完成版机械设计基础课程设计计算说明书 2

摘要......................................................I 第1章 绪论................................................3 1.1减速器的发展 ...................................................3 1.2减速器的主要类型................................................3 1.3减速器的结构....................................................4 1.4减速器的润滑....................................................4

第二章 设计任务....................................................6 2.1设计带式运输机传动装置的设计....................................6 2.2原始数据........................................................6 2.3工作条件........................................................6 2.4机器结构图......................................................6 第三章 传动方案分析...............................................7第四章 传动装置运动和动力参数计算...................................8 4.1电动机的选择....................................................8 4.2传动比分配......................................................9 4.3传动装置的运动和动力参数........................................9 第五章 传动零件的设计计算..........................................11 5.1各主要尺寸计算.................................................12 5.2强度校核.......................................................12 第六章 轴的设计和计算..............................................14 6.1轴的材料选择和最小直径估计.....................................14 6.2轴的结构设计...................................................15 6.3轴的强度校核...................................................15 6.4高速轴的校核...................................................15 6.5低速轴的校核...................................................16 第七章 键连接的选择和计算..........................................17 7.1高速轴上键的选择和校核.........................................17 7.2中间轴上的键选择和校核.........................................17 7.3低速轴的键选择和校核...........................................17 第八章 滚动轴承的选择和校核........................................18 8.1轴承的选择.....................................................18 8.2高速轴轴承的校核...............................................19 8.3低速轴轴承的校核...............................................19 第九章 联轴器的选择................................................21 第十章 润滑、密封装置的设计........................................22 第十一章 箱体的设计................................................23 结论...............................................................25 致谢...............................................................26

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参考文献...........................................................27

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第一章 绪论

随着社会的发展和人们生活水平的提高，人们对产品的要求也更高，这就决定了未来的产品趋向于多品种、批量化。在各行各业中广泛使用着圆柱齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置。目前国内各个减速器的标准系已达到上百个，基本可以满足市场的需求。减速器在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使用特点各不相同。20世纪70－80年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。

减速器概述

1.1减速器的发展

20世纪70-80年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。通用减速器的发展趋势如下：

1.高水平、高性能 圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高4倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。

2.积木式组合设计 基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。

3.型式多样化，变型设计多 摆脱了传统的单一的底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。

1.2 减速器的主要类型

减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动

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所组成的独立部件。 其主要类型有：

1.圆柱齿轮减速器 单级、二级。布置形式：展开式、分流式、同轴。 2.圆锥齿轮减速器 用于输入轴和输出轴位置成相交的场合。

3.蜗杆减速器 主要用于传动比i>10的场合，传动比较大时结构紧凑。其缺点是效率低。

4.齿轮—蜗杆减速器 若齿轮传动在高速级，则结构紧凑；若蜗杆传动在高速级，则效率较高。

5.行星齿轮减速器 传动效率高，传动比范围广，传动功率12W——50000KW，体积和重量小。

1.3 减速器结构

近年来，减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。

传统型减速器结构，绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。

1.4减速器润滑

圆周速度u≤12m/s一15m／s的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。为了减少齿轮运动的阻力和油的温升，浸入油中的齿轮深度以1—2个齿高为宜。速度高的还应该浅些，建议在0．7倍齿高左右，但至少为10mm。速度低的(0．5m／s一0．8m／s)也允许浸入深些，可达到1／6的齿轮半径；更低速时，甚至可到1／3的齿轮半径。

润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮齿的整个宽度。减速器油池

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的容积平均可按1kW约需0．35L一0．7L润滑油计算(大值用于粘度较高的油)，同时应保持齿轮顶圆距离箱底不低于30mm一50mm左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。

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第二章 设计任务

计算项目 设计任务 计算及说明 1、设计带式运输机传动装置 2、设计数据： 1）运输带工作拉力：F=1350N 2）运输带工作速度：V=1.6m/s 3）运输带滚筒直径：D=260mm 4）工作年限：10年（每年按300天计算）；3班制。 3、工作条件 工作中有轻微振动，单向运转，运送带速度允许误差为5％；工作期限为10年，每年工作300天，三班制工作，一般用途；检修期间隔为3年。 4、机器结构如图 1-电动机；2-V带传动；3-斜齿圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-带式运输机构 结果 带式输送机传动装置运动简图

