E4带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计说明书题目：带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器设计机电工程系：
设计者：
同组人：
指导教师
辅助指导教师：
班级：
设计时间
一、课题任务书 (1)
二、传动方案的拟订 (2)
三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 (4)
四、带传动的设计 (6)
五、齿轮传动参数计算及校核 (6)
六、轴的计算 (14)
七、滚动轴承的选择 (24)
八、键的设计及校核 (26)
九、联轴器的选择 (27)
十、润滑方式的选择 (27)
十一、箱体尺寸的计算 (27)
十二、装备图设计 (28)
十三、零件图设计 (30)
十四、总结 (30)
参考文献 (31)
任务要求：
1、减速器装配图一张（0号或一号图纸）
2、零件图（1～3张）
3、设计说明书一份（6000～8000字）
4、其他要求：设计步骤清晰，计算结果正确，说明书规范工整，制图符合
国家标准。

按时，独立完成设计。

5、工作情况：两班制，连续单向运行，载荷较平稳。

6、使用期：8年，每年按360天计。

7、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。

机械设计课程设计进度计划表
设计题目：带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器设计。

设计用于带式运输机上的展开二级圆柱齿轮减速器。

连
续单向运转，空载启动，中等冲击，二班制工作，运输
带速度允许误差为5%，工作期限为10年。

设计原始参
数表如下：
运输机工作扭矩T（N·m）：850
运输机带工作速度V（m/s）：0.75
卷筒直径D（mm）：360
设计参考图如下：
1、带传动。

2、电动机
3、展开二级圆柱齿轮减速器
4、带式运输机
5、卷筒
一、传动方案的拟订
蜗杆减速器a 一级圆柱齿轮减速器b
带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器c
如上图所示，a方案采用蜗杆减速器，结构紧凑，但传动效率低，在长期连续使用时不经济；b方案采用一级圆柱齿轮减速器和开式齿轮传动，成本较低，但使用寿命短；c方案采用带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器适合于繁重及恶劣的条件下长期工作，使用维护方便，但结构尺寸较大。

根据综合比较得，选择c方案即能满足工作条件而且工作可靠，结构比较简单，传动效率高，使用维护方便，工艺性，经济性都比较好，所以选择c方案，才方案中，高速级用带传动，因为其传动平稳，能缓冲吸振，保护其它零件，在中间轴选用2级圆柱齿轮传动，其使用寿命长，工作可靠，成本较其他2个方案来说较低。

