机械设计课程设计——二级同轴式减速器设计.docx

机械设计 课程设计

说

明

书

姓 名
学 院 机电工程学院
指导老师
班 级
学 号
日 期： 2013年03月07日

设计题目及原始数据

题目：同轴式二级圆柱齿轮减速器

原始数据：

参数项目
数值
刨削平均速度
580
行程速度变化系数K
1.50
刨刀冲程
400
切削阻力
4000
空行程摩擦阻力（N）
200
刨刀越程量
20
刨头重量（N）
620
杆件比重（N/m）
300
机器运转速度许用不均匀系数
0.05

目 录

一、设计任务书 1
二、传动方案的拟定及说明 2
三、电动机的选择 3
四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 4
五、传动件的设计计算 5
1.V带传动设计计算 5
2.齿轮传动设计计算 6
六、轴的设计计算 8
1.高速轴的设计 8
2中速轴的设计 15
3.低速轴的设计 22
七、减速器附件的选择和箱体的设计 27
八、润滑设计 29
九、 密封类型的选择 29
十、 减速器附件的设计 29
十一、设计小结 31
十二、参考文献 32

设计计算及说明
结 果
一、 设计任务书
1. 设计题目

设计一同轴式二级圆柱齿轮减速器

2. 原始数据

参数项目
数值
刨削平均速度
580
行程速度变化系数K
1.50
刨刀冲程
400
切削阻力
4000
空行程摩擦阻力（N）
200
刨刀越程量
20
刨头重量（N）
620
杆件比重（N/m）
300
机器运转速度许用不均匀系数
0.05

3. 设计内容
(1) 电动机的选择与参数计算；
(2) 齿轮传动设计计算；
(3) 轴的设计；
(4) 滚动轴承的选择；
(5) 键和联轴器的选择与校核；
(6) 装配图、零件图的绘制；
(7) 设计计算说明书的编写。

4. 设计任务
(1) 减速器总装配图1张；
(2) 齿轮、轴零件图各一张；
(3) 设计计算说明书一份。

二、 传动方案的拟定及说明
机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置的设计对整台及其的性能和尺寸重量和成本都由很大影响，因此应当合理的拟定传动方案。

图2-1传动系统简图
1-电动机；2-联轴器；3-二级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-滚筒；6-输送带

传动方案一般用运动简图表示，拟定传动方案就是根据工作及的功能要求和工作条件，选择合适的传动机构类型，确定各类传动机构的布置顺序以及各组成部分的连接方式，绘出传动简图。

计计算及说明
结 果
三、 电动机的选择
按工作要求和工作条件一般选用Y系列三相异步电动机，电压为380V
1. 阻力矩所做的功

2. 切削功率
1.445KW
3. 选择电动机
电动机的输出功率

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《机械设计课程设计》（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4查得：V带传动；滚动轴承=0.98；
圆柱齿轮传动；弹性联轴器=0.96
则

4. 确定电动机的转速
按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比=8~40,而工作机卷轴筒的转速为

Wr=1528J

Pr

=0.8202

所以电动机的可选范围为：

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量和价格等因素为使传动装置结构紧凑，决定使用同步转速为1500r/min的电动机
根据电动机的类型、容量和转速，由《机械设计课程设计》表2-2查得选定电动机的型号为Y100L1-4，其主要性能如下表所示:

电动机型号
额定功率/kw
满载转速/(r/min)

Y100L1-4
2.2
1420
2.2
2.2
四、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比
1. 总传动比

2. 分配传动比
Ⅲ
考虑润滑的条件，为使两级大齿轮相近，
取
=2
故

将上述计算结果汇总与下表:

轴名
功率（P/kw）
转矩（T/n.m）
转速（r/min）
Ⅰ轴
1.753
23.58
710
Ⅱ轴
1.649
90.1
174.9
Ⅲ轴
1.551
344.47
43
五、 传动件的设计计算
1、V带传动设计计算
（1）带的型号和根数的确定
额定功率P=1.863 KW 查《机械设计》表8-7得，取ka=1.1
Pc=ka﹒p=2.04kw
（2）主要参数的选择
根据功率pc和小带轮转速n1=1420r/min按机械设计基础13-15和13-16的推荐，选择：普通V带Z型
查表13-9得dmin=50mm
取小轮基准直径d1=71mm
大轮基准直径d2= mm
带速 m/s
初步确定中心距ao,即
0.7（d1+d2）＜ao＜2（d1+d2） 147 ＜ao＜420
取ao=300
基准长度 mm