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第三章 传动方案分析

项目 1 传动方式 2减速器类型 3 方案优点 计算及说明 外传动为V带传动。 减速器为斜齿圆柱齿轮减速器 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 结果

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第四章 传动装置运动和动力参数计算

计算 计算及说明 项目 1电动机根据动力源和工作条件，选用Y型三相异步电动机 类型选择 2电动机1运输机主轴上所需要的功率 容量选择 P=FV/1000=1250×1.5/1000=1.875KW 2传动总效率 结果 P=1.875KW 2传动装置的总效率： 12345 1，2，3，4，5 分别是：V带传动，齿轮传动（闭式， 精度等级为8），滚动轴承（深沟球轴承一对），联轴器（弹性联0.872 轴器），运输带的效率。查《课程设计》表2-3， 取：10.96,20.97,30.99,40.995,50.96 所以：0.960.970.9920.9950.960.872 P0=2.16kw 3电动机输出功率 电动机所需功率：Pd=KPw/η=1×1.875/0.872=2.16kW 式 中，取载荷系数 K＝1 查《机械设计基础》表16-1 取电动机的额定功率Ped2.2kW Ped=2.2kw 3电动机滚筒的转速： 转速选择 n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.5/π×240=119.43r/min 电动机的合理同步转速： 取V带传动比范围(表2-2)i1＝2～4；单级齿轮减速器传动比 nm=1420 r/min i2＝3～6.则总传动比合理时范围为=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×119.42=717~2867r/min 符合这一范围的同步转速有750 r/min 、1000 r/min和1500r/min 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选n=1500r/min 其满载转速为1420 r/min 4电动机根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选 型号确定 定电动机型号为Y100L1-4。 8

5传动比1、 分配 2、 传动装置总传动比 ： i =nm/n=1420/119.42=11.89 分配传动比： 取i2=4 i总=11.89 i2=4 带传动的传动比 i1=11.89/i2=11.89/4=2.9725 6传动装置的运动和动力参数计算 1、各轴转速：n0 =nm=1420 r/min 478n=478 r/min n1=m=4i01i1=2.9725 n0=1420 n1=478 n2 = 478n1= =119..5 r/min 4i12n2=119..5 nw=119.5 nw =n2=119.5 r/min 2、各轴功率：p1=p0带=2.070.990.97kw=2.07kw p2=p11-2=2.070.990.97kw=1.99kw pw=p22-w=1.990.990.99kw=1.95kw 3、各轴转矩：T0=95502.16p1Nm=14.53Nm =95501420n1p1=2.07kw p21.99kw pw=1.95kw T0=14.53Nm T1=95502.07p1Nm=41.36Nm =9550478n1T1=41.36Nm T29550Nm 1.95Pw TW=9550=155.93Nm 9550=155.93TW119.5nwNm P21.99=159.13Nm 9550n2119.43T2=159.13

上述数据制表如下：

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轴名 参数 输入功率 （kW） 2.16 1.99 1.95 转速 （r/min） 1420 478 119.43 输入转矩 （Nm） 14.53 41.36 传动比 i 2.9725 电动机轴 轴Ⅰ（减速器高速轴） 轴Ⅱ（减速器低速轴）

4 159.13

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第五章 传动零件的设计计算

计算 计算及说明 结果 项目 1选择材料、热45号钢 选择齿轮材料；小齿轮材料都取为45号钢，调质处理，（考HBS1230 处理方式和公大小齿轮皆调差等级 虑到齿轮使用寿命较长 (GB699-1988)；大齿轮材料取为：资处理 ZG310-570,调质处理，HBS2240 8级精度 选取齿轮为8级的精度（GB 10095－1998） 2计算确定传 初选螺旋角 12 动的主要尺寸 选小齿轮的齿数z125；大齿轮的齿数z2425100 按齿面接触疲劳强度设计 m=2mm 式中： HHlim SH a=130mm 23051.341.361000 122.69123mm 1、中心距a4130.44460 式中： HHlim SHd152mm 1 查《机械设计基础》图11-1式中：Hlim570MPa；查表：SHK1.3；齿宽系数取：a0.4 d2208mm 2、计算模数 mn2acos2123cos121.93 z1z225100b158mm 取模数标准值mn2 3、计算中心距 mm 圆整中心距，取a130mm b252mm 1557' zzm4、修正螺旋角： arccos12n2a 5、计算两齿轮分度圆直径 11

