课程设计-皮带运输机传动装置.doc

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1、课程设计任务书课程名称 机械设计课程设计 课题名称 皮带运输机传动装置 专业班级 姓 名 学 号 指导教师 审 批 汽车与交通学院 交通工程教研室机械设计课程设计说明书课题名称： 皮带运输机传动装置班级：学号：设计人：指导教师 完成日期 目录一、设计任务书.(3)二、电动机的选择.(5)三、计算传动装置的运动和动力参数.(7)四、传动件设计计算 .(8)五、轴的设计. . . . . . .(14)六、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.(21)七、箱体及其附件的结构设计.(21)八、设计总结.(24)九、参考资料.(24)设计任务书题目：设计皮带运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器。课题号：1技

2、术数据： 输送带有效拉力F=2000N带速 V=0.8m/s滚筒直径 D=200mm带式运输机的传动示意图图中，1电动机 2三角皮带传动 3齿轮减速器4滚动轴承 5联轴器 6滑动轴承 7运输皮带 8滚筒工作条件及技术要求：电源380V；工作年限：10年；工作班制：两班运输机单项运转，工作平稳。1，带传动的效率;2，齿轮的效率;3，滚动轴承传动效率;4，联轴器的传动效率;5，滑动轴承的传动效率；6，卷筒的传动效率;6，卷筒的传动效率;电动机的机选择动力来源：电力，三相交流电，电压380V；所以选用常用的封闭式系列的 交流电动机。1 电动机容量的选择1)工作机所需功率Pw 由题中条件 查询工作情况

3、系数KA（见1表8-7），查得K A=1.2设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本设计中的v带的传动效率， 滚动轴承的传动效率 （3对），齿轮的传动效率（2对）,联轴器的传动效率（1个）滑动轴承的传动效率 （2对），滚筒的传动效率。 其中=0.96，=0.99，=0.97（两对齿轮的效率取相等），=0.99， =0.97，=0.96。=0.96*0.97*0.97*0.99*0.99*o.99*0.99*0.97*0.96=0.8081.电动机的输出功率Pw=1.6KWPdPw/，=0.808Pd1.6/0.808=1.98KW2 电动机转速的选择由v=0.8m/s 求卷

4、筒转速nwV =0.8 =76.39r/min, i1i2in 由该传动方案知，在该系统存在减速器二级传动比i1,i2和带传动传动比。由2表2.1知。二级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围为840，v带传动=8,取=2.4所以 =8，40* *2.4所以nd的范围是（1466.6，7333.44）r/min，初选为同步转速为1500r/min的电动机3电动机型号的确定由表14.12查出电动机型号为Y132S-4,其额定功率为5.5kW，满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y100L2314202.22.2传动

5、件设计计算V带的设计1、确定计算功率P由第八版机械设计表87查得工作情况系数K=1.2故P= KP=1.233.6kw2、选择V带的带型根据P及n由图811选用A型带3、确定带轮的基准直径d并验算带速1）由表86和表88，取带轮的基准直径d=90mm2）验算带速V V=3.149014206010006.69m/s由于5m/sv25m/s,满足带速要求。3）计算大带轮的基准直径d=i d=902.4=216mm根据标准，圆整为224mm所以i=2.54、确定V带的中心距a和基准长度L1)初选中心距a ,取 a为620mm2）基准长度L=2a+( d+ d)+ =2620（90+224）(224

6、90)46201733.3mm由表8-2取 L=1800mm 3)计算实际中心距a及其变化范围aa620(1800-1733.3)/2=653.35mm考虑各种误差a=a-0.015 L=651mma=a+0.03 L=707mm5、验算小带轮上的包角 由公式8-7180（ dd）57.3/a=16890符合要求6.计算带的根数1）计算单根带的额定功率P由d=90mm和n=1420r/min 查表84a得P=1.0532KW根据1420r/min ， i =2.5 和A型带等条件，插值法查表84b得P=0.1676 KW 。 查表85得k=0.972查82得K=1.01于是：P=（P+P）k