二、电动机的选择
①选择电动机的类型
②选择电动机的理由
③确定电动机的转速
④确定电动机的型号
1、选择电动机的参数计算
⑴、运输机功率：P’=Fv/1000=850*0.8/（0.18*1000）=3.778 kw
⑵、传动效率：
由手册表1—7得：
V带传动η1=0.96 球轴承η2=0.99齿轮η3=0.9
联轴器η4=0.98 滑动轴承η5=0.97 卷筒η6=0.96
η总= η1η23η32η4η5η 6
=0.96*0.993*0.972*0.98*0.97*0.96=0.8
⑶、电动机输出功率：P=P’/η=3.778/0.8=4.723
⑷、选择电动机
由手册表12—1得
Y132S-4符合要求P=5.5 KW n=1440r/min 轴伸出量80 mm 轴键槽宽度=10 mm 轴直径D=38 mm
电机轴示意图
2、传动比分配
⑴、总传动比
a、卷筒转速n’=V*60*1000/πD
=0.75*60*1000/3.14*360）
=39.81 r/min
b、i总=n/n’=1440/39.81=36.17
⑵、传动比分配：
由《机械零件》表2—7得
减速器中低速级i低=4.5 i高=3.5
i v=i总/（4.5*3.5）=2.49
3、传动装置运动参数计算
⑴、各轮功率
P带=5.5*η1=5.5*0.96=5.28 KW
P
1=5.28*η
2
=5.28*0.99=5.23 KW
P
2=5.5*η
1
*η
2
2*η
3
=5.5*0.96*0.992*0.97=5.02 KW
P
3=P
2
*η
4
*η
2
=5.02*0.97*0.99=4.82 KW
⑵、各轴转速
n
1
=n/2.49=1440/2.49=578.31 r/min
n
2
=n/（2.49*3.5）=1440/（2.49*3.5）=185.23 r/min
n
3=n/i
总
=39.81 r/min
⑶、各轴转矩
T
1=9550*P
1
/n
1
=9550*5.23/578.31=86366 N·m
T2=9550*5.02/185.23=258818 N·m
T3=9550*4.82/39.81=1156267 N·m 三、V带传动设计
四、齿轮传动设计
1、选择第一对齿轮材料、确定许用应力 选择 小齿轮用40Gr 调质，硬度取260 HB 大齿轮用45钢调质，硬度取190 HB
2、初步计算
转矩 T 1=86366 N ·mm 齿宽系数 由书12.13 ψd =1.0 接触δ
HLim
由书图12.17 σHLim1
=710 MPa σ
HLim2
=540 MPa
计算[σH ] [σH1]=0.9σHLim1
=639 MPa
[σH2]=0.9HLim2=486 MPa
A d 值 由表12.16，取A d =85
初步计算的小齿轮直径 d 1=A d 32
11
*][μ
μσψ+H d T =66.1 mm 取d 1=75 mm
齿宽 b=ψd * d 1=75 mm ⑴、 校核计算
圆周速度 v v=
1000
*601
1n d π=2.27 m/s
精度等级 由表12.6，选取8级精度
齿数Z 和m 取Z 1=30 Z 2=i*Z 1=3.5*30=105 m=2.5 使用系数K A 由表12.9，K A =1.75 动载荷系数 由图12.9，K V =1.1 圆周力Ft F t =
1
1
2d T =2032.1 N b F K t A =75
1
.2032*75.1=47.42<100 N/m 端面重合度
ε
d
ε
d
=[1.88-3.2(1/Z 1+1/Z 2)]cos β
=1.74 重合度系数Z ε Z ε=
3
4d
ε-=0.87 齿间载荷分配系数 K H α K H α=1/
ε
d 2=1.32
齿向载荷分配系数 K H β K H β=A+B （1/D 1）2+C*10-3b
由表12.11，A=1.17 B=0.16 C=0.61
K H β=1.38
载荷系数 K= K A K V K H αK H β=3.51 弹性系数Z E 由表12.12，Z E =189.8mpa 节点区域系数Z H 由图12.16，Z H =2.5 接触最小安全应力S Hmin 由表12.14，S Hmin =1.25
总工作时间t h t h =10*300*16=48000 h
应力循环次数 N L160rn 1t h =60*1*578.31*48000=1.7*109
N L2=1.7*109/3.5=4.9*108
接触寿命次数Z N 由图12.18，Z N1=1.0 Z N2=1.05
许用[δH ] [δH1]= σ
HLim1
* Z N1/S Hmin =568 MPa
[δH2]= σ
HLim2
* Z N2/S Hmi2=453.6 MPa
验算 σH =Z E Z H Z ε
μ
μ1
*
22
1
1+bd KT =148.9 MPa <453.6 MPa
3、确定主要尺寸
实际分度圆直径d d 1=mZ 1=2.5*30=75 mm d 2=mZ 2=2.5*105=262.5 mm 中心距 a a=m(Z 1+Z 2)/2=168.75
齿宽 b b= d 1ψd =75 mm b 1=85 b 2=75
4、齿根弯曲疲劳强度验算
重合度Y ε Y ε=0.25+0.75/
ε
d
=0.69
齿间载荷分配系数 K F α 由表12.10，K F α=1/Y ε=1.45 齿向载荷分配系数 K F β b/h=75/(2.25+2.5)=13.3 K F β=1.38 载荷系数 K= K A K V K H αK H β=1.75*1.1*1.45*1.38=3.85 应力修正系数 Y S α 由图12.12，F S α1=1.625 F S α1=1.81 齿形系数 Y F α 由图12.21，Y F α1=2.54 Y F α2=2.1 弯曲疲劳极限 σ
Flim
由图12.23, σ
Flim1
=530 σ
Flim2
=340 MPa
最小安全系数 S Hmin 由表12.14，S Fmin =1.60
应力循环次数 N L1=60rn 1t h =60*1*578.31*48000=1.7*109
N L2=1.7*109/3.5=4.9*108
弯曲寿命次数Y N 由图12.24，Y N1=0.9 Y N2=0.95
尺寸系数 Y X 由图12.25，Y X =1.0 许用弯曲应力 [δF ] [δF1]= σFlim1
Y N Y X /S Fmin =298.13 MPa [δF2]= σ
Flim2
Y N Y X /S Fmin =201.88 MPa
验算 δf1=
m
bd KT 11
2Y F α1F S α1 Y ε=135 MPa <298 MPa δf2=
m
bd KT 11
2Y F α2F S α2 Y ε=124 MPa <201.88 MPa 计算结果表明，该齿轮符合要求。