小齿轮 d1mnz122552mm 0'coscos1557mnz22100208mm coscos15057'大齿轮 d26、计算齿宽baa0.413052mm 取小齿轮齿宽b158mm（齿轮轴）；大齿轮齿宽b252mm（大齿轮） 3校核弯曲疲按课本P171表11-5取安全系数SH=1，SF=1.25 劳强度 ZH =2.5 ，ZE =189.8（课本P171表11-4） [σH1]= [σH2] =σHlim1/SH=590/1MPa=590Mpa [σF1]= [σF2]=0.7σFE1/SF=0.7×450/1.25MPa=252Mpa ZV1= Z1/ cos3β=28.12 ZV2= Z2 /cos3β=112.48 查查《机械设计基础》P173 表11-8，得YFa1=2.648 YFa2=2.23 查查《机械设计基础》P174 表11-9，得YSa1=1.62 YSa2=1.81 YFa1YSa1 /[σF1]=2.648×1.62/252=0.017 YFa2YSa2 /[σF2]=2.23×1.81/252=0.016 故用小齿轮进行弯曲强度校核 法面模数： 221/3mn=2≥(2kTII/φdZ2 ×YFa2 YSa2 / [σF2] ×cosβ) 满足弯曲疲劳强度 =(21.3159.131000/0.4/10020.16 cos2β)1/3 =1.15 4、验算齿面接σH=ZE ZH Zβ （2kTII/bd×u+1/u）1/2 触强度 =189.82.5（cosβ）1/2 (21.3159.1310005/58/52/52/4） 1/2 验证安全 =304.77 Mpa [σH1]= [σH2] =590Mpa 5齿轮的圆周V=πdnII /（60×1000）=3.14×208×119.43/60/1000 速度计算 =1.3m/s 对照《机械设计基础》P168 表11-2，选9级制造精度是合宜的 齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图) 名称 代号 计算公式 结果 小齿轮 大齿轮 a 中心距 130mm zzma12n 2cos 12

传动比 法面模数 法面压力角 螺旋角 全齿高 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 i iz1z2 4 2 略 20 1557' mn 设计和校核得出 n  h 一般为8~20 hhahf 略 略 25 52mm 56mm 4.5 100 208mm 212mm Z d da da=+2ha 齿根圆直径 df df =d-2hf 49.5mm 205.5mm

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第六章 轴的设计及校核计算

1、输入轴的设计计算

计算 项目 1 选材 2已知条件 计算及说明 1、因传动效率不大并对重量及机构没有特殊要求，故选择轴的材料为：选取45号钢，调质，HBS＝230 高速轴传递功率p1=2.07kw，转速n1=478r/min，小齿轮分度圆直径d1=52mm，齿轮宽度b1=58mm，转矩 结果 T1=41360Nmm 3、初算轴径 2、初步估算轴的最小直径 根据表15-3，取C=106 d min1=20mm ，则mm考虑有键槽，将直径增大5%，则主动轴：d≥ C(PI/nI) 1/3= dmin2=35mm d min1×(1+5%)mm=18.12mm 由机械设计手册选d min1=20mm 从动轴：d≥C(PII/nII) 1/3= 28.43mm 取dmin2=35mm 4结构设计 1、主动轴：带领宽度为主动轴： （1.5~2.5）25=37.5~50mm 取为50mm，则轴段（1.5~2.5）d1=L1=48mm d3=d7=35mm L4=L68mm L241mm （1）长度比带轮宽度略小，取L1=48mm。轴段（3.）与轴段（7）安装轴承。取7007AC轴承，故取d3=d7=35mm 轴段（2）的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座d230mm d552mm 宽度及轴承盖等零件有关，综合考虑，取L241mm， 14

