三级直齿轮减速器设计（珍贵设计资料)
机械设计基础课程设计任务书……………………………….1
一、传动方案的拟定及说明………………………………….3
二、电动机的选择…………………………………………….3
三、计算传动装置的运动和动力参数……………………….4
四、传动件的设计计算………………………………………..6
五、轴的设计计算…………………………………………….15
六、滚动轴承的选择及计算………………………………….23
七、键联接的选择及校核计算……………………………….26
八、高速轴的疲劳强度校核……………………………….….27
九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…..........30
十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….31
一、课程设计的内容
设计一带式运输机传动装置（见图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。
图2为参考传动方案。
图1 带式运输机传动装置
图2 参考传动方案
二、课程设计的要求与数据
已知条件：
1．运输带工作拉力：& F =
&2.6& kN；
2．运输带工作速度： &&v =
&2.0 &m/s；
3．卷筒直径：&&&&&
&320& mm；
4．使用寿命：&&&&&
5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；
6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。
三、课程设计应完成的工作
1．减速器装配图1张；
2．零件工作图& 2张（轴、齿轮各1张）；
3．设计说明书& 1份。
四、课程设计进程安排
设计各阶段内容
设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具
传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机；
计算传动装置运动和动力参数
传动零件设计计算:
带传动、齿轮传动主要参数的设计计算
至第18周二
减速器装配草图设计:
初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算;减速器箱体及附件的设计
至第19周一
完成减速器装配图:
至第20周一
零件工作图设计
第20周周二
整理和编写设计计算说明书
周三至周四
课程设计答辩
五、应收集的资料及主要参考文献
1 孙桓, 陈作模. 机械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2001.
2 濮良贵, 纪名刚. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2001.
3 王昆, 何小柏, 汪信远. 机械设计/机械设计基础课程设计[M]. 北京：高等教育出版社，1995.
4 机械制图、机械设计手册等书籍。
发出任务书日期：2008年 6
指导教师签名：&&&&&&&&&&&&&&&&&
计划完成日期：& 2008年 7
基层教学单位责任人签章：
主管院长签章：
设计计算及说明
传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：
为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 ，即
一般常选用同步转速为的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16--23。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动
二、电动机选择
1．电动机类型和结构型式
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132M-4吗系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构
2．电动机容量
1) 卷筒轴的输出功率ＰＷ
电动机输出功率Ｐd&&
传动装置的总效率&&
式中， 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：
弹性联轴器 ；滚子轴承 ；圆柱齿轮传动 ；卷筒轴滑动轴承 ；V带传动 =0.96
3．电动机额定功率
由[1]表20-1选取电动机额定功率
4．电动机的转速
为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围 ，则
电动机转速可选范围为
可见只有同步转速为\3000r/min的电动机均符合。选定电动机的型号为Y132S2--2。主要性能如下表：
5、计算传动装置的总传动比 并分配传动比
1）、总传动比 = 24.29（符合24& &34）
2)、分配传动比& 假设V带传动分配的传动比 ，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比
二级减速器中：
高速级齿轮传动比 i
低速级齿轮传动比
三、计算传动装置的运动和动力参数
1．各轴转速
减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。
各轴转速为：
2．各轴输入功率
按电动机所需功率 计算各轴输入功率，即
3．各轴输入转矩T(N&m)
将计算结果汇总列表备用。
高速轴Ⅰ
中间轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
N转速（r/min）
P 功率（kW）
转矩T(N&m)
1．设计带传动的主要参数。
已知带传动的工作条件：两班制（共16h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=6.63kw小带轮转速
&& 大带轮转速 ，传动比 。
设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）
1）、计算功率 & =
2)、选择V带型& 根据
、由图8-10《机械设计》p157选择A型带（d1=112—140mm）
3）、确定带轮的基准直径 并验算带速v
(1)、初选小带轮的基准直径 ，由（《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径
（2）、验算带速v
因为5m/s&19.0m/s&30m/s,带轮符合推荐范围
（3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15
初定 =250mm
（4）、确定V带的中心距a和基准长度
a、根据式8-20& 《机械设计》p152
&&&&&&&&&262.5
&初定中心距 =500mm
b、由式8-22计算带所需的基准长度
=2&500+π&0.5&（125+250）+（250-125）（250-125）/4&500
由表8-2先带的基准长度 =1600mm
c.计算实际中心距
a＝ +( &- )/2＝500+（）/2＝501.5mm
中心距满足变化范围:262.5—750mm
（5）.验算小带轮包角
&&& ＝180°-（ -
）/a&57.3°
