带式运输机专业课程设计项目说明指导书.doc

机械设计基本课程设计
阐明书
题 目： 带式运送机
指引教师：
学生姓名：
学 号：
所属院系：
专 业：
班 级：
完毕日期：
新疆大学机械工程学院

年 月

目录

第一章 设计任务书 3
1.1 设计题目 3
带式运送机传动装置设计 3
1.2 带式运送机数据 3
1.3 工作条件 3
1.4 有效期限 3
1.5 生产批量及加工条件 3
第二章 电动机选取 4
2.1选取电动机类型 4
2.2 选取电动机容量 4
2.3 机械装置传动比范畴 5
2.4运动和动力参数计算 5
第三章 圆柱斜齿轮传动设计 6
3.1开始齿轮减速，齿轮参数计算 6
3.2闭式齿轮减速器齿轮参数计算 9
第四章传动轴和传动轴承及联轴器设计 15
4.1输入轴设计 15
4.2输出轴设计 20
第五章键联接选取及校核计算 24
5.1高速轴与联轴器连接 24
5.2低速轴与大齿轮联接 25
第六章轴承选取及校核计算 25
6.1输入轴轴承计算与校核 25
6.2输出轴轴承计算与校核 26
第七章联轴器选取 27
7.1 载荷计算 27
7.2 型号计算 27
第八章 减速器润滑和密封 27
8.1 减速器润滑 27
8.2减速器密封 28
第九章减速器附件及箱体重要构造尺寸 28
第十章设计总结 30
第十一章参照文献 31

第一章 设计任务书

1.1设计题目 ：带式运送机传动装置设计（三）
带式运送机传动装置简图如右图所示（开式齿轮传动啮合点位置自行拟定）。
1.2带式运送机数据（从数据表中选取）
运送机滚筒轴功率P= 3.2 kW
运送机滚筒轴转速n= 74 r/min
运送带滚筒直径 D= 300 mm
滚筒轮中心高度 H= 300 mm
1.3工作条件
用于锅炉房运煤，三班制工作，每班工作四小时，空载启动，单向、持续运转，载荷平稳。
1.4有效期限
工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。
1.5生产批量及加工条件
小批量生产。
1.6设计任务
（1）选取电动机型号；
（2）拟定开式齿轮传动重要参数及尺寸；
（3）设计一级斜齿圆柱齿轮减速器；
（4）选取联轴器。
1.7详细作业及规定
（1）设计计算手稿一份（含完整设计计算过程及设计草图）；
（2）减速器装配图一张（A1号图纸，AutoCAD绘图打印）；
（3）零件图两张（A3号图纸，绘制大齿轮和低速轴，规定其一为手绘）；
（4）设计阐明书一份（Word电子版打印）。
1.8设计期限
7月1日至21日（第19~21周）

二．电动机选取

2.1选取电动机类型

按工作规定和工作条件选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压
380V。

2.2选取电动机容量
电动机所需工作功率
传动装置总效率= 联轴器传动效率，圆柱齿轮传动效率，开式齿轮传动效率
，滚动轴承传动效率（三对），传动滚筒效率。则传动装置总效率为=。所需电动机功率为
　　由于电动机额定功率普通不不大于,即，因此，（已知），一级圆柱齿轮减速器传动比范畴（1-5），开式齿轮传动比范畴（2-5），因此总传动比范畴）,故电动机转速可选范畴。
符合这一范畴同步转速有750、1000、1500 和 3000r/min。现以同步转速1500 及 1000r/min750 三种方案进行比较。查阅有关资料得出电动机数据及计算出总传动比列于下表。
表2.1电动机数据及计算出总传动比。

方案
电动机
型号
额定功
率/kW
同步转速/满载
转速 nm / r/min）
电动机
质量/kg
价格/元
传动比 ia
1
Y112M-4
4
1500/1440
45
910
1.5ia
2
Y132M-6
4
1000/960
75
1443
i
3
Y160M1
4
750/720
90
1860
0.75i

　　选取Y112M-4型
2.3传动比范畴
　　总传动比
电动机和减速器输入轴是同轴她们之间传动比为，一级斜圆柱齿轮传动比为，开式齿轮传动比为
图2.1电动机重要外形