=2

普通V带

V带Z型

d1=71mm
d2=142mm
5.2m/s

=934mm

查表得Ld=1000mm
实际中心距a
mm

考虑到传动的安装、调整和V带张紧的需要，中心距的变动范围为:221mm~257mm
小包角
>1200即满足条件

V带根数 查表得 Ka=0.98 kl=1.06
p0=0.3kw △p=0.03kw

初拉力
N
作用在带轮轴上的压力Fq
N
2、齿轮设计
（1）选择材料、热处理方法及公差等级
选用直齿齿轮，大小齿轮均为锻钢；
小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250HBS；
大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS。
选用的精度等级为8级
Ld=1000mm

333mm

=168

Z=6

=62.36N

=744.2 N

45钢
小齿轮调质处理
大齿轮调质处理
8级精度
（2）计算传动的主要尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公式为：

1）选择材料及确定许用应力
小齿轮45钢，硬度为250HBS,
，
大齿轮 45钢，硬度为220HBS,
，
取SF=1.25 SH=1.1ZH=2.5 ZE=189.8
Mpa
Mpa
2）按齿面接触强度设计
取载荷系数K=1.5，齿宽系数
小齿轮传递转矩
=44.2mm

齿数取Z1=20,则Z2=4.06ⅹ20=81
故实际传动比 i=81/20=4.05
模数
mm
齿宽
mm
取b2=45mm b1=40mm
按表4-1取m=2.5,实际的

Z1=20
Z2=81

b2=45mm b1=40mm

m=2.5
mm
mm
中心距
mm
3）验算齿轮弯曲强度:

查图11-8得齿形系数
YFa1=2.36 YFa2=2.28

Ysa1=1.68 Ysa2=1.77

故是安全的
4）齿轮的圆周速度
m/s
对照11-2可知选用8级精度是合适的

六、 轴的设计计算
1、高速轴的设计与计算
（1）已知条件
高速轴传递的功率p1= 1.753kw，转速n1=710r/min，小齿轮分度圆直径d1=50mm，齿轮宽度b1=45 mm

mm
=mm

126.25mm

1.875m/s

（2）选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调制处理

（3）初算轴径
由教材表14-2查得C=118~107，考虑到轴端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110，则：

轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增大5%，轴端最细处的直径：
d1>14.8mm+14.8 ⅹ0.05mm=15.5 mm
（4）结构设计
轴的结构如图所示

1） 带轮及轴段I的设计:
dmin=15.5mm 取d=20mm
V 带与轴配合长度L=70mm 为了保证轴承挡圈只压在V带轮上不压在轴的端面上，故轴段I的长度略短取LI=68
2）轴段II的设计：
II段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=7.2mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与II段右端的距离为20mm。故取LII=34，因其右端面需制出一轴肩故取dII=24mm。

45钢，调制处理

dmin=15.5mm

dI=20mm
LI=68mm

dII=24mm
LII=34mm

3） 轴承与轴段III和轴段VI的设计：
考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周向力和径向力作用，选用深沟球轴承。轴段III安装轴承，其直径应即便于轴承安装，又符合轴承内径系列，现暂取轴承为6008
，由此查表得d=40mm,外径D=68mm，宽度B=15mm,故dIII=28mm LIII=34mm。
通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则dVI=28mm.
4）齿轮及轴段IV的设计：
该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于dIV， 可初定dv=34mm，齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=45,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取Lv=43mm.
5）轴段V的设计：
齿轮左端采用轴间定位，定位轴间的高度：
h=(0.06~0.1)dV=196~3.2=3mm
轴间直径dIV=38mm,LIV=△1=10mm

