v带一级圆锥链传动f=2300v=0.85.doc

目录
第一部分 设计任务书 3
1.1设计题目 3
1.2设计步骤 3
第二部分 选择电动机 3
2.1电动机类型的选择 3
2.2确定传动装置的效率 3
2.3选择电动机容量 4
2.4确定电动机参数 4
2.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数 5
3.1电动机输出参数 5
3.2高速轴的参数 6
3.3低速轴的参数 6
3.4工作机轴的参数 6
第四部分 普通V带设计计算 7
第五部分 链传动设计计算 10
第六部分 减速器齿轮传动设计计算 11
6.1选精度等级、材料及齿数 11
6.2确定传动尺寸 13
6.3计算锥齿轮传动其它几何参数 15
第七部分 轴的设计 16
7.1高速轴设计计算 16
7.2低速轴设计计算 22
第八部分 滚动轴承寿命校核 28
8.1高速轴上的轴承校核 28
8.2低速轴上的轴承校核 29
第九部分 键联接设计计算 30
9.1高速轴与大带轮键连接校核 30
9.2高速轴与小锥齿轮键连接校核 31
9.3低速轴与大锥齿轮键连接校核 31
9.4低速轴与链轮键连接校核 31
第十部分 减速器的密封与润滑 31
10.1减速器的密封 31
10.2齿轮的润滑 32
10.3轴承的润滑 32
第十一部分 减速器附件 32
11.1油面指示器 32
11.2通气器 33
11.3放油孔及放油螺塞 33
11.4窥视孔和视孔盖 33
11.5定位销 33
11.6启盖螺钉 34
11.7螺栓及螺钉 34
第十二部分 减速器箱体主要结构尺寸 34
第十三部分 设计小结 35
第十四部分 参考文献 35

第一部分 设计任务书
1.1设计题目
一级圆锥减速器，拉力F=2300N，速度v=0.85m/s，直径D=140mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。
1.2设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.普通V带设计计算
6.链传动设计计算
7.减速器内部传动设计计算
8.传动轴的设计
9.滚动轴承校核
10.键联接设计
11.联轴器设计
12.润滑密封设计
13.箱体结构设计
第二部分 选择电动机
2.1电动机类型的选择
按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。
2.2确定传动装置的效率
查表得：
滚动轴承的效率：η2=0.98
V带的效率：ηv=0.96
闭式圆锥齿轮的效率：η3=0.97
链传动的效率：ηc=0.9
工作机的效率：ηw=0.97

2.3选择电动机容量
工作机所需功率为

2.4确定电动机参数
电动机所需最小名义功率:

电动机所需额定功率:

工作转速：

经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4，链传动比范围为：2～6，一级圆锥齿轮传动比范围为：2～8，因此理论传动比范围为：8～192。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(8～192)×116.01=928--22274r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。
方案
型号
额定功率/kW
同步转速(r/min)
满载转速(r/min)
1
Y160M1-8
4
750
720
2
Y132M1-6
4
1000
960
3
Y112M-4
4
1500
1440
4
Y112M-2
4
3000
2890

电机主要外形尺寸
中心高H
外形尺寸L×HD
安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸D×E
键部位尺寸F×G
132
515×315
216×178
12
38×80
10×33

2.5确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：

（2）分配传动装置传动比
取普通V带的传动比：iv=2
取链传动比：ic=2
减速器传动比为

第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数
3.1电动机输出参数

3.2高速轴的参数

3.3低速轴的参数

3.4工作机轴的参数

各轴转速、功率和转矩列于下表
轴名称
转速n/(r/min)
功率P/kW
转矩T/(N•mm)
电机轴
960
3.2
31833.33
高速轴
480
3.07
61080.21
低速轴
231.88
2.92
120260.48
工作机轴
115.94
2.45
201806.97

第四部分 普通V带设计计算
1.已知条件和设计内容
设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的功率Pd=3.2kW；小带轮转速n1=960r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。
2.设计计算步骤
（1）确定计算功率Pca
由表查得工作情况系数KA=1.1，故

（2）选择V带的带型
根据Pca、n1由图选用A型。
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=106mm。
2）验算带速v。按式验算带的速度