2.4运动和动力参数计算
　　0轴（电动机轴）

　　1轴（高速轴）

　　2轴（中间轴）

　　3轴（低速轴）

由【１】例题得
1轴输出功率为：
输出转矩 ：
2轴

3轴

表2.2各轴运动和动力参数

电动机
1轴
2轴
3轴
转速 r/min
1440
1440
296.3
296.3
输入功 kw
3.88
3.84
3.65
3.58
输出功 kw

3.58
3.58
3.58
输入转矩N/m
25.73
25.47
117.67
115.32
输出转矩 N/m

24.96
115.32
115.32

三． 圆柱斜齿轮传动设计
3.1开始齿轮减速，齿轮参数计算
１.齿轮材料选取
（１）小齿轮由表【2】11-1材料选取40Cr,硬度280HBS（调质解决） 大齿轮材料45钢硬度240HBS(调质解决) 两者硬度差为40HBS。（2）普通工作机器，选用8级精度。
（3）选小齿轮齿数z1 = 25，大齿轮齿数z2 = 25×4 = 100，取z2= 99。
（4）初选螺旋角b = 14°。（5）压力角a = 20°
2.按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮重要参数
齿轮按８级精度计算，由表【2】取载荷系数K＝1.6，由表【2】11-1取齿宽系数。
小齿轮上转矩 齿数取Z1=25，则大齿轮Z2=4*25=100，取Z2=99 。
计算当量齿数 齿形系数，
由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数【2】11-8，11-9得

由表【2】11-5取则
Mpa

> 对小齿轮进行弯曲强度计算。
法向模数
Mn>=
圆周速度v
d1 = mntz1/cosb = 1.689×25/cos14°= 43.516 mm
v = = = .67 m/s
齿高：
h = (2ha*+c*)mn = (2×1+0.25)×1.689 = 3.8 mm

由表【2】4-1，取模数Mn=2
中心距a= 圆整为 a=130mm
修正螺旋角： 即：b = 17°29′2″
大小齿轮分度圆直径
齿宽b=
取b=53 mm b1=58mmm 【2】P183

重要设计结论
齿数z1 = 25、z2 = 99，模数m = 2 mm，压力角a = 20°，螺旋角b = 17.484°= 17°29′2″，中心距a = 130 mm，齿宽b1 = 58 mm、b2 = 53 mm。
表3.1齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
低速级小齿轮
低速级大齿轮
模数m

2mm
2mm
齿数z

25
99
螺旋角β

左17°29′2″
右17°29′2″
齿宽b

58mm
53mm
分度圆直径d

52.419mm
207.58mm
齿顶高系数ha

1.0
1.0
顶隙系数c

0.25
0.25
齿顶高ha
m×ha
2mm
2mm
齿根高hf
m×(ha+c)
2.5mm
2.5mm
全齿高h
ha+hf
4.5mm
4.5mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
56.419mm
211.58mm
齿根圆直径df
d-2×hf
47.419mm
202.58mm

3.2.闭式齿轮减速器齿轮参数计算
1． 选取齿轮材料并拟定初步参数
（1）选取小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。
（2）普通工作机器，选用8级精度。
（3）选小齿轮齿数z1 = 25，大齿轮齿数z2 = 25×4.86 = 121.5，取z2= 122。
（4）初选螺旋角b = 14°。
（5）压力角a = 20°。
（6）试选载荷系数K= 1.6。 表【2】11-3
（7）计算小齿轮传递转矩
T1 = 25.47 N/m
（8）选用齿宽系数φd = 1。 【2】表11-6
(9)查表得材料弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2 【2】表11-4

2. 按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮重要参数
（1） 计算小齿轮转矩

按电动机驱动，载荷平稳，按8级精度和系数，载荷系数K=1.6
（2）计算接触疲劳许用应力[sH]
查表得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为sHlim1 = 700 MPa、sHlim2 = 550 MPa ，由表【2】表11-4取失效概率为1%,安全系数,得 ;

取[sH]1和[sH]2中较小者作为该齿轮副接触疲劳许用应力，即
[sH] = [sH]2 = 550 MPa
（3） 试算小齿轮分度圆直径

（4） 调节小齿轮分圆直径
（5） 度
①圆周速度v
v = = = 2.49 m/s
②齿宽b
b = = = 33.105 mm
③拟定模数
mn = d1cosb/z1 = 33.105×cos14°/25 = 1.407 mm
模数取为原则值m = 2 mm。
（5）几何尺寸计算
（1）计算中心距
a = = = 151.496 mm
中心距圆整为a = 150 mm。
（6）按圆整后中心距修正螺旋角
b = = = 11.484°
即：b = 11°29′2″
（7）计算大、小齿轮分度圆直径
d1 = = = 51.02 mm
d2 = = = 248.979 mm
（8）计算齿轮宽度
b = sd×d1 = 1×51.02 = 51.02 mm
取b2 = 52 mm、b1 = 57 mm。