d230mm。 高速轴轴段（5）上为齿轮，d552mm，L5齿宽=58mm。轴段（4）与轴段（6）对称，起固定作用，综合比较，取d4=d6=45mm，L4=L6=1-B1=8mm 2、 从动轴：轴段（3）与轴段（7）上安装轴承，取7009AC轴承，查表得其尺寸d=45mm D=75mm B=14mm，故取L558mm 从动轴： L3=43mm L7=16mm L4=50mm d4=50mm d1=35mm d3=d7=45mm，取L3=b2L4+3+B=43mm，L7=16mm从动轴轴段（4）上安装齿轮，其长度比齿轮宽度小2~3mm，取d4=50mm 轴段d4比 d3稍大取其长度为L4=50mm ，（1）上安装联轴器，考虑到联轴器尺寸，取d1=35mm，L1=50mm L1=50mm.考虑到联轴器轴向固定及密封圈尺寸，取L245mm L245mm，d240mm。 5强度校核 主动轴校核 主动轴： 圆周力Ft=2T1/d1=2×41.36/52=1.59kN 径向力Fr= Fttanα/cosβ =1.59×tan20°/cos15°57=0.6kN 轴向力Fa=Fttanβ=1.59×tan15.470=0.427N 按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 1 水平面H内的支座反力: FH1=FH2= Fr/2=0.6/2=0.3kN 2 铅垂平面V内的支座反力： RV1=RV2= Ft/2=1.59/2=0.795kN MH=50FH1=50×0.3=15kN·mm MV=50RV1=50×0.795=39.75kN·mm M合=(MH2+MV2)1/2=(152+39.752)1/2=42.48k N·mm 校核轴的强度危险截面处的强度条件： σ=MC/W=MC/0.1d3 =4.248×10５/0.1×583 =2.178Ｍｐａ<[σ-1] 原结构设计方案符合要求 从动轴： d240mm 验证符合要求 15

从动轴校核 圆周力 Ft= 2T2 /d2=2×163.64/160=1.53KN 径向力 Fr= Ft tanα/ cosβ=2.05tan20。/cos18。20’=0.58KN 轴向力 Fa= Ft tanβ=2.05×tan18。20’=0.41 KN 按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 1 水平面H内的支座反力: FH1=FH2= Fr/2=0.58/2=0.29kN 2 铅垂平面V内的支座反力： RV1=RV2= Ft/2=1.53/2=0.765kN MH=50FH1=50×0.29=14.5kN·mm MV=50RV1=50×0.765=38.25kN·mm M合=(MH2+MV2)1/2=(14.52+38.252)1/2=40.91k N·mm 校核轴的强度危险截面处的强度条件： σ=MC/W=MC/0.1d3 ５3 =4.091×10/0.1×58=2.097Ｍｐａ<[σ-2] 原结构设计方案符合要求 验证符合要求

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第七章 键连接的选择和强度校核

计算 项目 1主动轴键连接的选择 计算及说明 结果 验证合格 主动轴外伸端d=25mm,考虑到键在轴中部安装，故选键6×30GB/T1096-1990,b=10mm, L=30mm,h=8mm,t=5mm,k=h-t=3mm, 选择45钢，许用挤压应力 [σ]p=100MPa σp=2T/dkl=2×41360/25×3×48 =22.98Mpa<[σR](100Mpa) 则强度足够，合格 从动轴外伸端d=35mm,考虑到键在轴中部安装，故选键10 ×55GB/T1096-1990,b=10mm, L=50mm,h=8mm,t=5mm,k=h-t=3mm, 2从轴键连接的选择45钢，许用挤压应力[σ]p=100MPa 选择 σp=2T/dkl=2×159130/35× 3×50 =60.63Mpa<[σR](100Mpa)则强度足够，合格 3从动轴与齿轮从动轴与齿轮联接处d=50mm,考虑键槽在轴中部安装，故联接处键连接的选键16×50 GB/T1096-1990, 选择 b=16mm,L=50mm,h=10mm,t=6mm, k=h-t=4mm, 选择45钢，许用挤压应力[σ]p=100MPa σp=2T/dkl=2×159130/58×4×50 =27.44Mpa<[σR](100Mpa)则强度足够，合格 验证合格 验证合格