（二）、选择第二对齿轮材料、确定许用应力
1、选择 小齿轮用 40Gr 调质，硬度取290 HB 大齿轮用 35GrMo 调质，硬度取280 HB
⑴ 、 初步计算
转矩 T 2=258818 N ·mm 齿宽系数 由书12.13 ψd =1.0 接触δ
HLim
由书图12.17C σ
HLim1
=790 MPa
σ
HLim2
=750 MPa
初算[σH ] [σH1]=0.9σHLim1
=711 MPa
[σH2]=0.9HLim2=675 MPa
A d 值 由表12.16，取A d =85 初步计算的小齿轮直径 d 1=A d 32
21
*][μμσψ+H d T =77 mm 取d 1=90 mm
初步计算齿宽b b=ψd d 1=90 mm
⑵、 校核计算
圆周速度 v v=
1000
*601
1n d π=0.88 m/s
精度等级 由表12.6，选取8级精度
齿数Z 和m 取Z 1=30 Z 2=i*Z 1=3.5*30=135 m=3 使用系数K A 由表12.9，K A =1.75 动载荷系数 由图12.9，K V =1.1 圆周力Ft F t =
1
2
2d T =5751.51 N
b
F K t A =7551
.5751*75.1=111.83>100 N/m
端面重合度
ε
d
ε
d
=[1.88-3.2(1/Z 1+1/Z 2)]cos β
=1.75 重合度系数Z ε Z ε=
3
4d
ε-=0.87 齿间载荷分配系数 K H α K H α=1/
ε
d
2=1.2
齿向载荷分配系数 K H β K H β=A+B （1/D 1）2+C*10-3b
由表12.11，A=1.17 B=0.16 C=0.61
K H β=1.38
载荷系数 K= K A K V K H αK H β=3.19 弹性系数Z E 由表12.12，Z E =189.8mpa 节点区域系数Z H 由图12.16，Z H =2.5 接触最小安全应力S Hmin 由表12.14，S Hmin =1.25 总工作时间t h t h =10*300*16=48000 h
应力循环次数 N L160rn 2t h =60*1*185.23*48000=5.3*108
N L2=5.3*108/4.5=1.2*108
接触寿命次数Z N 由图12.18，Z N1=1.1 Z N1=1.12
许用[δH ] [δH1]= σ
HLim1
* Z N1/S Hmin =695 MPa
[δH2]= σ
HLim2
* Z N2/S Hmi2=604 MPa
验算 σH =Z E Z H Z ε
μ
μ1
*
22
1
2+bd KT =648 MPa <695 MPa
2、齿根弯曲疲劳强度验算
重合度Y ε Y ε=0.25+0.75/
ε
d
=0.68
齿间载荷分配系数 K F α 由表12.10，K F α=1/Y ε=1.2 齿向载荷分配系数 K F β b/h=75/(2.25+2.5)=13.3
由图12.14，K F β=1.4
载荷系数 K= K A K V K H αK H β=1.75*1.1*1.2*1.4=3.2 应力修正系数 Y S α 由图12.22，F S α1=1.625 F S α1=1.83 齿形系数 Y F α 由图12.21，Y F α1=2.54 Y F α2=2 弯曲疲劳极限 σ
Flim
由图12.23C, σ
Flim1
=630 σ
Flim2
=580 MPa
最小安全系数 S Hmin 由表12.14，S Fmin =1.60 应力循环次数 N L1=60rn 1t h =5.3*108
N L2=5.3 *108/4.5=1.2*108
弯曲寿命次数Y N 由图12.24，Y N1=0.85 Y N2=0.9
尺寸系数 Y X 由图12.25，Y X =1.0 许用弯曲应力 [δF ] [δF1]= σFlim1
Y N Y X /S Fmin =335 MPa [δF2]= σFlim2
Y N Y X /S Fmin =326 MPa
验算 δF1=
m
bd KT 12
2Y F α1F S α1 Y ε=192 MPa <335 MPa δf2=
m
bd KT 11
2Y F α2F S α2 Y ε=169 MPa <326 MPa 计算结果表明，该齿轮符合要求。