3. 校核齿根弯曲疲劳强度
（1） 齿根弯曲疲劳强度条件
sF = ≤ [sF]

①计算当量齿数
ZV1 = Z1/cos3b = 25/cos311.484° = 26.562
ZV2 = Z2/cos3b = 122/cos311.484° = 129.623
②由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.17
YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83
③计算齿根弯曲疲劳许用应力[sF]
由表【2】表11-4查得小齿轮和大齿轮弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 600 MPa、sFlim2 = 450MPa 取安全系数S=1.25
[sF]1 =
[sF]2=
④齿根弯曲疲劳强度校核
sF1 因此安全。 因此安全。
⑤齿轮圆周速度
由表【2】表11-2得
通过计算证明设计在安全范畴内。
（2）.重要设计结论
齿数z1 = 25、z2 = 122，模数m = 2 mm，压力角a = 20°，螺旋角b = 11.484°= 11°29′2″，中心距a = 150 mm，齿宽b1 = 57 mm、b2 = 52 mm。
（3） .齿轮参数总结和计算
表3.2齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
高速级小齿轮
高速级大齿轮
模数m

2mm
2mm
齿数z

25
122
螺旋角β

左11°29′2″
右11°29′2″
齿宽b

57mm
52mm
分度圆直径d

51.02mm
248.979mm
齿顶高系数ha

1.0
1.0
顶隙系数c

0.25
0.25
齿顶高ha
m×ha
2mm
2mm
齿根高hf
m×(ha+c)
2.5mm
2.5mm
全齿高h
ha+hf
4.5mm
4.5mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
55.02mm
252.979mm
齿根圆直径df
d-2×hf
46.02mm
243.979mm
中心距a

150m
150m

四. 传动轴和传动轴承及联轴器设计
4.1 输入轴设计
依照轴得工作条件，选轴材料为45钢，调质解决。所选电动机为由【1】表6-167查得电动机伸出轴直径D=28mm,伸出长E=60mm。
1.输入轴上功率P1、转速n1和转矩T1
P1 = 3.84 KW n1 = 1440 r/min T1 = 25.47 Nm
按式【1】11-3
最小直径处有一种键槽为了安装联轴器取
输入轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径d12，为了使所选轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需同步选用联轴器型号LT4。
联轴器计算转矩 查表【1】17-1考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，则:
Tca = KAT1 = 1.3×25.47 = 33.1Nm
按照计算转矩Tca应不大于联轴器公称转矩条件查表【1】6-97半联轴器孔径为20 mm故取d12 = 20 mm，半联轴器与轴配合毂孔长度为38 mm。

4. 轴构造设计图
图4.1输入轴构造设计

5.依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度
1）为了满足联轴器轴向定位规定，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段直径d23 = 25 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 30 mm。半联轴器与轴配合毂孔长度L = 38 mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴端面上，故I-II段长度应比联轴器毂孔长度L略短某些，现取l12 = 36 mm。
2）初步选取滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选用角接触球轴承。参照工作规定并依照d23 = 25 mm，由轴承产品目录中选取角接触球轴承7206C表【1】6-66，其尺寸为d×D×T = 30×62×16 mm，故d34 = d78 = 30 mm，而l34 = l78 = 16 mm。
轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7206C型轴承定位轴肩高度h = 3 mm，因而，取d45 = d67 = 36 mm。
3）由于齿轮直径较小，为了保证齿轮轮体强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。因此l56 = B = 57 mm，d56 = d1 = 51.02 mm
4）依照轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖外端面与联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。
5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，考虑箱体锻造误差，在拟定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，则
l45 = Δ+s = 16+8 = 24 mm
l67 = Δ+s = 24 mm
至此，已初步拟定了轴各段直径和长度。
6.轴受力分析和校核
1）作轴计算简图（见图a）:
依照7206C轴承查手册得a = 14.2 mm
联轴器中点距左支点距离L1 = 38/2+50+14.2 = 83.2 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = 57/2+16+24-14.2 = 54.3 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = 57/2+24+16-14.2 = 54.3 mm
2）计算轴支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 499.2 N
FNH2 = = = 499.2 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = 233 N
FNV2 = = = -137.8 N
3）计算轴弯矩，并做弯矩图：
截面C处水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 499.2×54.3 Nmm = 27107 Nmm
截面C处垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = 233×54.3 Nmm = 12652 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -137.8×54.3 Nmm = -7483 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处合成弯矩：
M1 = = 29914 Nmm
M2 = = 28121 Nmm
作合成弯矩图（图f）。
4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴强度：
普通只校核轴上承受最大弯矩和转矩截面（即危险截面C）强度。必要时也对其她危险截面（转矩较大且轴颈较小截面）进行强度校核。依照公式（14-5），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 2.5 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计轴有足够强度，并有一定裕度（注：计算W时，忽视单键槽影响）。轴弯扭受力图如下：
图4.2输入轴弯扭受力图

