机械设计课程设计-二级减速器机械设计说明书

学号06141306成绩课程设计说明书设计名称设计带式运输机传动装置设计时间2016年9-12月系别机械与汽车工程系专业车辆工程班级13班姓名 指导教师2016年12月26日目录一、课程设计任务书 3（一）、设计课题 3（二）、设计工作量 4（三）、设计步骤 4二、电动机的选择 5三、计算总传动比及分配各级的传动比 6四、运动参数及动力参数计算 7五、传动件的设计计算 8（一）、V带传动的设计 8（二）、高速级直齿圆柱齿轮设计： 11（三）、低速级直齿圆柱齿轮设计： 14七、轴的设计 18（一）、中间轴的设计 18（二）、输入轴的设计 19（三）、输出轴的设计 21八、轴的校核 23（一）、中间轴的校核 23（二）、输入轴的校核 25（三）、输出轴的校核 27九、轴承的选择与校核 28十、键的选择与校核 29十一、润滑方式及密封方式的选择 30十二、减速器箱体及附件的设计 30十一、总结感想 32附表 331.书面材料 33（1）课程设计说明书1份； 33（2）二级减速器装配图1张（A0）； 33（3）箱盖零件图1张（A2）； 332.电子文档 33附图 36参考文献 37 一、课程设计任务书（一）、设计课题设计带式运输机传动装置(1-7号)已知条件：（1）运输带工作拉力；（2）运输带工作速度；（3）滚筒直径；（4）工作机传动效率；（5）输送带速度允许误差为±5%；（6）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；（7）工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度；（8）要求齿轮使用寿命为10年（每年按300天计）；（9）生产批量：中等。（10）动力来源：电力，三相交流，电压380V。传动方案：如图1所示。设计工作量：（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型；（2）减速器装配图1张（A0或A1图纸）；（3）零件工作图1张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重复，须由指导教师指导选定）；（4）设计计算说明书1份。图1、设计工作量（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型；（2）减速器装配图1张（A0或A1图纸）；（3）零件工作图1张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重复，须由指导教师指导选定）；（4）设计计算说明书1份。（三）、设计步骤（1）．设计计算：电动机的选择电动机的选择一．总体设计传动比的分配一．总体设计传动比的分配各传动轴的运动和动力参数计算各传动轴的运动和动力参数计算VV带传动的设计二．传动零件的设计计算二．传动零件的设计计算齿轮传动的设计齿轮传动的设计轴的材料选择和最小直径估算轴的材料选择和最小直径估算三．轴的设计减速器装配草图的设计三．轴的设计减速器装配草图的设计轴的结构设计轴的结构设计四．轴的校核四．轴的校核五．键的选择和校核五．键的选择和校核滚动轴承的选择滚动轴承的选择六．滚动轴承的选择和校核六．滚动轴承的选择和校核滚动轴承的校核滚动轴承的校核七．联轴器的选择七．联轴器的选择八．箱体及其附件设计八．箱体及其附件设计九．润滑、密封的设计九．润滑、密封的设计2．用Catia软件构建零件三维模型及装配模型每位同学都要依据自己的设计参数独立建模。3．绘制典型零件的零件图、绘制装配图。零件图每人一张，由指导教师分配任务。4．整理说明书（A4）按指导书78、79页的要求编写。注：附图内容包括：零件三维模型图、装配模型图、零件图、装配图、爆炸图二、电动机的选择 （1）、选择电动机类型：根据工作和电源条件，选择Y系列三相异步电动机。