齿轮几何尺寸
模数 m 2.5 2.5 齿数 Z 30
105
压力角α 20°
分度圆直径 d d 1=75
d 2=262.5
齿顶高 h a h a1=m*h a *=2.5 齿根高 h f h f =( c+h a *)m=3.125 全齿高 h h=h a +h f =5.625
齿顶圆直径 d A1=m(30+2)=80 d A1=m(105+2)267.5 齿根圆直径
d f1=m(30-2.5)=68.75
d f2=m(105-2.5)=256.25
基圆直径d
b1=Cosα*d
1
=70.48 d
b2
=COSα*d
2
=246.67
齿距 P P=πm=7.85
基圆齿距 P
b P
b
=PCosα=7.38
齿厚 S s=P/2=3.925
齿槽宽 e s=e=3.925
顶隙 c c=m*c*=0.625
标准中心距 a a= 247.5
传动比 i 3.5
第二对齿轮小齿轮大齿轮模数 m 3 3 齿数 Z 30 135 压力角α20°
分度圆直径 d d
1=90 d
2
=405
齿顶高 h
a h
a1
=m*h
a
*=3
齿根高 h
f h
f
=( c+h
a
*)m=3.75
全齿高 h h=h
a +h
f
=6.75
齿顶圆直径d
A1=m(30+2)=96 d
A1
=m(135+2)=411
齿根圆直径d
f1=m(30-2.5)=82.5 d
f2
=m(135-2.5)=397.5
基圆直径d
b1=Cosα*d
1
=84.57 d
b2
=COSα*d
2
=380.57
齿距 P P=πm=9.42
基圆齿距 P
b P
b
=PCosα=8.85
齿厚 S s=P/2=4.71
中心距 a a=m(30+135)/2=247.5
五、轴的设计
1、第一根轴
选用 40Gr调质 C=102 σ
b =650 MPaσ
s
=360 MPa
⑴、估计轴径 d d ≧C 3
n p =102*331
.57823.5=21.25 mm A 、
画出轴的参考直径
B 、
结构设计过程
⑵ 、计算齿轮受力 F t =
d
T 1
2=2303 N Fr= F t *tan αn =838 N ⑶ 、计算支承反力（受力图如a ）
水平面反力（受力图b ）：F R1’=
314
5
.594221⨯-⨯r Q F F =2170.8 N
F R2’=314
108
5.254⨯-⨯-
Q r F F =-1275.4 N
垂直反力（受力图c ）： F R1“=
314
5
.591⨯t F =436.40 N F R2“=314
5
.2541⨯t F =1866.60 N
⑷ 、画轴弯矩图
水平面弯矩图 d 垂直面弯矩图 e
合成弯矩图 f
⑸ 、画轴转矩图
轴受转矩 T=T 1=86366 N ·mm 转矩图 g
⑹ 许用应力
许用应力值 用插入法由表16.3查得：[σob ]=102.5 MPa
[σ
-1b
]=60 MPa
应力校正系数 α=
]
[]
[1b -ob σσ=0.59 ⑺ 画当量弯矩图 h
当量弯矩 αT=0.59*86366=50955.94 N ·mm 当量弯矩 在小齿轮中间截面处
M ’1=22）（T M α+=2
250956
12169661+=129828.53 N ·mm ⑻ 校核轴径
d 1=3
11
]
[1.0'b M -σ=27.8 mm <45 mm
d 2=3
12
]
[1.0b M -σ=31.5 mm <35 mm
以上计算表明，该轴符合要求。