4.2输出轴设计
1.求输出轴上功率P2、转速n2和转矩T2
P2 = 3.65 KW n2 = 296.3 r/min T2 = 117.67 Nm
2.求作用在齿轮上力
已知大齿轮分度圆直径为:
d2 = 248.979 mm
则:
Ft = = = 945.2 N
Fr = Ft× = 945.2× = 351 N
Fa = Fttanb = 945.2×tan11.484° = 191.9 N
3.初步拟定轴最小直径
先初步估算轴最小直径。选用轴材料为45钢，调质解决，依照表，取:C = 112，于是得
dmin = C× = 112× = 25.9 mm
输出轴最小直径是安装开式小齿轮处轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选用:d12 = 27 mm
4. 轴构造设计图

图4.3输出轴构造设计图

5.依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度
1）为了满足开式小齿轮轴向定位规定，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段直径d23 = 32 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 37 mm，为保证开式小齿轮定位可靠，取l12 = 58 - 2 = 56 mm。
2）初步选取滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选用角接触球轴承。参照工作规定并依照d23 = 32 mm，由轴承产品目录中选用角接触球轴承7207C，其尺寸为d×D×T = 35mm×72mm×17mm，故d34 = d67 = 35 mm；而l67 = 17 mm
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7207C型轴承定位轴肩高度h = 3.5 mm，因而，取d56 = 42 mm。
3）取安装齿轮处轴段IV-V段直径d45 = 40 mm；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂宽度为B = 52 mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 50 mm。
4）依照轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。
5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，考虑箱体锻造误差，在拟定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承宽度T = 17 mm，则
l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 17+8+16+2.5+2 = 45.5 mm
l56 = s+Δ+2.5 = 8+16+2.5 = 26.5 mm
至此，已初步拟定了轴各段直径和长度。

6.轴受力分析和校核
1）作轴计算简图（见图a）:
依照7207C轴承查手册得a = 15.7 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = 52/2-2+45.5-15.7 = 53.8 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = 52/2+26.5+17-15.7 = 53.8 mm
2）计算轴支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 472.6 N
FNH2 = = = 472.6 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = 397.5 N
FNV2 = = = 46.5 N
3）计算轴弯矩，并做弯矩图：
截面C处水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 472.6×53.8 Nmm = 25426 Nmm
截面C处垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = 397.5×53.8 Nmm = 21386 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 46.5×53.8 Nmm = 2502 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处合成弯矩：
M1 = = 33224 Nmm
M2 = = 25549 Nmm
作合成弯矩图（图f）。
4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴强度：
普通只校核轴上承受最大弯矩和转矩截面（即危险截面C）强度。必要时也对其她危险截面（转矩较大且轴颈较小截面）进行强度校核。依照公式（14-5），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 12.2 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计轴有足够强度，并有一定裕度（注：计算W时，忽视单键槽影响）。轴弯扭受力图如下：
图4.4输出轴弯扭受力图

五． 键联接选取及校核计算
5.1高速轴与联轴器连接
轴径在17-20mm范畴内由表【1】6-57得尺寸b*h=6*6采用圆头普通平键。由于该段轴长L=36mm因此键长。键挤压强度校核表10-11得许用应力。又由于挤压强度条件
因此键满足强度规定。
5.2低速轴与大齿轮连接
1）输出轴与大齿轮处键
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 12mm×8mm×45mm，接触长度:l' = 45-12 = 33 mm 【2】10-11键挤压强度校核表10-11得许用应力。又由于挤压强度条件
因此键满足强度规定.