7、K=（1.0532+0.1676）0.9721.01=1.21kw2）z=3.6/1.212.97 所以选用3根A带7、计算V带的初拉力有83得A型V带的单位长度质量q=0.1kg/m所以 （F）=500+qv =113N8、计算压轴力：(F)=2z（F）sin=894N9、带轮的结构设计 1）小带轮的结构设计 由 n= 1420r/min选择小带轮的材料为铸钢； 由d=90mm,2.5D d100,所以选孔板式带轮。计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：nm/nw nw76.39 nm

8、=1420r/min i18.592 合理分配各级传动比V带的传动比为=2.5由于减速箱是展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮的直径相近，所以i11.4i2。因为i18.59，算出 i1=3.23 i2=2.33 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 电动机转轴速度 n0=1420r/min 高速I n1=568r/min 中间轴II n2=175.9r/min 低速轴III n3= =76.5r/min 卷筒 n4=76.5r/min。各轴功率高速轴输入功率 P0=Pd*=1.98Kw 高速I P1=P0*= 1.9 Kw 中间轴II P2=P1=1.83 Kw 低速轴III P3=

9、P2*= 1.76 Kw 卷筒 P4 =P3*=1.72 Kw各轴转矩 电动机转轴 T0=13.3N高速I T1= =31.9N 中间轴II T2= =98.9 N 低速轴III T3= =218 N 卷筒 T4=214 N高速齿轮的计算1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z278的；2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（1021）试算

10、，即 dt2.32*3 确定公式内的各计算数值1）（1） 试选1.3（2） 由1表107选取尺宽系数d1（3） 由1表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（4） 由1图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限550MPa；（5） 由1式1013计算应力循环次数60j605681（2836510）1.99 /3.236.1此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时（6） 由1图1019查得接触疲劳寿命系数0.90；0.95（7） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 0.90600M

11、Pa540MPa 0.98550MPa522.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径=44.66（2） 计算圆周速度v=1.33（3） 计算齿宽b及模数mb= =144.66mm=44.66mmm=1.86h=2.25=2.251.86mm=4.185mmb/h=44.66/4.185=10.67（4） 计算载荷系数K 由1表102 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=2.0033m/s,7级精度，由1图108查得动载系数KV=1.10；由1表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时， KHB=1.452由b/h=8.89，KHB=1.4查1表1013查得KFB =1.33由1表1

12、03查得= =1。故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.579（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（1010a）得 d1=47.83mm（6） 计算模数m m=1.994 按齿根弯曲强度设计由1式(105) m1） 确定计算参数由1图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa由1图10-18查得弯曲寿命系数=0.88， =0.90计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见1表10-12得=（*）/S=314.29Mpa= （*）/S=244.296Mpa（1） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=1.54（2） 查取

13、应力校正系数由表105查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.766（3） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.0133=0.01596 大齿轮的数值大。2） 设计计算m1.89对结果进行处理取m=2=d1/m=47.83/224 大齿轮齿数， =u* =3.23*24=785 几何尺寸计算1） 计算中心距= m=24*2 =48 =m=78*2 =156a=( +)/2=(156+48)/2=102计算齿轮宽度 b=， b=48mm=50mm，=55mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2485024大齿轮21565578低速齿的轮计算1选精度等

14、级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z253的；2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 dt2.32*3. 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.3（2） 由1表107选取尺宽系数d1（3） 由1表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（4） 由1图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮

15、的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（5） 由1式1013计算应力循环次数60j60175.91（2836510）6.16 /2.32.678此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。为齿轮的工作寿命，单位小时（6） 由1图1019查得接触疲劳寿命系数0.95；0.98（7） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 0.95600MPa570MPa 0.98550MPa539MPa4. 计算（8） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=66.261) 计算圆周速度v=0.610 m/s2) 计算齿宽b及模数mb= =166.26mm=66.26mmm=2.76h=