6）轴段VI的设计：
dVI=35mm,LVI=17mm

(5)键连接
轴上零件的周向定位：小齿轮做成齿轮轴的形式
带轮与轴之间的定位均采用A型平键连接。查表得：
V带选用的键尺寸为bⅹhⅹl=6ⅹ6ⅹ64
（6）倒角
如图所示，轴的两端倒角C1.5，其余图示。
（7）轴的受力分析
画轴的受力分析图，轴的受力分析分析图如图所示：
设计计算及说明

dIII=28mm
LIII=34mm

dIV=34mm
LIV=43mm

dv=38mm
Lv=10mm

dVI=28mm
LVI=17mm

A型平键连接

V带
bⅹhⅹl=
6ⅹ6ⅹ64

两端倒角C1.5
其余图示

结 果

已知：作用在齿轮上的

圆周力

径向力

法向力

齿轮的分度圆直径d=50mm作用在轴左端的外力F=744.2 N
1) 求垂直面的支撑反力：

2) 水平面的支撑反力：

3） F在支撑点产生的反力：

外力F作用方向与带传动的布置有关，在具体位置尚未确定前，可按最不利的情况考虑，见（7）的计算
4） 绘垂直面的弯矩图：

5) 绘水平面的弯矩图：

6) F产生的弯矩图：

a-a截面F力产生的弯矩为：

7) 求合成弯矩图：
考虑最不利的情况，把与直接相加
MA=+MAF= +41.1=70.1 N.m
M'A=+MAF=+41.1=62.57 N.m

设计计算及说明

MA=70.1N.m

M'A=62.57N.m

结 果
8) 求轴传递的转矩：
N.mm
9) 求危险截面的当量转矩
如图所示，a-a截面最危险，其当量转矩为：

如认为轴的扭切应力是脉动循环应变力，取折合系数a=0.6，带入上式可得：

10） 计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45钢，调质处理，由表14-1查得δB=650Mp,由表 14-3查得[δ-1b]=60Mpa,则：

考虑到键槽对轴的消弱，将d值加大5%，故：
d=22.8*1.05=24mm<32mm
满足条件
（8）强度的校核
因a-a处剖面左侧弯矩大，同时作用有转矩，且有键槽，故a-a左侧为危险截面
其弯曲截面系数为：

抗扭截面系数为：

弯曲应力为：
设计计算及说明

23.58N.m

结 果
扭切应力为：

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6则当量应力为：

由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力[δ-1b]=60Mpa,<[δ-1b],强度满足要求。
（9）键连接强度的校核
V带处键连接的挤压应力为：

取轴、键的材料都是钢，查表得[δp]= 60~90Mpa,<[δp],强度安全
（10）校核轴的寿命
1）计算轴承的轴向力
由表查得：轴承6008的额定载荷Cr=54.2*103N
Cor=63.5*103N,e=0.37,Y=1.6则轴承1、2内部轴向力分别为：

外部轴向力：
Fae=502.3

Fae+Fd2=502.3+522.3=1024.6>Fd1
即：
Fa1=Fae+Fd2=1024.6N
Fa2=Fd2=522.3N
设计计算及说明

结 果
2）计算当量动载荷P

即

3)校核轴承寿命
查表得：fT=1.0 fp=1.1

>即满足使用寿命要求

2. 中轴的设计与计算
（1）已知条件
中间齿轮的功率为1.649kw，转速n2=174.88r/min，齿轮的分度圆直径d1=202.5mm，小齿轮的分度圆直径d2=50mm。
（2）选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理
（3）初选轴径
由教材表14-2查得C=118~107，考虑到轴端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110，则：

轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增大5%，轴端最细处的直径：
d1>22.5*1.05mm=23.6 mm

满足使用寿命要求

材料45钢
调质处理

23.6 mm
设计计算及说明
结 果
（4）结构设计
轴的结构如图所示

1）轴段I和轴段V的设计：
考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周向力和，故选用圆锥滚子轴承，轴段I和轴段VI安装轴承，其直径应便于安装，有复合轴承内径系列，现暂取轴承30206
查表得：d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,T=17.25mm，
故取dI=dv=30mm LI=32mm LV=32mm
2）大齿轮及轴段II的设计：
该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于dII， 可初定dII=36mm，齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=40,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取LII=38mm.
3）轴段III的设计：
考虑到高低速轴的配合及大小齿轮的定位取dIII=42mm LIII=32+17+6=55mm
4)小齿轮及轴段IV设计：