图 a
轴水平面受力图 b
轴垂直面受力图 c
轴水平面弯矩图 d
轴垂直面弯矩图 e
合成弯矩图 f
转矩图 g
当量弯矩图 h
2、第二根轴
选用 40钢 C=110 ⑴、估计轴径 d d ≧C 3
n p =110*323
.18502.5=33.04 mm C 、
画出轴的参考直径
D 、
结构设计过程
⑵、计算齿轮受力
T 2=258818 N
F t1=-F t =-2303 N F t2=
d
T 2
2=5752 N F r1= -F r =-838 N F r2= F t2 *tan α=2094 N
⑶ 、计算承反力（受力图如 i ）
水平面反力（受力图 j ）：F R1’=
314
5
.59'24212⨯-⨯-r r F F =-1772.64 N
F R2’=
314
5
.254'7212⨯-⨯-r r F F =152.12 N
垂直反力（受力图k ）： F ”R1=
314
5
.59'24212⨯-⨯t t F F =3997 N
F ”R2=
314
5
.2547212⨯-⨯t t F F =-548 N
⑷ 、画轴弯矩图
水平面弯矩图 l 垂直面弯矩图 m 合成弯矩图 n
⑸ 、画轴转矩图
轴受转矩 T=T 2=258818 N ·mm 转矩图 o
⑹ 、许用应力
许用应力值 用插入法由表16.3查得：[σob ]=102.5 MPa
[σ
-1b
]=60 MPa
应力校正系数 α=
]
[]
[1b -ob σσ=0.59 ⑺ 、画当量弯矩图 图p
当量弯矩 αT=0.59*258818=152702.62 N ·mm 当量弯矩 在小齿轮中间截面处
M ’1=22）（T M α+=2
250956
12169661+=129828.53 N ·mm ⑻ 、校核轴径
d 1=3
1
6
'M =38.55 mm <40 mm
d
2=32
6
M
=29.5 mm<35 mm
计算结果表明，该轴符合要求。

轴2受力图 i
轴2水平面受力图 j
轴2垂直面受力图 k
轴2水平弯矩图 l
轴2垂直面弯矩图 m
轴2合成弯矩图 n
轴2转矩图 o
轴2当量弯矩图 p
3、第三根轴设计
选用40Gr 钢 C=102 ⑴、估计轴径 d d ≧C 3n p =102*381
.3982.4=49.46 mm 取d=50 mm 选取轴承 6010
E 、
画出轴的参考直径
F 、
结构设计过程
⑵、计算齿轮受力
F t3=F t2=5752 N F r3= F r2=2094 N
⑶、计算支承反力（受力图如q ）
水平面反力（受力图r ）：F R1’=
314
242
3⨯r F =1614 N F R2’=
314
82
2⨯r F =480.15 N 垂直反力（受力图s ）： F “R1=314
242
2⨯-
t F =-4433.07 N F “R2=314
72
2⨯-
t F =-1318.93 N ⑷、画轴弯矩图
水平面弯矩图 t
垂直面弯矩图 u 合成弯矩图 v
⑸、画轴转矩图
轴受转矩 T=T 1=86366 N ·mm 转矩图 w
⑹、许用应力
许用应力值 用插入法由表16.3查得：[σob ]=102.5 MPa
[σ
-1b
]=60 MPa
应力校正系数 α=
]
[]
[1b -ob σσ=0.59 ⑺、画当量弯矩图 x
当量弯矩 αT=0.59*1156263=682159 N ·mm 当量弯矩 在小齿轮中间截面处
M ’1=22）（T M α+=2
250956
12169661+=129828.53 N ·mm ⑻、校核轴径
d 1=3
6
'
M =49.75 mm <50 mm 以上计算结果表明，设计符合要求。