（2）、选择电动机功率：工作机使用功率;Pw==Kw=5.06Kw电动机到滚筒轴的传动总效率：,,,分别代表V带轮传动，滚动轴承，直齿圆柱齿轮，联轴器的效率，由设计指导书查表分别取0.95、0.99、0.99、0.98，则：故：所需电动机功率：（3）、选择电动机额定功率：工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度；电动机额定功率只需略大于Pn即可，所以（4）、选择电动机转速：滚筒直径D=300mm滚筒工作转速：按照表查得：V带传动比范围：二级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围：总传动比推荐范围：电动机转速可选范围：型号额定功率P/kW满载转速nm/（r·min^-1)同步转速n/（r·min^-1)电动机中心高H/mm外伸轴直径和长度D/mm*E/mmY132M-47.51440150013238*80综合考虑电动机、传动装置尺寸、重量以及传动比分配，因此选定电动机型号为Y132M-4,其主要外形尺寸查表得下表：三、计算总传动比及分配各级的传动比（1）、传动系统的总传动比：i===28.26（2）、分配传动系统的各级传动比：假设V带传动分配的传动比i1=2.2,则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比i==12.85二级减速器中：高速级齿轮传动比：i2==3.14低速级齿轮传动比：i3==4.09四、运动参数及动力参数计算（1）：各轴转速：减速器传动装置从各轴从高速至低速依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。各轴转速为：==1440r/min===352.38r/min===112.10r/minr/min（2）、各轴输入功率：按电动机所需功率Pn计算各轴输入功率，即电动机的输入功率：P0=Pn=5.89kw第一根轴的输入功率：PⅠ=Pn=5.89×0.95=5.60kw第二根轴的输入功率：PⅡ=PⅠ=5.60×0.99×0.97=5.38kw第三根轴的输入功率：PⅢ=PⅡ=5.38×0.99×0.97=5.16kw工作机轴功率：Pw=PⅢ5.16*0.99*0.99=5.06kw（3）：各轴转矩：电动机轴的转矩：T0=9550第一根轴的转矩：TⅠ=第二根轴的转矩：TⅡ=第三根轴的转矩：TⅢ=工作机轴的转矩：Tw=将计算结果汇总列表如下：轴名参数电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴工作机轴转速n/（r·min^-1)1440352.38112.1050.9650.96功率P/kW5.895.605.385.165.06转距T/(N)39.09151.76458.11967.74948.48传动比i2.24.093.141效率η0.950.960.960.96五、传动件的设计计算（一）、V带传动的设计设计带传动的主要参数：已知带传动的工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳;传递的功率Ped=7.07Kw,小带轮转速n1=1440r/min，大带轮转速n2=352.38r/min,传动比i1=2.2。设计内容包括：带的型号、长度、根数、传动中心距，带轮的直径及结构尺寸等等。（1）、确定设计功率PdPd=KAPed=7.07kw式中：KA=1.2（2）、选择带型根据设计功率Pd和小带轮转速n1，选择B型V带(3)、选择带轮的基准直径并验算带速①为了避免弯曲应力过大，应使小带轮直径所以取小带轮基准直径D1=140mm②验算带速v其中普通V带vmax=25～30m/s带速也不宜过低，否则带受的拉力过大。一般带速v=5～25m/s代入数据得：=10.55m/s带轮符合推荐范围。（4）、计算大带轮的基准直径D2=D1i=2.2根据基准直径系列，初定D2=308mm转速误差<±5%（5）、确定中心距a和带长Ld根据：初定中心距=600mm设计条件中没有限定中心距，故可初选中心距，由下式带长查普通V带的基准长度系列和代偿修正系数表，取。中心距的调整范围：（6）、验算小带轮包角≤180°，合适。（7）、确定V带根数由单根V带的基本额定功率表，查得。由单根普通V带额定功率的增值表，查得。由小带轮包角修正系数表，查得。由普通V带的基准长度系列和带长修正系数表，查得。代入求根数公式得：取，符合V带的最小基准直径表推荐的轮槽数。（8）、确定初拉力由式查V带单位长度的质量表，得（9）、计算作用在轴上的压力（10）、V带轮设计A.带轮的材料为：HT200B.