该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于dIV， 可初定dIv=36mm，齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=45,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取LIv=43mm。

(5）键连接
轴上零件的周向定位：齿轮，带轮与轴之间的定位均采用A型平键连接。查表得：大齿均选用的键尺寸为bⅹhⅹl=10ⅹ8ⅹ38小齿均选用的键尺寸为bⅹhⅹl=10ⅹ8ⅹ43

(6）倒角
两端倒角为：1.2ⅹ450 其余见图
(7）轴的受力分析
已知：作用在齿轮上的
大齿轮：
圆周力

径向力

法相力

小齿轮：
圆周力

径向力

法相力

1）画轴的受力分析图，轴的受力分析图如下图所示：

dI=dv=30mm LI=32mm LV=32mm

dII=36mm
LII=38mm

dIII=42mm
LIII=55mm

dIv=36mm
LIv=43mm

A型
平键连接
大齿均
bⅹhⅹl=10ⅹ8ⅹ38
小齿均

bⅹhⅹl=10ⅹ8ⅹ43
两端倒角为：1.2ⅹ450

大齿轮：

小齿轮：

设计计算及说明
结 果

2)求支撑反力：
水平面上：

垂直面上：

轴承1的总反力为：

3）画弯矩图：
在水平面上：
a-a剖面左侧为：

a-a剖面右侧为：

b-b剖面右侧为：

b-b剖面左侧为：

垂直面上：

合成弯矩图：

=

（8）校核轴的强度
因b-b右侧弯矩大，同时有转矩。故b-b左侧为其危险剖面
其弯矩系数：

弯曲应力：

扭切应力：

按弯曲合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6，则当量应力为：

由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力[δ-1b]=60Mpa,<[δ-1b],强度满足要求。
（9）校核键连接强度
齿轮处键连接的挤压应力为

取轴、键的材料都是钢，查表得[δp]= 60~90Mpa,
<[δp],强度安全

轴的强度满足要求

键连接强度满足要求
设计计算及说明

（10）校核轴承寿命
1）计算轴承的轴向力
由表查得：轴承30206的额定载荷Cr=43.3*103N
Cor=50.5*103N,e=0.37,Y=1.6
则轴承1、2内部轴向力分别为：

外部轴向力：
Fae=Fa2-Fa1=3835.4-947.1=2888.2 N

Fae+Fd2=2888.2+1644.25=4532.45>Fd1
即：
Fa1=Fae+Fd2=4532.45N
Fa2=Fd2=1644.25N
2）计算当量动载荷P1和P2

即
3)校核轴承寿命
因P2>P1故只需校核轴承1查表得：fT=1.0 fp=1.1

>即满足使用寿命要求
3．低速轴的设计与计算
（1）已知条件
中间齿轮的功率为1.551kw，转速n3=43r/min,齿轮的分度圆直径d1=202.5mm
（2）选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理
（3）初选轴径
由教材表14-2查得C=118~107，考虑到轴端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110，则：

轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增大5%，轴端最细处的直径：d1>20.89*1.05mm=21.9mm
（4）结构设计
低速轴轴的结构如图所示：
1)联轴器及轴段VI的设计：
轴段VI安装联轴器此段设计应与联轴器的选择同步选择，为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器查表得ka=1.3，则计算转矩

查表得：LX2型联轴器满足要求，工称转矩Tn=560n.m，需用转速n=4300r/min,轴孔范围20~35由于d>21.9,取dVI=30mm。轴孔长度60mm，J型轴孔，A型键，为了保证轴段挡圈只在半联轴器上，故LVI略短，取LVI=58mm