取带的滑动率ε=0.02
（3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径

根据表，取标准值为dd2=200mm。
（4）确定V带的中心距a和基准长Ld度
根据式，初定中心距a0=240mm。
由式计算带所需的基准长度

由表选带的基准长度Ld=990mm。
按式计算实际中心距a。

按式,中心距的变化范围为235--280mm。
（5）验算小带轮的包角αa

（6）计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=106mm和n1=960r/min,查表得P0=1.06kW。
根据n1=960r/min，i=2和A型带，查表得△P0=0.112kW。
查表的Kα=0.944，表得KL=1.1，于是

2）计算带的根数z

取3根。
（6）计算单根V带的初拉力F0
由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以

（7）计算压轴力Fp

带型
A
中心距
250mm
小带轮基准直径
106mm
包角
158.46°
大带轮基准直径
200mm
带长
990mm
带的根数
3
初拉力
184.41N
带速
5.33m/s
压轴力
1086.97N

4.带轮结构设计
（1）小带轮的结构设计
小带轮的轴孔直径d=38mm
因为小带轮dd1=106
因此小带轮结构选择为实心式。
因此小带轮尺寸如下：

由于当B<1.5×d时，L=B

（2）大带轮的结构设计
大带轮的轴孔直径d=25mm
因为大带轮dd2=200mm
因此大带轮结构选择为孔板式。
因此大带轮尺寸如下：

第五部分 链传动设计计算
（1）确定链轮齿数
由传动比取小链轮齿数Z1=21，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=i×Z1=42，所以取Z2=43。
实际传动比i=z2/z1=2.05
（2）确定链条型号和节距
查表得工况系数KA=1
小链轮齿数系数：

取单排链,则计算功率为:

选择链条型号和节距：
根据Pca=3.562kW，n1=231.88r/min，查图选择链号10A-1，节距p=15.875mm。
（3）计算链长
初选中心距

则，链长为:

取Lp=112节
采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24902则链传动的最大中心距为：

计算链速v，确定润滑方式

按v=1.288m/s，链号10A，查图选用滴油润滑。
（4）作用在轴上的力
有效圆周力

作用在轴上的力

链轮尺寸及结构
分度圆直径

第六部分 减速器齿轮传动设计计算
6.1选精度等级、材料及齿数
（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS
（2）选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=30×2.07=63。
实际传动比i=2.1
（3）压力角α=20°。
由设计计算公式进行试算，即

（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数KHt=1.3
2）查教材图标选取区域系数ZH=2.5

4）选齿宽系数φR=0.3
由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：

6）查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa^0.5
7）计算应力循环次数

8）由图查取接触疲劳系数：

9）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，得

取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径d1t，带入[σH]中较小的值

2）计算圆周速度v

3）计算当量齿宽系数φd

4）计算载荷系数
查表得使用系数KA=1
查图得动载系数KV=1.087
查表得齿间载荷分配系数：KHα=1
查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.27
实际载荷系数为

5）按实际载荷系数算得的分度圆直径

6）计算模数

6.2确定传动尺寸
（1）实际传动比

（2）大端分度圆直径

（3）齿宽中点分度圆直径

（4）锥顶距为

（5）齿宽为

取b=31mm
齿根弯曲疲劳强度条件为

1） K、b、m和φR同前
2）圆周力为

齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：
小齿轮当量齿数:

大齿轮当量齿数:

查表得：

查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:

由图查取弯曲疲劳系数：

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力

故弯曲强度足够。
6.3计算锥齿轮传动其它几何参数
（1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚

（2）计算齿顶圆直径

（3）计算齿根圆直径

（4）计算齿顶角
θa1=θa2=atan(ha/R)=1°38'30"
（5）计算齿根角
θf1=θf2=atan(hf/R)=1°58'11"
（6）计算齿顶锥角
δa1=δ1+θa1=27°6'18"
δa2=δ2+θa2=66°10'42"
（7）计算齿根锥角
δf1=δ1-θf1=23°29'36"
δf2=δ2-θf2=62°34'0"
第七部分 轴的设计
7.1高速轴设计计算
（1）已经确定的运动学和动力学参数
转速n=480r/min；功率P=3.07kW；轴所传递的转矩T=61080.21N•mm
（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa
（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。

由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%

查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25
（4）轴的结构设计
a.轴的结构分析
高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=36mm；定位轴肩直径为30mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
b.确定各轴段的直径和长度