轴3受力图 q
轴3水平面受力图 r
轴3垂直面受力图 s
轴3水平面弯矩图 t
轴3垂直面受力图 u
轴3合成弯矩图 v
轴3转矩图 w
轴3当量弯矩图 x
六、轴承校核
轴1上的轴承
选取 6307 d=35 mm C r =33.2 KW C or =19.2 KW N o =8000 r/min 轴承受力
F r1=224.4368.2170+=2214.24 N F r2=2260.1866)4.1275(+-=2160.72 N 冲击载荷数 中等冲击 查表18.8， f d =1.2 当量载荷 P 1=f d *F r1=1.2*2214.24=2657.09 N
P 2=f d *F r2=1.2*2160.72=2592.86 N 轴承寿命 (P 1> P 2) L 10h =
ε)(166701
p Cr n =
)09.265733200
(31.57816670=56239>48000 h 静载荷计算
当量静载荷 P or1=F r1=2214.24 P or2=F r2=2160.72 安全系数 查表18.14得，S o =2.5
计算额定静载荷： C or ’=S o *P or1=2.5*2214.24=5535.6 C or > C or ’ 许用转速验算
载荷系数 P 1/C r =0.08 查表18.19，f 11=0.98 P 2/C r =2592.86/33200=0.08 f 12=1.0 载荷分布系数f 2 查表18.20得，f 21=1.0 f 22=1.0 许用转速N N 1=f 11*f 21*N o =7840 r/min>578.31 r/min N 1=f 12*f 22*N o =8000 r/min>578.31 r/min 轴2上的轴承
选取 N207E d=35 mm C r =46.5 KW C or =48 KW N o =7500 r/min 轴承受力
F r1=223997)64.1772(+-=4372.44 N F r2=22)548(12.152-+=568.72 N 冲击载荷数 中等冲击 查表18.8， f d =1.2 当量载荷 P 1=f d *F r1=1.2*4372.44=5254.13 N P 2=f d *F r2=1.2*568.72=682.46 N
轴承寿命 (P 1> P 2) L 10h =
ε)(166701
p Cr n =
3)13.525433200(23.18516670⨯=22705.76 h 静载荷计算
当量静载荷 P or1=F r1=4372.44 N P or2=F r2=568.72 N 安全系数 查表18.14得，S o =2.5
计算额定静载荷： C or ’=S o *P or1=2.5*4372.44=10931.1 C or > C or ’ 许用转速验算
载荷系数 f 1 P 1/C r1=0.11 查表18.19，f 11=0.95 P 2/C r =682.46/46500=0.009 f 12=1.0 载荷分布系数f 2 查表18.20得，f 21=1.0 f 22=1.0 许用转速N N 1=f 11*f 21*N o =7125 r/min>185.23 r/min N 1=f 12*f 22*N o =7500 r/min>185.23 r/min 轴3上的轴承
选取 NF208 d=40 mm C r =37.5 KW C or =38.2 KW N o =7000 r/min 轴承受力
F r1=22)07.4433(1614-+=4717.74 N F r2=22)93.1318(15.480-+=1403.61 N 冲击载荷数 中等冲击 查表18.8， f d =1.2 当量载荷 P 1=f d *F r1=1.2*4717.74=5661.29 N P 2=f d *F r2=1.2*1403.61=1684.33 N 轴承寿命 (P 1> P 2) L 10h =