带轮的结构形式：腹板式将计算结果汇总列表如下：设计功率Pd9KW带速v10.55m/s小带轮直径D1140mm大带轮直径D2315mm带长Ld2000mm中心距a636mm包角α1165°带的根数Z3初拉力F0198.17N轴上压力FQ1177.14N（二）、高速级直齿圆柱齿轮设计：（1）、选择齿轮材料、热处理、精度等级、齿轮齿数根据工作条件与已知条件，减速器应采用闭式软齿面齿轮；小齿轮齿数，大齿轮齿数，取；传动比，，取127设计说明（HB>=230HBS）,8级精度，查表6-2得小齿轮45钢表面调质HB=230~240HBS大齿轮45钢表面淬火HB=190~200HBS因为小齿轮是高速极，在啮合过程中，小齿轮的啮合次数比大齿轮多，小齿轮齿面硬度比大齿轮高30~50HBS。（2）、按齿根弯曲疲劳强度设计确定式中各项数值:A、由表查,故初选载荷系数B、由表，非对称分布，选取齿宽系数0.6C、小齿轮传递的转矩D、由弹性系数表，查得E、由节点区域系数图，查得F、接触重合度系数Zε，查得由式得由式得由接触强度的寿命系数图，查得，取由齿轮的接触疲劳极限图，查得取设计齿轮参数将确定后的各项数值代入设计公式，求得修正:m/s由使用系数表，查得由动载系数图，查得由齿轮载荷分布系数图，查得由齿间载荷分配系数表，查得则m=由渐开线齿轮的标准模数表，选取第一系列标准模数m=2.5。齿轮主要几何尺寸：取，（3）、校核齿根弯曲疲劳强度；重合度系数，；由外齿轮的齿形系数图和外齿轮的应力修正系数图，查得：；；由弯曲强度的寿命系数图，查得，由齿轮的弯曲强度疲劳极限图，按齿轮齿面硬度均值，查得：取将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式，得 故齿轮的弯曲疲劳强度足够。将计算结果汇总列表如下：高速极小齿轮高速极大齿轮齿轮材料45钢45钢热处理方法表面调质表面淬火齿面硬度230~240HBS190~200HBS精度等级88齿数31127齿数比4.09模数2.5中心距197.5mm齿轮直径77.5mm317.5mm齿轮宽度60mm55mm（三）、低速级直齿圆柱齿轮设计：（1）、选择齿轮材料、热处理、精度等级、齿轮齿数根据工作条件与已知条件，减速器应采用闭式软齿面齿轮；小齿轮齿数，大齿轮齿数，取；传动比，，取117设计说明（HB>=230HBS）,8级精度，查表6-2得小齿轮45钢表面调质HB=230~240HBS大齿轮45钢表面淬火HB=190~200HBS因为小齿轮是高速极，在啮合过程中，小齿轮的啮合次数比大齿轮多，小齿轮齿面硬度比大齿轮高30~50HBS。（2）、按齿根弯曲疲劳强度设计确定式中各项数值:A、由表查,故初选载荷系数B、由表，非对称分布，选取齿宽系数0.9C、小齿轮传递的转矩D、由弹性系数表，查得E、由节点区域系数图，查得F、接触重合度系数Zε，查得由式得由式得由接触强度的寿命系数图，查得，取由齿轮的接触疲劳极限图，查得取设计齿轮参数将确定后的各项数值代入设计公式，求得修正:m/s由使用系数表，查得由动载系数图，查得由齿轮载荷分布系数图，查得由齿间载荷分配系数表，查得则m=由渐开线齿轮的标准模数表，选取第一系列标准模数m=3。齿轮主要几何尺寸：取，（3）、校核齿根弯曲疲劳强度；重合度系数，；由外齿轮的齿形系数图和外齿轮的应力修正系数图，查得：；；由弯曲强度的寿命系数图，查得，由齿轮的弯曲强度疲劳极限图，按齿轮齿面硬度均值，查得：取将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式，得 故齿轮的弯曲疲劳强度足够。将计算结果汇总列表如下：高速极小齿轮高速极大齿轮齿轮材料45钢45钢热处理方法表面调质表面淬火齿面硬度230~240HBS190~200HBS精度等级88齿数37117齿数比3.14模数3中心距231mm齿轮直径111mm351mm齿轮宽度105mm100mm七、轴的设计（一）、中间轴的设计1、中间轴的材料选择和最小直径估算材料选45钢，调质处理，其各项数据列表如下：抗拉强度极限屈服强度极限弯曲疲劳强度剪切疲劳极限许用弯曲应力64035527515560初步估算轴的直径按扭转强度法进行最小直径估算，即：初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽是，～两个键槽是，～。查表可知：取中间轴=110。中间轴：，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值。.