＝180°-（250-125）/501.5&57.3°
＝166°&90°&&&
包角满足条件
（6）.计算带的根数
单根V带所能传达的功率
&& 根据 =2900r/min 和 =125mm
用插值法求得 =3.04kw
单根v带的传递功率的增量Δ
已知A型v带，小带轮转速 =2900r/min
转动比&& i= = / =2
&&& 查表8-4b得Δ
计算v带的根数
查表8-5得包角修正系数 =0.96,表8-2得带长修正系数 =0.99
=( +Δ )& & =(3.04+0.35) &0.96&0.99=5.34KW
=7.29/5.34=1.37&&&&
（7）、计算单根V带的初拉力和最小值
＝500* +qVV=190.0N
对于新安装的V带,初拉力为:1.5 =285N
对于运转后的V带,初拉力为:1.3 =247N
（8）．计算带传动的压轴力
=2Z sin( /2)=754N
（9）.带轮的设计结构
A.带轮的材料为:HT200
B.V带轮的结构形式为:腹板式.
&& C．结构图 （略）
2、齿轮传动设计&& 选择斜齿轮圆柱齿轮
先设计高速级齿轮传动
1）、选择材料热处理方式
根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面
(HB&=350HBS),8级精度,查表10-1得
小齿轮&&&&&
调质处理&&&&
HB1=280HBS
大齿轮&&&&&
调质处理&&&&
HB2=240HBS
2)、按齿面接触强度计算:
取小齿轮 =20，则 = ， =20 4.12=82.4，取 =83并初步选定β＝15°
确定公式中的各计算数值
a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6
b.由图10-30选取区域系数Zh=2.425
c.由图10-26查得 , ,则
d.计算小齿轮的转矩: 。确定需用接触应力
e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限
因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力
=600MPa大齿轮的为 =550MPa
h.由式10-13计算应力循环次数
i.由图10-19取接触疲劳寿命系数 =0.90& =0.96
&= /S=540Mpa
= /S=528 Mpa
=( + )/2=543 Mpa
（1）计算圆周速度:
V= лn1/m/s
（2)计算齿宽B及模数
B=φd =1X42.9mm=42.9mm
= cosβ/ =2.07mm
H=2.25 =4.66mm
B/H=42.9/4.66=9.206
（3）、计算纵向重合度
=0.318φd tanβ=1.704
（4）、计算载荷系数
由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:
故载荷系数
（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，
由式10—10a 得& & = =46.22mm
（6）、计算模数
= &Cosβ/Z1=2.232mm
4）、按齿根弯曲强度设计
(1)、计算载荷系数:
(2)、根据纵向重合度 =1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数
(3)、计算当量齿数
（4）、由[1]图10-5查得
由表10-5 查得
由图10-20C但得 =500 MPa =380 MPa
由图10-18取弯曲疲劳极限 =0.85, =0.88
计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:
= /S=303.57 MPa
= /S=238.86 MPa
（5）、计算大小齿轮的 ，并比较
且 ，故应将 代入[1]式（11-15）计算。
（6）、计算法向模数
对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径 =46.22mm来计算应有的数,于是有:
（7）、则 ，故取 =22
.则 = =90.64，取
（8）、计算中心距
取a1=116mm
（9）、确定螺旋角
（10）、计算大小齿轮分度圆直径:
（11）、确定齿宽&&&&&&
5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定
低速轴的齿轮计算
1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB&=350HBS),8级精度,查表10-1得
小齿轮&&&&&
调质处理&&&&
HB1=280HBS
大齿轮&&&&&
调质处理&&&&
HB2=240HBS
2）、取小齿轮 =20，则 = =59&& 取
=59，初步选定β＝15°
3）、按齿面接触强度计算:
确定公式中的各计算数值
a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6
b.由图10-30选取区域系数
c.由图10-26查得
d.计算小齿轮的转矩:
确定需用接触应力
e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限
因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力
=600MPa大齿轮的为 =550MPa
h.由式10-13计算应力循环系数
&i.由图10-19取接触疲劳寿命系数 =0.96&
&= /S=576Mpa
= /S=533.5 Mpa
=( + )/2=554.8 Mpa
(1)、圆周速度:
V= лn1/m/s
（2）、计算齿宽b及模数
B=φd =1X65.87=65.87mm
= cosβ/ &=3.18mm
H=2.25 =7.16mm
b/h=65.87/7.16=9.200
(3)、计算纵向重合度
=0.318φdZ1tanβ=1.704
a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:
故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960
&（4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得&
= =70.48mm
（5）计算模数
= &cosβ/ =3.404mm
5）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17
b根据纵向重合度 =1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.85
c计算当量齿数
由[1]图10-5查得
由图10-20C但得 =500 MPa =380 MPa
由图10-18取弯曲疲劳极限 =0.86, =0.89
d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:
= /S=307.14 MPa
= /S=241.57 MPa
且 ，故应将 代入[1]式（11-15）计算。
对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径 =70.48mm来计算应有的数,于是有:
取 2.5mm&& .则
取a1=138mm
h确定螺旋角
i计算大小齿轮分度圆直径:
齿宽&&&&&&&&&
4)、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定
五、轴的设计计算
为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。
第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为
1．高速轴Ⅰ设计
1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取
2）初算轴的最小直径
高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，
=18.375mm。由《机械设计手册》表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取 =20mm
高速轴工作简图如图(a)所示
首先确定个段直径
A段： =20mm& 有最小直径算出）
B段： =25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为25mm的
C段： =30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径
D段： =36mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm
E段： =45.58mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课程设计指导书》p116
G段， =30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径
F段： =36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm
第二、确定各段轴的长度
A段： =1.6*20=32mm,圆整取 =30mm
B段： =54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mm
C段： =28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24）
=B+&#=16+10+2=28mm
G段： =29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24）
F段： ， =&#=10-2=8mm
E段： ，齿轮的齿宽
D段： =92mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得 =92mm
轴总长L=290mm
两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm，
2、轴Ⅱ的设计计算
1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，取
2）初算轴的最小直径
因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，
=27.325mm。根据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206，故取 =30mm
轴Ⅱ的设计图如下：
首先，确定各段的直径
A段: =30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合
F段： =30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合
E段： =38mm，非定位轴肩
B段： =48mm, 非定位轴肩，与齿轮配合
C段： =64.94mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径
D段： =50mm, 定位轴肩
然后确定各段距离：
A段： =29mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘的长度
B段： =8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度
C段： =75mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽
E段： =43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）
F段： =41.5mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离
D段： =9.5mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm减去已知长度 得出
3、轴Ⅲ的设计计算
输入功率P=5.58KW,转速n =119r/min,T=460300Nmm
轴的材料选用40Cr（调质），可由表15-3查得 =110
所以轴的直径: =39.65mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%， =44.408mm。
由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH3
轴孔的直径 =45mm长度L=84mm
轴Ⅲ设计图 如下：
首先，确定各轴段直径
A段: =45mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合
B段: =60mm,非定位轴肩,h取2.5mm
C段: =72mm,定位轴肩，取h=6mm
D段: =68mm, 非定位轴肩，h=6.5mm
E段: =55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合
F段: =60mm,按照齿轮的安装尺寸确定
G段: =45mm, 联轴器的孔径
然后、确定各段轴的长度
A段: =46.5mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸
B段: =68mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装
C段: =10mm, 轴环宽度，取圆整值
根据轴承（圆锥滚子轴承30212）宽度需要
D段: =57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定
E段: =33mm, 由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸
F段: =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到
G段: =84mm,联轴器孔长度
轴的校核计算,
求轴上载荷
设该齿轮轴齿向是右
旋，受力如右图：
由材料力学知识可求得
水平支反力:
&&&&&&&&&&&
垂直支反力:
由图可知,危险截面在C右边
W=0.1 =9469
= /W=14.49MPa&70MPa
轴材料选用40Cr 查手册
符合强度条件!
