.940.11  Cy63KN ②求两轴承的轴向载荷A1、A2 - 18 -

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R1S1 R2S2 C63KN查表得轴承的型号为30208，e0.37，Y1.6，y。 S1eR10.372371.88877.6N S2eR20.37837.65309.93N S1Fa1249.97＞S2309.93N 所以需要在轴承处加一平衡力B2 B2S1FaS2 ∴A1S1877.6 A2S2B2S1Fa877.6372.371249.97 ③计算当量动载荷P1、P2 对轴承1： A1877.60.37eR12371.88 ∴X1，Y0 查表17-6，17-7得fp1.2，ft1 ∴P1fpR11.223.71.8828446.26 对轴承2： A21249.87＞eR2837.65 ∴X0.4，Y1.6 P2fpX2R2Y2A21.20.4837.651.61249.972802 P1＞P2 ∴按轴承1计算。

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P160nLh2846.261060229.3200003Cft110610615351.46N＞Cr63000N∴所需轴承满足要求 8.键联接的选择 1）键的选择 高速轴 d=46 查表 b=14，h=9，L=70 低速轴 d=46 查表 b=14，h=9，L=63 2）键的校核 ①选择键的类型、材料，确定键的尺寸 根据工作要求，选用A型普通平键 材料选用45钢 键的尺寸为d=46mm，b=mm，h=9mm，L=63mm ②校核键联接的强度 普通平键构成静联接，应校核轮毂的挤压强度、许用挤压应力。 已知齿轮材料为45钢，查表15-15得 挤压应力 p=100～120 键的工作长度 lLb631449mm 挤压应力p 4T4176.610334.82MPa＜p hld94946键的强度满足。 ③确定键的型号 14×63 GB1096-2000 9.联轴器的选择 1）高速轴 初选TL6 进行校核： TcKT1.758.5199.47＜Tn250N - 20 -

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n229.3＜n3300r/min ∴满足强度 2）低速轴 由d=35 选HL3 TcKT1.7176.6300.22＜Tn n229.3＜5000r/min ∴满足强度 10.减速器箱体及附件的设计 1）减速器的基本结构 ①齿轮、轴及轴承 减速器中的小齿轮与高速轴采用齿轮轴结构；大齿轮与低速轴分别制造，齿轮在轴上的周向固定采用过盈配合附加平键联接。轴上零件的轴向定位与固定采用轴环、轴肩、轴套和轴承盖等加以实现。齿轮的润滑采用浸油润滑。两根轴的支承均采用圆锥滚子轴承，这种轴承组合使用于承受较大径向载荷和轴向载荷复合作用的情况。轴承利用齿轮旋转时溅起的稀油进行润滑，箱座油池中的润滑油被齿轮飞溅到箱盖的内壁上，沿内壁坡口流进箱座剖分面上的输油沟，再经轴承盖上的导油槽流入轴承。为防止在轴外伸段处箱体内润滑油流失以及外部灰砂、异物进入箱体内，在轴承透盖和外伸轴之间装密封件。 ②减速器箱体 减速器箱体作用在于支承旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供一封闭的工作空间，使其处于良好的工作状态；同时防止外界灰砂、异物侵入以及箱体内润滑油逸出。箱体兼作油箱使用，以保证传动零件啮合过程的良好润滑。箱体是减速器中结构和受力最复杂的零件，应具有足够的强度和刚度。 ③减速器附件 为保证减速器的正常使用和维护，必须进行向减速器箱体内注 - 21 -

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入润滑油及换油、检查油面高度、加工或装配时箱盖和箱座的精确定位及吊装等工作，这些就需要依靠若干附件来实现。减速器附件包括：窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞和起吊装置等。 2）箱体设计 名 称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱盖底凸缘厚度 箱盖上的肋厚 箱盖上的肋厚 地脚螺旋栓 地脚螺旋栓数目 螺栓直径 螺栓通孔直径 地脚螺栓沉头座直径 螺栓 地脚凸缘尺寸 轴承螺栓联接直径 轴承旁联接螺栓直径 轴承旁螺栓 螺栓通孔直径 沉头座直径 剖分面凸缘尺寸 符 号 δ δ1 b b1 P m m1 dφ n dφ d＇φ d0 L1 L2 d1 d1 d＇1 D0 c1 c2 d2 d2 D＇2 D0 c1 结 构 尺 寸 单级：0.025×148+1=4.7≤8 单级：0.025×148+1=4.7≤8 b=1.5δ=1.5×8=12 b1=1.5δ1=1.5×8=12 P=2.5δ=2.5×8=20 m≥0.85δ=0.85×8=6.8 m1≥0.85δ1=0.85×8=6.8 0.036a+10=0.036×148+10=15.328 单级：4 M16 20 45 27 25 0.75 dφ=0.75×16=12 M12 13.5 26 20 16 （0.5~0.6） dφ=8~9.6 M10 11 24 18 - 22 -