六．轴承选取及校核计算

条件依照，轴承预测寿命：
Lh = 10×1.5×8×300 = 36000 h
6.1 输入轴轴承计算与校核
1）初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表【2】16-4查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0因此:
P = XFr+YFa = 1×370.8+0×202.7 = 370.8 N
2）求轴承应有基本额定载荷值C为:
C = P = 370.8× = 5413 N

3）选取轴承型号:
查课本表【1】6-66，选取:7206C轴承，Cr = 17.8 KN，由课本式【2】16-3有：
Lh =
= = 1.28×106≥Lh
因此轴承预期寿命足够。
6.2 输出轴轴承计算与校核
1) 初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表【2】16-4查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0因此:
P = XFr+YFa = 1×351+0×191.9 = 351 N
2）求轴承应有基本额定载荷值C为:
C = P = 351× = 3025 N
3）选取轴承型号:
查课本表【1】6-66选取:7207C轴承，Cr = 23.5 KN，由课本式【2】16-4有：
Lh =
= = 1.69×107≥Lh
因此轴承预期寿命足够。

七．联轴器选取
7.1载荷计算
公称转矩：
T = T1 = 25.47 Nm
由表【2】17-1查得KA = 1.3，故得计算转矩为：
Tca = KAT1 = 1.3×25.47 = 33.1 Nm
7.2型号选取
选用LT4型联轴器，联轴器许用转矩为T = 63 Nm，许用最大转速为n = 5700 r/min由表【1】6-99，轴孔直径为20 mm，轴孔长度为38 mm。
Tca = 33.1 Nm ≤ T = 63 Nm
n1 = 1440 r/min ≤ n = 5700 r/min
联轴器满足规定，故合用。

八． 减速器润滑和密封
8.1 减速器润滑
1）齿轮润滑
通用闭式齿轮传动，其润滑办法依照齿轮圆周速度大小而定。由于大齿轮圆周速度v ≤ 12 m/s，将大齿轮轮齿浸入油池中进行浸油润滑。
2）轴承润滑
轴承惯用润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑。选用哪一类润滑方式，可以依照低速大齿轮圆周速度判断。
由于大齿轮圆周速度v = 2.49 m/s ＞ 2 m/s，因此采用油润滑。
8.2 减速器密封
为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体各零件间需设立不同形式密封装置。。本设计中由于密封界面相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v ＜ 3 m/s，输出轴与轴承盖间v ＜ 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。

九．减速器附件及箱体重要构造尺寸
由表【1】3-1查得
表9.1减速器附件及箱体重要构造尺寸
名称
符号
公式与计算
成果取值
箱座壁厚
δ
0.025a+3=0.025×150+3=4.8
取8mm
箱盖壁厚
δ1
0.02a+3=0.02×150+3=4
取8mm
箱盖凸缘厚度
b1
1.5δ1=1.5×8=12
取12mm
箱座凸缘厚度
b
1.5δ=1.5×8=12
取12mm
箱座底凸缘厚度
b2
2.5δ=2.5×8=20
取20mm
地脚螺钉直径
df
0.036a+12=0.036×150+12=17.4
取M18
地脚螺钉数目
n
a≤250时，取n=4
取4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df=0.75×18=13.5
取M14
盖与座连接螺栓直径
d2
(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×18=9-10.8
取M10
连接螺栓d2间距
l
150-200
取150
轴承端盖螺钉直径
d3
(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×18=7.2-9
取M8
视孔盖螺钉直径
d4
(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×18=5.4-7.2
取M6
定位销直径
d
(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8
取8mm
df、d1、d2至外箱壁距离
C1
依照螺栓直径查表
取24、20、16
df、d1、d2至凸缘边沿距离
C2
依照螺栓直径查表
取22、18、14
轴承旁凸台半径
R1
=18
取18
凸台高度
h
依照低速级轴承座外径拟定，以便于扳手操作为准

外箱壁至轴承座端面距离
L1
C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10)
取43
大齿轮顶圆与内箱壁距离
Δ1
＞1.2δ=1.2×8=9.6
取12
齿轮端面与内箱壁距离
Δ
＞δ=8
取16
箱盖、箱座肋厚
m1、m
≈0.85δ=0.85×8=6.8
取7

设计小结
这次关于减速器课程设计是咱们真正理论联系实际、进一步理解设计概念和设计过程实践考验，对于提高咱们机械设计综合素质大有用处。通过三个星期设计实践，使我对机械设计有了更多理解和结识.为咱们后来工作打下了坚实基本。 本次设计得到了指引教师细心协助和支持。衷心感谢教师指引和协助。设计中还存在不少错误和缺陷，需要继续努力学习和掌握关于机械设计知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

参照文献
[1] 王之栎，王大康.《机械设计综合课程设计》[M].北京：机械工业出版社，.8.
[2]杨可桢.《机械设计基本》[M].北京：高等出版社，.8
[3]大连理工大学工程图学教研室。《机械制图》[M].北京：高等教诲出版社，.7.