求轴上载荷
设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图：
由材料力学知识可求得
水平支反力:
&&&&&&&&&&&
垂直支反力:
由图可知,危险截面在B右边
W=0.1 =33774
= /W=5.98MPa&70MPa
轴材料选用40Cr 查手册
符合强度条件!
求轴上载荷
设该齿轮齿向是右旋，受力如图：
由材料力学知识可求得
水平支反力:
&&&&&&&&&&&
垂直支反力:
由图可知,危险截面在B右边&&
算得W=19300
= /W=19.77MPa&70MPa
轴材料选用40Cr 查手册
符合强度条件!
六、滚动轴承的选择及计算
1.Ⅰ轴轴承 型号为30206的圆锥滚子轴承
1）计算轴承的径向载荷：
2）计算轴承的轴向载荷& (查指导书p125)&
30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6
两轴承派生轴向力为：
轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松
2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数
3）校核轴承寿命
按一年300个工作日,每天2班制.寿命18年.故所选轴承适用。
2．Ⅱ轴轴承
1）计算轴承的径向载荷：
2）计算轴承的轴向载荷& (查指导书p125)&
30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6
两轴承派生轴向力为：
轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧
2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数
3）校核轴承寿命
按一年300个工作日,每天2班制.寿命29年.故所选轴承适用。
2．Ⅲ轴轴承
1）计算轴承的径向载荷：
2）计算轴承的轴向载荷& (查指导书p125)&
30211圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=90.8KN,基本额定静载荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5
两轴承派生轴向力为：
轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧
2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数
3）校核轴承寿命
按一年300个工作日,每天2班制.寿命26年.故所选轴承适用。
七、键联接的选择及校核计算
1．Ⅰ轴上与带轮相联处键的校核
键A10&28，b&h&L=6&6&20& 单键
键联接的组成零件均为钢， =125MPa
满足设计要求
2．Ⅱ轴上大齿轮处键
键 A12&25，b&h&L=10&8&36& 单键
键联接的组成零件均为钢， =125MPa
满足设计要求
3．Ⅲ轴上
１）联轴器处
采用键A，b&h&L=14&9&70 单键
满足设计要求
2）联接齿轮处
采用A型键A&
满足设计要求
八、高速轴的疲劳强度校核
& 第一根轴结构如下：
（1）判断危险截面
在A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为e&2m
高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。
从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E左端面上的应力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核E段左右截面即可。
（2）.截面右侧：
抗弯截面系数
抗扭截面系数
左截面上的扭矩T3为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得：
截面上理论应力系数 按附表3-2查取。因
经查之为： ；
又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数 ；
故有效应力集中系数按式（附表3-4）为：
皱眉经过表面硬化处理，即 ，则按式（3-12）及（3-12a）得到综合系数为：
有附图3-2的尺寸系数
由附图3-3的扭转尺寸系数为
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： ；
又由&3-1及&3-2得到40Cr的特性系数
则界面安全系数：
故可知道其右端面安全；
同理可知：E段左端面校核为：
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面IV上的扭矩T3为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
由表15-1查得：
又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数 ；
有附表3-8用插值法查得：
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： ；
又由&3-1及&3-2得到40Cr的特性系数
则界面安全系数：
故E段左端截面的左端面都安全！
1、铸件减速器机体结构尺寸计算表
减速器及其形式关系
0.025a+3mm=6.84mm,取8mm
0.02a+3=6.06mm&8mm,取8mm
机座凸缘厚度
1.5δ=12mm
机盖凸缘厚度
1.5δ=12mm
机座底凸缘厚度
2.5δ=20mm取30mm
地脚螺钉直径
0.036a+12=12.288mm取16mm
地脚螺钉数目
a&250mm,n=4
轴承旁连接螺栓直径
0.75df=13.15mm取8mm
机盖与机座连接螺栓直径
(0.5~0.6)df=8.76~10.52mm取10mm
连接螺栓d2的间距
150~200mm取180mm
轴承端盖螺钉直径
(0.4~0.5)df=7.01~8.76mm取M8
窥视孔盖螺钉直径
(0.3~0.4)df=5.26~7.01mm取M6
定位销直径
(0.7~0.8)df=12.27~14.02mm取M12
df、d2、d3至外机壁距离
d1、d2至凸缘边缘距离
轴承旁凸台半径
外机壁至轴承座端面距离
c1+c2+(5~8)=44
内机壁至轴承座端面距离
δ+c1+c2+(5~8)=52
大齿轮顶圆与内机壁距离
≥1.2δ=9.6mm取14mm
齿轮端面与内机壁距离
≥δ=8mm取10mm
机盖、机座肋厚
m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取7mm
轴承端盖外径
轴承端盖凸缘厚度
(1~1.2)d3=9mm取12mm
轴承旁连接螺栓距离
2、减速器附件的选择，在草图设计中选择
包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。
十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)
减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。
参考资料目录
[1]& 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理[M].