16、2.25=2.252.76mm=6.21mmb/h=66.26/6.21 =10.673) 计算载荷系数K 由1表102 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.610m/s,8级精度，由1图108查得动载系数KV=1.05；由1表查得KHB=1.459查1表1013查得KFB =1.39由1表103查得= =1。故载荷系数 K=KAKVKHKH=1.6344) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（1010a）得=71.51mm5) 计算模数m m =2.986) 按齿根弯曲强度设计。由1式(105) m5 确定计算参数由1图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mp

17、a；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa由110-18查得弯曲寿命系数=0.92 =0.95计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见1表10-12得= （*）/S=328.57Mpa= （*）/S=257.86Mpa1）计算载荷系数K=KAKVKFKF=1。562） 查取应力校正系数有1表10-5查得YFa1=2.65; YFa2=2.308由1表105查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.7093）计算大、小齿轮的并加以比较=0.0123=0.0153 所以 大齿轮的数值大。6 设计计算m=2.02对结果进行处理取m=2.5 ，（见机械原理表5-4，根据优先使用第一序列，此处选用第

18、一序列）小齿轮齿数 Z1=d1/m=28.629大齿轮齿数 Z2=u* Z1=29*2.3=677 几何尺寸计算1） 计算中心距=m=72.5 ， =m=167.5a=( +)/2=120 ，2） 计算齿轮宽度3） 计算大、小齿轮的分度圆直径b=d b=72.51mm B1=80mm，B2=75mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm轴的设计1求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=2603*tan20=947N2 初步确定轴的直径先按式1表15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表1表15-3选取A0=112。于是有此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-

19、2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。3 联轴器的型号的选取查表114-1,取Ka=1.3则；Tca=Ka*T3=Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003，选用LH 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 Nm。半联轴器的孔径d1=32mm .固取d1-2=32mm。见下表4 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=72mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40。半联轴器

20、与轴配合的毂孔长度L1= 60mm ,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，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=58mmb 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16大量生产价格最低，固选用深沟球轴承 选 6208轴承，其尺寸为d=40，D=80，B=25，故可取=25c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=80mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为75，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l4-5=70mm,

21、齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的0.070.1倍）这里取轴肩高度h=6mm.所以d5-6=92mm.轴的宽度去b=1.4h,取轴的宽度为L5-6=12mm.d 轴承端盖的总宽度为20mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为30mm。固取L2-3=50mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=16mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度B=25mm一级齿轮减速的大齿轮的轮毂长L=50mm则 L3-4 =25+8=16+5=54mm L6-7 =

22、20+16+8+75-12=107mm至此已初步确定轴的长度3) 轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=45， 由 手册查得平键的截面 b*h=14*9 (mm)见2表11.27,L=56mm同理按 d1-2=32mm. b*h=10*8 ,L=50。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/k6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4) 确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为2*45各轴肩处的圆角半径为25) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴

23、的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照1图15-23。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮Ft=2T1/d1=2603 N Fr= Ft tana = Ft tan20=947 N通过计算有=1616N =987= *88= NM 同理有=588N =359N=51744NM NM6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据1式15-5及表115-4中的取值，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力

24、时取0.6）计算轴的应力 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca-1，故安全。B中间轴 2 的设计1.求作用在齿轮上的力Fr =Ft*tan=462N2 .初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有故选择轴的最小直径为303选轴承初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16，大量生产价格最低固选用深沟球轴承 在本次设计中尽可能统一型号,所以选择 6206号轴承4. 轴的结构设计