第1段：d1=25mm，L1=48mm
第2段：d2=30mm（轴肩），L2=44mm
第3段：d3=35mm（与轴承内径配合），L3=17mm
第4段：d4=40mm（轴肩），L4=79mm
第5段：d5=35mm（与轴承内径配合），L5=17mm
第6段：d6=30mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=49mm
轴段
1
2
3
4
5
6
直径(mm)
25
30
35
40
35
30
长度(mm)
48
44
17
79
17
49

（6）弯曲-扭转组合强度校核
a.画高速轴的受力图
如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图
b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）
小锥齿轮所受的圆周力

小锥齿轮所受的径向力

小锥齿轮所受的轴向力

带传动压轴力（属于径向力）Fp=1086.97N
第一段轴中点到轴承中点距离La=76.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=96mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=42mm
轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关
外传动件压轴力（属于径向力）Q=1086.97N
a.计算作用在轴上的支座反力
轴承A在水平面内的支反力

轴承B在水平面内的支反力

轴承A在垂直面内的支反力

轴承B在垂直面内的支反力

轴承A的总支承反力为：

轴承B的总支承反力为：

b.绘制水平面弯矩图
截面A在水平面内弯矩

截面B在水平面内弯矩

截面C在水平面内弯矩

截面D在水平面内弯矩

c.绘制垂直面弯矩图
截面A在垂直面内弯矩

截面B在垂直面内弯矩

截面C在垂直面内弯矩

截面D在垂直面内弯矩

d.绘制合成弯矩图
截面A处合成弯矩

截面B处合成弯矩

截面C处合成弯矩

截面D处合成弯矩

e.绘制扭矩图

f.计算当量弯矩图
截面A处当量弯矩

截面B处当量弯矩

截面C处当量弯矩

截面C处当量弯矩

g.校核轴的强度
其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

剪切应力为

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

查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。
7.2低速轴设计计算
（1）已经确定的运动学和动力学参数
转速n=231.88r/min；功率P=2.92kW；轴所传递的转矩T=120260.48N•mm
（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa
（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。

由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%

查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28
（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析
低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=12×8mm(GB/T 1096-2003)，长L=32mm；定位轴肩直径为33mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
b.确定各轴段的长度和直径。

第1段：d1=28mm，L1=60mm
第2段：d2=33mm（轴肩），L2=63mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）
第3段：d3=35mm（与轴承内径配合），L3=18mm（轴承宽度）
第4段：d4=45mm（轴肩），L4=122.5mm（根据齿轮宽度确定）
第5段：d5=40mm（与大锥齿轮内孔配合），L5=45.5mm（比配合的齿轮长度略短，以保证齿轮轴向定位可靠）
第6段：d6=35mm（与轴承内径配合），L6=35mm（由轴承宽度和大锥齿轮端面与箱体内壁距离确定）
轴段
1
2
3
4
5
6
直径(mm)
28
33
35
45
40
35
长度(mm)
60
63
18
122
46
35

（5）弯曲-扭转组合强度校核
a.画低速轴的受力图
如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图
b.计算作用在轴上的力
大锥齿轮所受的圆周力

大锥齿轮所受的径向力

大锥齿轮所受的轴向力

c.计算作用在轴上的支座反力
轴承中点到齿轮中点距离La=49.25mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=154.75mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=102.5mm
a.支反力
轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH
低速轴上外传动件施加在轴上的径向力Q=2607N

轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV

轴承A的总支承反力为：

轴承B的总支承反力为：

b.画弯矩图 弯矩图如图所示：
在水平面上，轴截面A处所受弯矩：

在水平面上，轴截面B处所受弯矩：

在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩：

在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩：

在水平面上，轴截面D处所受弯矩：

在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：

在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：

在垂直面上，大锥齿轮所在轴截面C处所受弯矩：

在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：

c.绘制合成弯矩图
截面A处合成弯矩弯矩：

截面B处合成弯矩：

截面C左侧合成弯矩：

截面C右侧合成弯矩：

截面D处合成弯矩：

d.绘制扭矩图

e.绘制当量弯矩图
截面A处当量弯矩：

截面B处当量弯矩：

截面C左侧当量弯矩：

截面C右侧当量弯矩：

截面D处当量弯矩：

f.校核轴的强度
因大锥齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。
其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