ε)(166701
p Cr n =
310)29.566137500(81.3916670⨯=228557 h 静载荷计算
当量静载荷 P or1=F r1=4717.74 N P or2=F r2=1403.61 N 安全系数 查表18.14得，S o =2.5
计算额定静载荷： C or ’=S o *P or1=2.5*4717.74=11794.75 C or > C or ’ 许用转速验算
载荷系数 P 1/C r =0.15 18.19，查表18.19得，f 11=0.85 P 2/C r =1684.33/37500=0.0045 查表18.19得，f 12=1.0 载荷分布系数f 2 查表18.20得，f 21=f 22=1.0
许用转速N N 1=f 11*f 21*N o =5950 r/min>39.81 r/min
N 1=f 12*f 22*N o =7000 r/min>39.81 r/min
七、键的强度校核
轴3的键联接
1 、根据d 1=50,查手册表4-1，选取键16⨯10 L=80 GB1096-79
键工作长度 l=l=80,由表7.1，取挤压应力[p σ]=120 MPa 2、键所能传递的最大转矩（d 1< d 2）
T=1/4hl ’d 1[p σ]=0.25*10*80*50*120=1200000 N/mm>1114013 N/mm
八、选取联轴器
根据轴孔直径d=40，传递转矩T=1114.013 N ·mm 选取弹性栓销联轴器 HL4公称转矩T=1250 N ·mm 许用转速No=5000 r/min ，轴孔长度112 mm
九、选择润滑方式
齿轮采用工业闭式齿轮润滑油 L-CKC.68
轴承采用滚珠轴承脂 (SY.1514-82)2GN69-2
十、确定箱体尺寸(mm)
箱座壁厚 δ=0.025a+3=0.025*247.5+3=9 箱盖壁厚 δ1=0.02a+3=0.02*247.5+3=8 箱盖凸缘厚度 b 1=1.5δ1=12 箱座凸缘厚 b=1.5δ=13.5 箱底座凸缘厚 b 2=2.5δ=22.5
地脚螺钉直径 d f =0.036a+12=0.036*247.5+12=21 GB799-88 地脚螺钉数目 n=6
轴承旁联接螺栓直径d 1=0.075 d f =15.68 盖与座联接螺栓直径d 2=0.5 d f =10.5 连接螺栓d 2的距离 l=150 轴承端盖螺栓直径 d 3=0.4 d f =8.4
透视孔螺栓直径 d 5=0.3 d f =6.3
定位销直径 d=0.72 d 2=7.35 GB117-86 d f d 1d 2距外箱盖距离 C 1=18 d f d 2距凸缘边缘距离 C 2=16 轴承旁凸台半径 R 1=C 2=16
外箱壁至轴承端面距离 l 1= C 1+ C 2+b=40
大齿轮顶圆与内壁距离 Δ1>1.2δ=10.8 取Δ1=11 齿轮端面与内箱壁距离 D 2>δ=9
箱盖、箱座筋厚 m 1 0.85δ1=7.65 m =0.85δ=6.8 轴承盖外径 D=轴承孔直径+5d 3 起重吊钩，手册表11-3
透视孔设计，由表11-4得
透气孔的选择，由表11-5得
十一、装配图设计
（一）、装配图的作用
作用：装配图表明减速器各零件的结构及其装配关系，表明减速器整体结构，所有零件的形状和尺寸，相关零件间的联接性质及减速器的工作原理，是减速器装配、调试、维护等的技术依据，表明减速器各零件的装配和拆卸的可能性、次序及减速器的调整和使用方法。