（2） 轴承及轴段I和轴段IV的设计：
考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周向力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。轴段I和IV安装轴承，其直径应即便于轴承安装，又符合轴承内径系列，现暂取轴承为30207
，由此查表得d=35mm,外径D=72mm，宽度B=17mm,T=18.25mm,故
dI=dIV=35mm
LI=17mm
LIV=17+17=34mm
(3) 齿轮及轴段III的设计：
该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dIII应略小于dII， 可初定dIII=40mm，齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=30,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取LIII=28mm.
(4) 轴段II的设计：
△h=(0.07-0.1)d=2.8-4
取dII=42mm,L=10mm
(5) 轴段V的设计：
轴承端盖的总长度为30（由减速器及轴承端盖结构设计而定）。根据轴承端盖便于拆装，取轴承端面与联轴器的距离L=30mm故LV=60mm ,dV=33mm
(5)键连接
轴上零件的周向定位：
齿轮，联轴器与轴之间的定位均采用A型平键连接。查表得：
齿轮选用的键尺寸为b*h*l=12*12*42
联轴器选用键尺寸为b*h*l=12*12*54
(6)倒角
两端倒角为：1.2*450 其余见图
(7)轴的受力分析
已知：作用在齿轮上的

齿轮：

圆周力

径向力

法相力

1)画轴的受力分析图，轴的受力分析图如下图所示：

2)求支撑反力：
水平面上：

垂直面上：

轴承的总反力为：

3)画弯矩图：
在水平面上：
a-a剖面左侧为：

a-a剖面右侧为：

垂直面上：

合成弯矩图：

(8)校核轴的强度
因b-b左侧弯矩大，同时有转矩。故b-b左侧为其危险剖面
其弯矩系数：

弯曲应力：

扭切应力：

按弯曲合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6，则当量应力为：

由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力[δ-1b]=60Mpa,<[δ-1b],强度满足要求。
(9)校核键连接强度
齿轮处键连接的挤压应力为：

取轴、键的材料都是钢，查表得[δp]= 60~90Mpa,
<[δp],强度安全
(10)校核轴承寿命
1）计算轴承的轴向力
由表查得：轴承30207的额定载荷Cr=54.2*103N
Cor=63.5*103N,e=0.37,Y=1.6
则轴承1、2内部轴向力分别为：

外部轴向力：
Fae=3620N

Fae+Fd=3620.5+590=4210.5>Fd1
即：
Fa1=Fae+Fd2=4210.5N
Fa2=Fd2=590N
2)计算当量动载荷P

即

3)校核轴承寿命
查表得：fT=1.0 fp=1.1

>即满足使用寿命要求

七、 减速器附件的选择和箱体的设计

名称
公式
数值（mm）
箱座壁厚
δ=0.025a+3≥8
8
箱盖壁厚
δ1=0.02a+3≥8
8
箱体凸缘厚度
箱座
b=1.5δ
12
箱盖
b1=1.5δ
12
箱座底
b2=2.5δ
20
加强肋厚
箱座
m≈0.85δ
7
箱盖
m1≈0.85δ
7
地脚螺钉直径和数目
df=0.036a+12
M16
n=4
轴承旁连接螺栓直径
d1=0.72 df
M12
箱盖和箱座连接螺栓直径
d2=0.6 df
M10
轴承盖螺钉直径和数目
高速轴
d3 =0.4-0.5 df
M8
n=6
中间轴
M8
低速轴
M8
轴承盖外径D2
高速轴
D2=D+5d3
92
中间轴
102
低速轴
112
观察孔盖螺钉直径
d4=0.4 df
M8

df、d1、d2
至箱外壁距离
df
C1
22
d1
18
d2
16
df、d1、d2
至凸缘边缘的距离
df
C2
20
d1
16
d2
14
大齿轮齿顶圆与内壁距离
Δ1 >1.2δ
10
齿轮端面与内壁距离
Δ2 > δ
10
外壁至轴承座端面的距离
l1=C2+C1+(5～10)=39
定位销直径d
7
连接螺栓d2的间距l
150
轴承旁凸台半径
16
凸台高度h
根据低速级轴承座外径确定
轴承端盖凸缘厚度e
10
轴承旁连接螺栓距离s
高速轴
92
低速轴
102
中间轴
112
八、润滑设计
齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。
九、 密封类型的选择
1. 轴伸出端的密封：轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。
2. 箱体结合面的密封： 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。
3. 轴承箱体内，外侧的密封：
（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。
（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。
十、 减速器附件的设计
1 、观察孔及观察孔盖的选择与设计：
观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表[6]表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为和 视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。
2 、 油面指示装置设计：
油面指示装置采用油标指示。
3 、通气器的选择：
通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表[6]表15-6选 型通气帽。