计算结果 取δ=8mm 取δ1=8mm b=12mm b1=12mm P=20mm m=8mm m1=8mm dφ=16mm n=4 dφ=16mm d＇φ=15mm d0=40mm L1=24mm L2=22mm d1=12mm d1=12mm d＇1=13.5mm D0=26mm c1=20mm c2=16mm 取d2=10mm d2=10mm d＇2=11mm D0=24mm c1=18mm 上下箱联接螺栓直径 上下箱螺栓直径

螺栓直径 螺栓通孔直径 沉头座直径 剖分面凸缘尺寸 机 械 设 计 课 程 设 计——单 机 圆 柱 齿 轮 减 速 器

c2 定位销孔直径 D＇3 14 d＇3≈(0.7~0.8)d2=7~8 以Md1螺栓和 Md3螺钉不干涉为准尽量靠近，可取S=D2=120 Rδ≈c2=16 根据低速轴轴承座外径D2和Md1螺栓扳手空间c1的要求，由结构确定 Δ1＞1.2δ=1.2×8=9.6 K=c1+c2+(S~8)=20+16+( S~8) 齿轮减速器：H≈(1~1.2)a=(1~1.2)×148≈148~177.6 c2=14mm 取 d＇3=8mm 轴承旁联接螺栓距离 S S=120,mm 轴承旁凸台半径 Rδ Rδ=16mm 轴承旁凸台高度 H h= 大齿轮顶圆与箱体内壁距离 箱体外壁在轴承座端面距离 剖分面在底面高度 Δ1 K Δ1=9.6 K=44mm H H=170mm 对于单级圆柱齿轮减速器，以浸入大齿轮一个齿全高为宜，但浸油深度不应小于10mm，为避免由于齿轮旋转搅起沉积在左箱底的油污，大齿轮顶圆与油池底面的距离应取大于30~50mm。 3）减速器附件及其尺寸 ①窥视孔（或称检查孔）及窥视孔盖： A=120mm A1=A+（5~6）d4=120+（5~6）×6=150mm A2=12(A+A1)=1/2(120+150)=135mm B=B1-(5~6)d4=91-（5~6）×6=61mm B1=106-（15~20）=91mm B2=1/2(B+B1)=1/2(61+91)=76mm d4=M6 R=5~10 h自行设计 ②通气器（简单式）： d M12×1.25 D 18 D1 16.5 S 14 L 19 l 10 a 2 D1 4 - 23 -

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③轴承盖 d3=M8 n=4 D0=D+2.5d3=80+2.5×8=100mm D2=D0+2.5d3=100+2.5×8=120mm e=1.2d3=1.2×8=9.6mm e1≥e=9.6mm d1=68mm m由结构确定 D4=D-(10~15)mm=80-(10~15)=65~70mm b1、d1由密封尺寸确定 b=5~10mm h=(0.8~1)b=(0.8~1)(5~10)=(4~10)mm ④套杯 S1≈S2≈e4=7~12=10mm m由结构确定 Dc=D+2S2+2.5d3=80+2×10+2.5×8=120mm D0=Dc+2.5d3=120+2.5×8=140mm D1由轴承安装尺寸确定 ⑤垫圈及槽尺寸 d 40 d1 39 D 52 b 5 d0 41 D0 53 b1 4 B2 55 11.设计小结 机械设计课程设计是机械设计课程当中一个重要环节，通过几周的课程设计，我从各方面都收到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。 由于在设计方面没经验，理论知识学的不牢固，再设计中出碰到了很多问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准、

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再设计过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题。在这些过程中，我深刻认识到了自己在知识的理解和接受用用方面的不足，在今后的学习过程中我会更加努力和团结。 12.参考文献 【1】任金泉等编著 . 机械设计课程设计 . 西安：西安交通大学出版社，2002 【2】诸文俊、钟发祥主编 . 机械原理及机械设计 . 西安：西北大学出版社，2009

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