（二）、减速器装配图的绘制
1、装备图的总体规划：
（1）、视图布局：
①、选择3个基本视图，结合必要的剖视、剖面和局部视图加以补充。

②、选择俯视图作为基本视图，主视和左视图表达减速器外形，将减速器的工
作原理和主要装配关系集中反映在一个基本视图上。

布置视图时应注意：
a、整个图面应匀称美观，并在右下方预留减速器技术特性表、技术要求、标题栏和零件明细表的位置。

b、各视图之间应留适当的尺寸标注和零件序号标注的位置。

（2）、尺寸的标注：
①、特性尺寸：用于表明减速器的性能、规格和特征。

如传动零件的中心距及
其极限偏差等。

②、配合尺寸：减速器中有配合要求的零件应标注配合尺寸。

如：轴承与轴、
轴承外圈与机座、轴与齿轮的配合、联轴器与轴等应标注公称尺寸、配合性质及精度
等级。

查[3]P106表7-2。

③、外形尺寸：减速器的最大长、宽、高外形尺寸表明装配图中整体所占空间。

④、安装尺寸：减速器箱体底面的长与宽、地脚螺栓的位置、间距及其通孔直径、外伸轴端的直径、配合长度及中心高等。

（3）、标题栏、序号和明细表：
①、说明机器或部件的名称、数量、比例、材料、标准规格、标准代号、图号以及设计者姓名等内容。

查GB10609.1-1989和GB10609.2-1989标题栏和明细表的格式。

②、装备图中每个零件都应编写序号，并在标题栏的上方用明细表来说明。

（4）、技术特性表和技术要求：
①、技术特性表说明减速器的主要性能参数、精度等级、表的格式参考[3]P108表7-3，布置在装配图右下方空白处。

②、技术要求包括减速器装配前、滚动轴承游隙、传动接触斑点、啮合侧隙、箱体与箱盖接合、减速器的润滑、试验、包装运输要求。

十二、零件图设计
（一）、零件图的作用：
作用：
1、反映设计者的意图，是设计、生产部门组织设计、生产的重要技术文件。

2、表达机器或部件运载零件的要求，是制造和检验零件的依据。

（二）、零件图的内容及绘制：
1、选择和布置视图：
（1）、轴：采用主视图和剖视图。

主视图按轴线水平布置，再在键槽处的剖面视图。

（2）、齿轮：采用主视图和侧视图。

主视图按轴线水平布置（全剖），反映基本形状；侧视图反映轮廓、辐板、键槽等。

2、合理标注尺寸及偏差：
（1）、轴：参考[3]P113，径向尺寸以轴线为基准标注，有配合处径向尺寸应标尺寸偏差；轴向尺寸以轴孔配合端面及轴端面为基准，反映加工要求，不允许出现封闭尺寸链。

（2）、齿轮：参考[3]P116~117：径向尺寸以轴线为基准，轴孔、齿顶圆应标相应
的尺寸偏差；轴向尺寸以端面为基准，键槽尺寸应相应标出尺寸偏差。

十三、总结
在实践中提高自己
-------谈作本次机械设计课程设计的心得体会
作为一名机械系，机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。

在已度过的大一到大二的时间里我们大多数接触的是专业基础课。

我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实
践平台。

在做本次大作业的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。

为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。

我们是在作设计，但我们不是艺术家。

他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。

作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用AUTO CAD 制图、HyperSnap制图软件、大雄机械CAD(普及版)等，所以我们还要好好掌握这几门软件。

虽然过去从未独立应用过它们，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大一学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。

边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。

但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。

谈谈我的意见和建议：
首先，我觉得老师给我们作类似的课程设计是十分必要的，这不
仅可以提起我们对这门课的学习兴趣，同时还可以在专业上用实践锻炼一下我们，使我们不但不在对所学专业感到陌生，而且还可以培养大家的积极性。

其次，我觉得应该培养我们的团队合作精神，让几个人一起作这样的课程设计我想会更好的发挥我们的特长。

十四、参考文献
参考文献
[1] 黄劲枝主编.机械设计基础.北京:机械工业出版社,2001.7
[2] 林晓新主编.工程制图.北京:机械工业出版社,2001.7
[3] 任金泉主编.机械设计课程设计.西安:西安交通大学出版社,2002.12
[4] 吴宗泽主编.机械设计实用手册.北京:高等教育出版社,2003.11。