北京：高等教育出版社，2006年5月第7版
[2]& 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计[M].
北京：高等教育出版社，2006年5月第8版
[3]& 宋宝玉主编.
机械设计课程设计指导书[M]．北京：高等教育出版社，2006年8月第1版
&左宗义，冯开平主编．画法几何与机械制图[M]．广州：华南理工大学出版社，2001年9月第1版
[5]& 刘锋，禹奇才主编.&
工程力学·材料力学部分[M].& 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版
[6]& 禹奇才,张亚芳，刘锋主编.&
工程力学·理论力学部分[M].& 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版
&=19.77MPa
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减速器设计尺寸结构参考值
设计减速器的箱体结构时，可参考图1～图3及表1～表6确定箱体各部分的尺寸。
表1&&铸铁减速器箱体的主要结构尺寸（图1、图2）
名称及符号
尺寸关系/mm
圆柱齿轮减速器
圆锥齿轮减速器
蜗杆减速器
箱体（座）壁厚
0.0125(d1m+d2m)+1&8
或0.01(d1+d2)+1&8
d、dm－分别为大端直径、平均直径
0.01(d1m+d2m)+1&8
箱盖凸缘厚度
箱座凸缘厚度
箱座底凸缘厚度
地脚螺栓直径
0.018(d1m+d2m)+1&12
或0.015(d1+d2)+1&12
地脚螺栓数目
＞250～500时，6
＞500时，8
轴承旁联接螺栓直径
箱盖与箱体螺栓直径
（0.5～0.6）
联接螺栓的间距
轴承端盖螺钉直径
（0.4～0.5）
检查孔盖螺钉直径
（0.3～0.4）
定位销直径
（0.7～0.8）
螺栓、、至外机壁距离
螺栓、至凸缘距离
沉头座直径
轴承旁凸台半径
根据低速级轴承外径确定，以保证扳手操作空间、为准
轴承端盖外径
凸缘式端盖：
嵌入式端盖：，－轴承外径
轴承端盖凸缘厚度
（1～1.2）
轴承旁螺栓联接距离
尽量靠近，以M和M互不干涉为准，一般取
外箱壁至轴承座端面的距离
齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内箱壁间的距离
齿轮（圆锥齿轮或蜗轮轮毂）端面与内箱壁间的距离
齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内箱底面的距离
箱盖、箱座肋厚、
&&&注：多级传动时，取低速级中心距。圆锥－圆柱齿轮减速器，按圆柱齿轮传动中心距取值。
表2&&箱体凸台和凸缘的结构尺寸&&&&&&&&&&&&&&&&&&& mm
&表3&&&起重吊耳和吊钩
吊耳（在箱盖上铸出）
吊耳环（在箱盖上铸出）
吊钩（在箱座上铸出）
吊钩（在箱座上铸出）
－按结构确定
&表4&&通气器的结构型式和尺寸&&&&&&&&&&&&&&& mm
提手式通气器
&&&－螺母扳手宽度
（－螺母扳手宽度）
&表5&&减速器轴承端盖与轴承套杯结构尺寸
螺钉联接外装式轴承盖
－由结构确定
－由密封尺寸确定
嵌入式轴承盖
－由结构确定
－由密封尺寸确定
沟槽尺寸(GB)&&&& mm
形圈截面直径
&&&&注：材料为HT150　君，已阅读到文档的结尾了呢~~
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