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第八章 滚动轴承的选择和校核

计算 项目 1条件 计算及说明 根据条件，轴承预计寿命10年，要求一天工作24小时，一年工作日为300天，得 24×300×10=72000小时 1、由上面的设计，初选轴承的内径 小齿轮轴的轴承内径d1=25mm 大齿轮轴的轴承内径d2=35mm 由于轴承要承受径向和轴向的载荷，故选择角接触球轴承,查手册: 小齿轮轴上的轴承选择型号为7007C 大齿轮轴上的轴承选择型号为7009C 7007Ｃ型号的轴承的主要参数； d=35mm D=62mm B=14mm Cr=19.5KN Ｃｏｒ＝14.2KN 7009Ｃ型号轴承的主要参数： ｄ＝45ｍｍ Ｃｒ＝25.8ＫＮ Ｃｏｒ＝20.5ＫＮ Ｄ＝75ｍｍ Ｂ＝16ｍｍ 小齿轮轴的轴承 （1）计算轴承的轴向载荷和径向载荷 小齿轮轴的轴向力Fa1=427N A端轴承所受的径向力 FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=[(431) 2+(300) 2] 1/2 =525.1N B端轴承所受的径向力 FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=[(2360.7) 2+(300) 2] 1/2 =2125.1N 两轴承的派生轴向力查表得: FS=0.68FR 则FSA=0.68FRA=357N 则FSB=0.68FRB =1445.1N 由于FSA水平向右FSB水平向左 Fa1水平向右 有FSA + Fa1=357+427=784N主动轴轴承校核 从动轴轴承校核 FAa/FRA=1018/427=2.38>0.68 FAb/FRB=1445/2415=0.68 查手册，得: P1= (0.41FRa+0.87FAa) = (0.41×612.2+0.87×890)=1025.3N P2= FRB= 1642.2N P2 >P1所以只需校核轴承2的寿命 (3)轴承寿命计算 由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1工作温度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0轴承2的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3 =106/（60×960）×(22500/1×1445)3 =44649.8h>40000h ∴预期寿命足够 2、计算从动轴承 (1)计算轴的轴向载荷和径向载荷 大齿轮轴的轴向载荷Fa=727.47N A端所承受的径向力 FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=[(150) 2+(602.2) 2] 1/2 =620.6N B端轴承所受的径向力 FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=[(1354.4) 2+(602.2) 2] 1/2 =1482.2N 两轴承的派生轴向力查表得: FS=0.68FR 则FSA=0.68FRA=422.0N 则FSB=0.68FRB =1007.9N 由于FSA水平向右FSB水平向左 Fa2水平向右有: FSA + Fa2 =422+889.89=1311.9N>FSB=1007.9N 因而轴有向右移动的趋势，即轴承B被压紧，轴承A被放松 FAa=FSa==422N FAb=FSB=Fa+Fsa=1311.9N （2）计算当量动载荷 FAa/FRA=422/620.6=0.68=0.68 FAb/FRB=1311.9/1482.2=0.885 查手册得: P1= (0.41FRa+0.87FAa) = (0.41×620.6+0.87×422)=622N P2= FRB=1445N P2 >P1所以只需校核轴承2的寿命 (3)轴承寿命计算 由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1.2工作温度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0轴承2的寿命 验证合格 验证合格 19

为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3 =106/（60×960）×(28500/1.2×1445)3 =69575h>40000h ∴此轴承合格

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第九章 联轴器的选择

计算 项目 1联轴器类型 计算及说明 结果 根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴 选用弹性柱销联轴器。 轴的最小直径d min1=20mm，则联轴器的最小直径为20mm， 有HL1 HL2两种型号 2联轴器型号确型号 公称转矩轴孔直径 轴孔长度 定 Tn HL1 160 20 22 （24） 52 HL2 315 20 22 24 52 弹性主销联轴器中考虑到转矩变化小，取KA＝1.3 Tn=KaTw=1.3×155.93 N·m=202.71 N·m 因此选择HL2型号弹性柱销联轴器 选用HL2