中间轴各段轴的结构设计（1）、中间轴各轴段直径设计d21:最小直径，滚动轴承处轴段，d21=d2min=40mm，滚动轴承选取6008号轴承，其尺寸为d22:安装高速级大齿轮，d22=55mmd23:轴向定位，d23=65mmd24:安装低速级小齿轮，d24=60mmd25:轴承处轴段，滚动轴承选取6008号轴承，其尺寸为d26=d21=40mm，取d25=40mm（2）、中间轴各轴段长度设计L21:由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，L21=40mmL22:高速大齿轮宽度，为使结构紧凑，故取L22=53mmL23:轴向定位宽度L23=27.5mmL24:低速小齿轮宽度，取L24=103mmL25:由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，L25=37.50mm（3）、其他结构设计齿轮与轴之间的定位均采用A型普通平键连接，第②段查表得平键b×h×L=16mm×10mm×45mm，第④段查表得平键b×h×L=16mm×10mm×45mm，其与轴配合都为H7/r6，轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）、中间轴结构图如下：、输入轴的设计1、输入轴的材料选择和最小直径估算材料选45钢，调质处理，其各项数据列表如下：抗拉强度极限屈服强度极限弯曲疲劳强度剪切疲劳极限许用弯曲应力640355275155602、初步估算轴的直径按扭转强度法进行最小直径估算，即：初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽是，～两个键槽是，～。查表可知：取中间轴=115。输入轴：，因高速轴最小直径处安装皮带轮，要有一个键槽，则：。取，3、输入轴各段轴的结构设计（1）、输入轴各轴段直径设计d11：安装皮带轮，由《机械设计手册》取为B型带带轮基准孔径系列标准值。，d11=d1min=31mmd12：安装轴承端盖段，，取d12=36mmd13：安装滚动轴承，滚动轴承选取6208号轴承，其尺寸为取d13=40mmd14：轴肩定位，d14=46mmd15：轴环，d15=51mmd16：安装高速小齿轮，d16=45mmd17：安装滚动轴承，滚动轴承选取6208号轴承，其尺寸为取d13=40mm（2）、输入轴各轴段长度设计L11:安装皮带轮，由《机械设计手册》取为B型带带轮系列标准值B=61，取L11=59mmL12:轴承端盖取其总宽度为45.5mm，且皮带轮右端面与轴承盖的距离取为17.5mm，则取L12=63mmL13:安装滚动轴承，滚动轴承选取6208号轴承，其尺寸为L15=B+e=28.5mmL14:过渡段，由装配关系和轴的长度对比得L14=126.8mmL15:轴环，L15=9.2mmL16:安装高速小齿轮，宽度，为了使结构紧凑，则L16=58mmL17:滚动轴承段，滚动轴承选取6208号轴承，其尺寸为L17=39mm（3）、其他结构设计大带轮与轴的连接采用A型普通平键，，配合为H7/n6；齿轮与轴采用A型普通平键连接，，配合H7/n6，轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）、输入轴结构图如下：、输出轴的设计1、输出轴的材料选择和最小直径估算材料选45钢，调质处理，其各项数据列表如下：抗拉强度极限屈服强度极限弯曲疲劳强度剪切疲劳极限许用弯曲应力640355275155602、初步估算轴的直径按扭转强度法进行最小直径估算，即：初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽是，～两个键槽是，～。查表可知：取中间轴=107。输入轴：，因高速轴最小直径处安装皮带轮，要有一个键槽，则：。取，3、输出轴各段轴的结构设计（1）、输出轴各轴段直径设计d31：安装联轴器，安装联轴器，T联N·mm=967741N·mm=，选用HL4弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N·m，，取d31n=55mmd32：安装轴承端盖段，，取d32=58mmd33：安装滚动轴承，滚动轴承选取6012号轴承，其尺寸为取d33=60mmd34：轴肩定位，d34=70 mmd35：轴环，d35=75mmd36：安装低速大齿轮，d36=65mmd37：安装滚动轴承，滚动轴承选取6012号轴承，其尺寸为取d37=60mm（2）、输出轴各轴段长度设计L31:安装联轴器，HL4弹性柱销联轴器，1，取L31=102mmL32:安装轴承端盖，取L32=50mmL33:安装滚动轴承，滚动轴承选取6012号轴承，其尺寸为，L15=B+e=28.5mmL34:轴肩定位，由装配关系和轴的长度对比得L34=81.5mmL35:轴环，L35=12mmL36:安装低速大齿轮，宽度，为了使结构紧凑，则L36=98mmL17:滚动轴承段，滚动轴承选取6012号轴承，其尺寸为，L17=41.5mm（3）、其他结构设计半联轴器与轴的连接选用A型普通平键，半联轴器与轴的配合选为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。