通气塞

4 、放油孔及螺塞的设计：
放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表[6]表15-7选型外六角螺塞。
5 、起吊环的设计：
为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。

6、 起盖螺钉的选择：
为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。

起盖螺钉
7 、定位销选择：
为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。

定位销

十一、设计小结
这次关于两级斜齿轮减速器的课程设计可以说是我步入大学以来真正意义上的一次课程设计通过一个星期的设计实践，既让我加深了对机械设计概念的理解，又让我们把理论联系了实际，不仅提高了我们机械设计认识以及自身设计方面的综合素质，还为以后我们走向社会、走向工作岗位打下了坚实的基础。
机械设计并不是一朝一夕就能完成好的，需要我们查阅大量的资料，比如机械设计手册、课程设计指导书等等。在整个设计过程中，我们必须得从整体出发，考虑到各个零件之间的联系才能使我们设计的减速器能正确的安装与使用。我设计的是两级斜齿轮减速器，虽然不算是一个很大的机器，要真正的设计好它，还得有相关方面一定的知识储备，毕竟机械设计是机械工业的基础，是一门综合性很强的课程，它涵盖了我们所学过的《机械原理》、《机械设计》、《机械设计课程设计》、《理论力学》、《材料力学》、《工程制图》、《工程材料》、《互换性与测量技术》等一系列课程。
设计任务要求我们要有近万字的说明书、装配图和零件图，对于我们刚刚涉入设计实践的同学来说无疑是一项浩大的工程，为了如质如量的完成好这次设计，特别是在最后的几天了，过的是真正的美国时间。几乎每天晚上搞到了凌晨四点左右。在画装配图的时候，刚开始不知道怎么动手，经过一段时间的统筹与规划，终于有了点头绪，便踏上了画图的旅程。画图用的是学机械必备的AutoCAD软件，因此画图的能力也就不容忽视，但是尽管有画图能力是不行的，还得有机械制图的基础知识。画装配图时，我们不可能一蹴而就，必须得有耐心去查阅大量的机械设计方面的资料，要不厌其烦的反反复复修改。我在设计过程中，其实修改就占了整个设计过程中的五分之三的时间，最终才得到了最后的成果。总之，经过本次设计，对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课的理论、提高我们画图的能力、巩固加深我们对机械设计方面的知识方面有着重要的作用。另一方面，设计中还存在不少的错误和缺点，需要我们继续努力学习，掌握更多有关机械设计方面的知识。
在设计过程中，得到了指导老师的细心帮助和支持,使我们在设计过程中少走了许多的弯路，为我们节省了大量的宝贵的时间，衷心的感谢指导老师抽出时间细心指导和不厌其烦的讲解。

十二、参考文献

【1】 《机械设计》 银金光、刘扬主编，清华大学出版社，2012年。
【2】 《机械设计课程》第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社2007年。【3】 《机械原理》第七版 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版 2007年。
【4】 《互换性与测量技术》，徐学林主编，湖南大学出版社，2005年。
【5】 《机械设计手册》，成大先主编，化学工业出版社，2008年。
【6】 《工程制图》，赵大兴主编，高等教育出版，2004年。
【7】 《理论力学》第六版，哈尔滨工业大学理论力学教研室编，高等教育出版社，2002年。
【8】 《材料力学》第四版，刘鸿文主编，高等教育出版社，2003年。

轴承寿命满足要求

材料45钢
调质处理

dmin=21.9mm

dVI=30mm
LVI=58mm

dI=dIV=35mm

LI=17mm
LIV=34mm

dIII=40mm
LIII=38mm

dII=42mm
L=10mm

LV=60mm
dV=33mm

A型平键连接
齿轮
b*h*l=12*12*42
联轴器
b*h*l=12*12*54
两端倒角为：1.2*450

齿轮：

=

轴的强度满足要求

键连接强度满足要求

轴承寿命满足要求