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第十章 减速器润滑和密封方式的选择

计算 项目 1、润滑 计算及说明 齿轮传动的圆周速度V=πdnII /（60×1000）=3.14×208×119.43/60/1000=1.3m/s 因为：v12m/s，所以采用浸油润滑；查表，选用L－AN68全损耗系统用油（GB443-1989）,大齿轮浸入油中的深度大约1-2个齿，单不应少于10mm。对轴承的润滑，因为：v2m/s，采用脂润滑，只需要填充轴承空间的1/2~1/3.并在轴承内侧设挡油环，使油池中的油不能浸入轴承稀释润滑酯。 为了防止泄漏，减速器的箱盖与箱体接合处和外伸轴处必须采取适当的密封措施。箱体与箱盖的密封可以通过改善接合处的粗糙度，一般为小于或等于6.3，另外就是连接箱体与箱盖的螺栓与螺栓之间不宜太大，安装时必须把螺栓拧紧。外伸轴处的密封根据轴的直径选用国家标注U型密封圈。 结果 齿轮传动的圆周速度 v1.3m/s齿轮采用浸油润滑 轴承采用脂润滑 2、密封

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第十一章 箱体的设计

计算 项目 1设计要求 计算及说明 结果 在设计、铸造箱体时，应考虑铸造工艺特点，力求形状 简单、壁厚均匀、过渡平缓、金属不要局部积聚，同时还要求箱体要有足够的刚度。 1箱座高度 H=180mm 箱座高度H主要根据油池容积和箱座壁厚确定，以大齿轮的齿顶圆为基准 取箱座底面到油箱底面距离为20mmd（30~50）7=（156~176） 则H22取H=180mm =8mm 箱座壁厚 箱盖壁厚1 =8mm 箱体高度H  1 箱盖凸缘厚度 b1=1.5 b1=8mm b=8mm b=1.51 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 b2=2.51 地脚螺钉直径 df=16mm 轴承旁链接螺栓直径 盖与座链接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 定位销直径 凸台高度 箱盖、箱座肋板厚度 检查孔尺寸 轴承盖内内经 b2=20mm M16 M12 M10 M8 M6 h=45mm d1=0.75df=12mm d2=（0.5~0.6）df=10mm d3=（0.4~0.5）df=8mm d4=（0.3~0.4）df=6mm d=（0.7~0.8）d2 参考轴的尺寸，并留出扳手操作空间，去h=45mm 取m1=m=7mm 检查孔：11070 检查孔盖：12085 D=轴承外径（7007AC和7009AC） m1=m=7mm D主162mm 23

D从175mm 轴承盖外径 D2D5d3 D从2115mm D主2102mm 1 2 齿轮顶圆与箱体内壁的距离11.2 齿轮端面与箱体内壁的距离2=10~15mm 取12mm 箱体内壁到轴承端面的距离3=10~15mm 取12mm 小齿轮顶圆与箱体内壁的距离 大齿轮顶圆道箱底内壁的距离630~50mm 取50mm 箱底到箱底内壁的距离7=20mm 1 dmin2==12mm 3=12mm 5 6=50mm 7=20mm 3 5 6 7

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总 结

经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强。

除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经过老师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然。

刚刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。

经过这次课程设计感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用Word和天喻CAD。并且由于在前期为了选定最终使用的CAD软件，我还学习使用了InteCAD和开目CAD，掌握了大致的用法，通过比较学习我了解了CAD软件的大致框架，觉得受益匪浅。

所以这次课程设计，我觉得自己真的收获非常的大。打完这行字，真的心一下子放了下来，看到自己完成的成果，真的觉得虽然很累，但觉得很欣慰，这次课程设计应该是达到了预期的效果。

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致 谢

本次设计，历尽千辛万苦。本设计在蔡有杰老师的悉心指导和严格要求下

业已完成，从课题选择、方案论证到具体设计和调试，无不凝聚着老师的心血和汗水，在本学期的学习和生活期间，也始终感受着导师的精心指导和无私的关怀，我受益匪浅。在此向蔡有杰老师表示深深的感谢和崇高的敬意。不积跬步何以至千里，本设计能够顺利的完成，也归功于任课老师的认真负责，使我能够很好的掌握和运用专业知识，并在设计中得以体现。正是有了他们的悉心帮助和支持，才使我的课程设计顺利完成，在此向齐齐哈尔大学，机电工程系的全体老师表示由衷的谢意。感谢他们的辛勤栽培。

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参考文献

1、《机械设计基础》 李仲生 主编 2、《机械设计基础实训指导》 王少岩 韩玉成 主编 3、《机械设计课程设计》 徐俊 主编 4、《实用机械制图与设计手册》 万静 主编 5、《现代工程图学》 扬裕根 诸世敏 主编

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