低速小齿轮处A键，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/f6。、输入轴结构图如下：轴的校核（一）、中间轴的校核1、按弯扭合成应力校核轴的强度（1）则各支点级受力点肩的距离为：L1=49mm，L2=105.5mm；L3=74mm（2)、计算轴上的作用力①高速大齿轮：圆周力：Ft2==2886N，径向力：Fr2=Ft2tan=1050N②低速小齿轮：圆周力：Ft3===8254N 径向力：Fr3=Ft2tan=3004N（3)、计算支反力水平面支反力由绕支点1的力矩和∑MAH=0得:FH2(L1+L2+L3)=Ft3L1+Ft2(L1+L2)解得：FH2=6200N，FH1=Ft1+Ft2-FH1=4940N2.垂直面支反力∑MAV=0由绕支点1的力矩和∑MVA=0得:FV2(L1+L2+L3)=Fr2(L1+L2)－Fr3L1解得FV2=1806N,Fv1=Fr2-Fr1-Fv2=148N、计算轴的弯矩A.水平面内的弯矩B.垂直平面内的弯矩C.合成弯矩转矩4）计算并画出当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取得：进行校核时，通常只校验轴上承受最大弯矩以及扭矩的截面的强度由轴的材料查出，。所以轴的强度足够。（二）、输入轴的校核1、按弯扭合成应力校核轴的强度（1）则各支点级受力点肩的距离为：L1=101.5mm，L2=180.7mm；L3=64mm（2)、计算轴上的作用力①高速小齿轮：圆周力：Ft1==3916N，径向力：Fr2=Ft2tan=1410N②皮带轮：圆周力：F0=198N ，压轴力：FQ=1177N（3)、计算支反力1、水平面支反力，由绕支点1的力矩和∑MH=0得:FH1(L1+L2)=FtL2-FQL3解得：FH1=1305N，FH2=Ft+FQ-FH1=2810N垂直面支反力，由绕支点1的力矩和∑MA=0得:FV2(L1+L2)=FrL2－FQL1解得FV2=553N,Fv1=FrFV2-FQ=2034N、计算轴的弯矩A.水平面内的弯矩B.垂直平面内的弯矩C.合成弯矩 转矩4）计算并画出当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取得：进行校核时，通常只校验轴上承受最大弯矩以及扭矩的截面的强度由轴的材料查出，。所以轴的强度足够。（三）、输出轴的校核1、按弯扭合成应力校核轴的强度（1）则各支点级受力点肩的距离为：L1=86mm，L2=191.5mm；L3=115mm（2)、计算轴上的作用力①低速大齿轮：圆周力：Ft1==5514N，径向力：Fr1=Ft1tan=2007N（3)、计算支反力1、水平面支反力，由绕支点1的力矩和∑MH=0得:FH2(L2+L3)=Ft1L2解得：FH2=3445N，FH1=Ft-FH2=2069N2、垂直面支反力∑MV=0，由绕支点1的力矩和∑MVA=0得:FV2(L2+L3)=Fr1L2，解得FV2=1254N,Fv1=Fr2-Fv2=753N、计算轴的弯矩A.水平面内的弯矩B.垂直平面内的弯矩C.合成弯矩转矩4）计算并画出当量弯矩图转矩按脉动循环变化计算，取得： 进行校核时，通常只校验轴上承受最大弯矩以及扭矩的截面的强度由轴的材料查出，。所以轴的强度足够。轴承的选择与校核（一）、滚动轴承的选择中间轴上的轴承在计算轴时采用滚动轴承承6008，其主要参数如下：基本动载荷：C=17000N当量动载荷：P=2167N输入轴上的轴承在前面计算轴时采用滚动轴承承6208，其主要参数如下：基本动载荷：C=29500N当量动载荷：P=2238N

输出轴上的轴承在前面计算轴时采用滚动轴承6012，其主要参数如下：基本动载荷：C=31500N当量动载荷：P=1755N