25、A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由于轴承选定所以轴的最小直径为40mm所以左端=30mm 直径为=30mm左端轴承采用轴肩定位由2查得 所以=36mm ,同理右端轴承的直径为=30mm，在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=15mm，=44.5，=44.4同样取在该轴大齿轮与减速器内壁的距离为15mm取大齿轮的轮毂直径为50mm，所以齿轮与右端轴肩定位高度为6mm所以，大齿轮轮毂宽度为50，故，故，C 轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按D5-6=40mm 由 手册查得平键的截面 b*h=12*8(mm)见2表11.27,L=52mm和L=63

26、mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。D 确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为2*45各轴肩处的圆角半径见上图5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照1图15-23。对于轴承6208，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为243mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮Fr大 =Ft大*tan=462通过计算有=31N =-1305=475*93.75 NM ，

27、= *181=648.83 NM 同理有=-12N =475N=1305*93.75NM NM6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据1式15-5及表115-4中的取值，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）计算轴的应力 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此caB,且L=2d，所以取轴的最小直径为26mm3 带轮的选取轴的最小直径为26mm，带轮宽度为52mm所以轮毂宽度为L

28、=2d=50mm4. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足v带轮的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=30mmb 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d3-4=30mm,所以选6206号轴承。c 轴承尺寸为：内径为30mm，宽度为17mm，所以=17。考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm齿轮与右端箱体的

29、距离取20，故l3-4=43故=86为安装方便，取=40齿轮左端用轴肩定位，这里去轴肩高度为h=6mm，所以=48故=86d. 轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按D4-5=40mm 由 手册查得平键的截面 b*h=12*8(mm)见2表11.27,L=50mmV带轮的定位采用单圆头普通平键5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照1图15-23。对于轴承6307，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为246mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮Fr=Ft*tan=484

30、8N通过计算有=853N =476N= *86=73358 NM 同理有=1484N =-1066N=60574NM NM6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据1式15-5及表115-4中的取值，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）计算轴的应力 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca-1，故安全。润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不

31、大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查2表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查2表7-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。箱体及其附件的结构设计1）减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体

32、设计：1.确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式：（T为低速轴转矩，Nm）为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2.合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3.合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。2）减速器附件的结构设计（1）检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操

33、作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。（2）放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。（3）油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。（4）通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。5）起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装

34、置。（6）起盖螺钉为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。（7）定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。根据设计的零件尺寸大小选择用剖分式箱体。采用铸造工艺，材料使用HT200.箱体的结构尺寸如下表。图参见机械设计基础课程设计名称符号及数值（mm）箱体壁厚=8箱盖壁厚=8箱体凸缘厚度b,机盖凸缘厚度b,机座凸缘厚度pb=12,b=12,p=20加强肋厚m=8,m=8地脚螺钉直径d=20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径d=16箱盖、箱座联接螺栓直径d=10轴承盖螺钉直径和数目d=8,n=4轴承盖（轴承座端面）外径D

35、=42观察孔盖螺钉直径d=6d、d、d至箱体外壁距离； d、d至凸缘边缘的距离C=24,C=22轴承旁凸台高度和半径h由结构决定，R= C=24箱体外壁至轴承座端面距离l=55定位销直径D=14大齿轮顶圆与内机壁距离=10齿轮端面与内机壁距离=15设计总结通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点：1）能满足所需的传动比齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了110.96的总传动比。2）选用的齿轮满足强度刚度要求由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。3）轴具有足够的强度及刚度由于二级展开式齿

36、轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。4）箱体设计的得体设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。5）加工工艺性能好设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。（6） 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后

37、的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。（7） 作为一名车辆工程大三的学生，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。在已度过的大三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。在做本次课程设计的过程中，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

38、，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，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。虽然过去从未独立应用过它，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。参考资料1机械设计（第八版）濮良贵，纪名刚主编北京：高等教育出版社，2006。2机械设计课程设计指导书宋宝玉主编北京：高等教育出版社，2006。3简明机械设计手册，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；4工程机械构造图册，机械工业出版社，刘希平主编5机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；6互换性与技术测量（第四版），中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。