（二）滚动轴承的校核中间轴上的轴承：预期寿命L'h=48000h，寿命Lh=108382h，故中间轴上的轴承6008在有效期限内安全。输入轴上的轴承：预期寿命L'h=48000h，寿命Lh=71747h，故输入轴上的轴承6208在有效期限内安全。输出轴上的轴承：预期寿命L'h=48000h，寿命Lh=1890344，故输出轴上的轴承6012在有效期限内安全。十、键的选择与校核中间轴高速级大齿轮处键1为b×h×L=16mm×10mm×45mm，标记：GB/T1096-2003键16×10×45；键的工长度l=L-b=29mm；键的高度k=0.5h=0.5×10=5mm；传递的转矩T2=TⅡ=458108.8N.mm,轴径d=55查得键静联接时的挤压许用应力［］=120MPa==114<［］，键联接强度足够 低速级小齿轮处键2为b×h×L=16mm×10mm×45mm，标记：GB/T1096-2003键14×15×45；键的工长度l=L-b=29mm；键的高度k=0.5h=0.5×10=5mm；传递的转矩T2=TⅡ=458108.8N.mm,轴径d=60查得键静联接时的挤压许用应力［］=120MPa==105<［］，键联接强度足够 输入轴由输入轴的细部结构设计选皮带轮处键为b×h×L=10mm×8mm×36m,标记：GB/T1096-2003键10×8×36 ；轴段d=31mm；键的工长度l=L-b=26mm；键的高度k=4mm；传递的转矩T1=TⅠ=151760N·mm查得键静联接时的挤压许用应力［］=120MPa==94<［］，强度足够高速级小齿轮处键1为b×h×L=14mm×9mm×32mm，标记：GB/T1096-2003键14×9×32；键的工长度l=L-b=18mm；键的高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm；传递的转矩T1=151760N.mm,轴径d=45查得键静联接时的挤压许用应力［］=120MPa==84<［］，键联接强度足够 输出轴由低速级大齿轮处键为b×h×L=20mm×12mm×70mm,标记：GB/T1096-2003键201270；轴段d=65mm；键的工长度l=L-b=50 mm；键的高度k=6mm；传递的转矩T3=1967741N·mm查得键静联接时的挤压许用应力［］=120MPa==99MPa<［］，键联接强度足够十一、润滑方式及密封方式的选择1．齿轮的润滑方式及润滑剂的选择(1)齿轮润滑方式的选择轴承的润滑采用脂润滑。(2)齿轮润滑剂的选择查表，采用钠基润滑脂。传动件采用溅油润滑。3.密封方式的选择滚动轴承采用毡圈密封。根据参考手册中表14-5查得，毡圈尺寸为：输入轴：表（7）输入轴密封毡圈参数轴径d3549734输出轴：表（8）输出轴密封毡圈参数轴径d5574853十二、减速器箱体及附件的设计1.箱体设计：低速级齿轮传动的中心距a=231mm表（1）箱体的尺寸名称符号减速器型式及尺寸结果箱座壁厚9箱盖壁厚8箱座凸缘厚度b13箱体凸缘厚度11箱座底凸缘厚度22地脚螺栓直径0.036a+1220地脚螺栓数目na≤250时，n=44轴承旁联接螺栓直径16盖与座联接螺栓直径12联接螺栓间距180轴承端盖螺钉直径10窥视孔盖螺钉直径6定位销直径7、、至外箱壁距离见表4-2、至凸缘侧边距离见表4-2轴承旁凸台半径20凸台高度根据低速级轴承座外径确定，以便扳手操作为准60箱壁至轴承座端面距离55大齿轮顶圆与内箱壁距离>1.211齿轮端面与内箱壁距离>9轴承座或加强肋厚度6轴承端盖外径参考表15-3和15-4轴承旁联接螺栓距离两联接螺栓应尽量靠近，以互不干涉为准，一般取2.减速器附件设计：：窥视孔及窥视孔盖A=180mm,A1=220mm,A2=200mm,B=146.5mm,B1=186.5mm,B2=176.5mm,d1=M8R=10mm,h=10mm.（2）：油标尺螺纹规格M20，d1=6mm，，，h=28mm，，，，，（4）：通气器选M20X1.5规格：D=22,D1=19.6,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=5（5）：油塞及封油垫油塞尺寸如下：螺纹规格:M20x1.5,d1=15,e=19.6,s=17,l=12,L=22,H=2,D0=22,a=2(6)：定位销采用销GB/T1178×45（7）：启盖螺钉规格：M16×30十一、总结感想历经几乎一个学期的课程设计来到了尾声，本学期设计的是二级减速器，学到的东西比上学期的课程设计还多。第一部分是设计计算，完全是靠自己设计计算出来的，而不是去测量实体来做，动脑的工作量增大了，加深了我对机械设计的内容的理解，巩固以前的知识，增强分析数据查表的能力；第二部分是建模装配，比上学期的简单，大多只是普通的矩形，没有太多的有难度弯角问题，而且还能在装配时发现建模的错误，还要通过改第一部分的计算来修改，虽然很烦，可是可以通过自己的修改一步一步接近完美很有成就感；第三部分是制图，有很多细节的问题要注意，需要联系到大一学的机械制图知识，重新记起遗忘的知识；最后一部分就是本说明书，是对之前所做一切的总结，是之前努力的结晶。而且有幸得到邓宝清老师的指导，他对于每部分的指导都很有耐性，都解释得很详细，非常感谢。附表书面材料（1）课程设计说明书1份；（2）二级减速器装配图1张（A0）；（3）箱盖零件图1张（A2）；2.电子文档附表1.部件文件名内容文件名各部件零件disuda.CATPartdisudachiluntaotong.CATPartdisujidachilunpingjian.CATPartdisuxiao.CATPartdisuxiaochiluntaotong.CATPartgaosuda.CATPartgaosudachilunpingjian.CATPartgaosujixiaochilun.CATPartgaosuxiaochilunpingjian.CATPartguanchakongluoshuan.CATPartjianchakonggai.CATPartjianchakongxiangtilianjieluoshuan.CATPartluoshuandianpian.CATPartM12luoshuandianpian.CATPartpidailun.CATPartpidailundianpian.CATPartpidailunpingjian.CATPartshuchuzhou.CATPartshuchuzhoudangyouhuan.CATPartduangailuoshuan.CATPartshuchuzhoudianpian.CATPartshuruzhou.CATPartshuruzhoudangyouhuan.CATPartshuruzhoudianpian.CATPartshuruzhoutaotong.CATParttouqigaidianpian.CATPartxianggai.CATPartxiangti.CATPartyoubiao.CATPartyousaidianpian.CATPartyuanzhuxiao.CATPartzhanquan1.CATPartzhanquan2.CATPartzhongjianzhou.CATPartzhongjianzhoudangyouhuan.CATPartzhongjianzhoudianpian.CATPartzhongjianzhougaosudachiluntaotong.CATPartzhouchengduangai1.CATPartZhouchengduangai2.CATPartzhouchengduangai3.CATPartZhouchengduangai4.CATPartZhouchengduangai5.CATPartzhouchengpanglianjieluoshuanM16.CATPart装配图zhuangpeitu.CATProducterjijiansuqi.CATDrawing零件图xianggai.CATDrawing课程设计说明书06141306_李靖_机械设计说明书.docx

附图装配二维图：零件二维图(箱盖)：参考文献赵汝嘉.计算机辅助工艺设计［M］.机械工业出版社.1995谭庆昌、赵洪志.《机械设计》.北京：高等教育出版社，2008寇尊权王多.《机械设计课程设计》.北京：机械工业出版社，2006范钦珊、蒋永莉、税国双.《工程力学》.清华大学出版社，2005甘永立.《几何量公差与检测》.上海科学技术出版社，2008何铭新、钱可强.《机械制图》.高等教育出版社，2004基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究基于双单片机冲床数控系统的研究与开发基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究基于TCP/IP协议的单片机与Internet互联的研究与实现变频调速液压电梯单片机