剪切应力为

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

查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。
第八部分 滚动轴承寿命校核
8.1高速轴上的轴承校核
轴承型号
内径(mm)
外径(mm)
宽度(mm)
基本额定动载荷(kN)
30207
35
72
17
54.2

根据前面的计算，选用30207轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm
查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。
当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa
轴承基本额定动载荷Cr=54.2kN，轴承采用正装。
要求寿命为Lh=48000h。
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：

查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1
因此两轴承的当量动载荷如下：

取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

由此可知该轴承的工作寿命足够。
8.2低速轴上的轴承校核
轴承型号
内径(mm)
外径(mm)
宽度(mm)
基本额定动载荷(kN)
30207
35
72
17
54.2

根据前面的计算，选用30207轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm
查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。
当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa
轴承基本额定动载荷Cr=54.2kN，轴承采用正装。
要求寿命为Lh=48000h。
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：

查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0
查表可知ft=1，fp=1
因此两轴承的当量动载荷如下：

取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

由此可知该轴承的工作寿命足够。
第九部分 键联接设计计算
9.1高速轴与大带轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长36mm。
键的工作长度 l=L-b=28mm
大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。
键连接工作面的挤压应力

9.2高速轴与小锥齿轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长36mm。
键的工作长度 l=L-b=28mm
小锥齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力

9.3低速轴与大锥齿轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长32mm。
键的工作长度 l=L-b=20mm
大锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力

9.4低速轴与链轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长45mm。
键的工作长度 l=L-b=37mm
链轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力

第十部分 减速器的密封与润滑
10.1减速器的密封
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，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V <3m/s，输出轴与轴承盖间也为V <3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。
10.2齿轮的润滑
闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。
10.3轴承的润滑
滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿＞2m/s，所以均选择油润滑。
第十一部分 减速器附件
11.1油面指示器
用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。

11.2通气器
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。
11.3放油孔及放油螺塞
为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。

11.4窥视孔和视孔盖
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。
11.5定位销
采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。
11.6启盖螺钉
由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。
11.7螺栓及螺钉
用作安装连接用。
第十二部分 减速器箱体主要结构尺寸
箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：
箱座壁厚
δ
0.01(d1+d2)+1≥8
8mm
箱盖壁厚
δ1
0.0085(d1+d2)+1≥8
8mm
箱盖凸缘厚度
b1
1.5δ1
12mm
箱座凸缘厚度
b
1.5δ
12mm
箱座底凸缘厚度
b2
2.5δ
20mm
地脚螺栓的直径
df
0.015(d1+d2)+1≥12
M12
地脚螺栓的数目
n

4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df
M10
盖与座连接螺栓直径
d2
(0.5∽0.6)df
M8
轴承端盖螺钉直径
d3
(0.4∽0.5)df
M8
视孔盖螺钉直径
d4
(0.3∽0.4)df
M6
定位销直径
d
(0.7∽0.8)d2
8mm
df、d1、d2至外箱壁距离
C1
查表
18mm、16mm、14mm
df、d1、d2至凸缘边缘距离
C2
查表
16mm、14mm、12mm
轴承旁凸台半径
R1
C2
14mm
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
38mm
外箱壁至轴承座端面距离
l1
C1+C2+(5∽10)
35mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离
△1
>1.2δ
12mm
齿轮端面与内箱壁距离
△2
>δ
10mm
箱盖、箱座肋厚
m1、m
m1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ
8mm、8mm
轴承端盖外径
D2
D+(5∽5.5)d3；D--轴承外径
132mm、、112mm

第十三部分 设计小结
这次关于一级圆锥减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。
在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。
第十四部分 参考文献
[1] 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2006.5
[2] 机械设计手册编委会. 机械设计手册（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京机械工业出版社，2004
[3] 郑文纬、吴克坚主编. 机械原理. 7版. 北京：高等教育出版社，1997.7
[4] 陈立德主编.机械设计课程设计指导书
[5] 龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版）
[6] 陈铁鸣主编.新比恩机械设计课程设计图册
[7] 邱宣怀主编.机械设计（第四版）.北京：机械工业出版社，1995
[8] 周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，1994
[9] 徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，1991
目 录
第一章 总 论 1
1.1项目概况 1
1.2研究依据及范围 2
1.3结论 3
1.4建议 4
第二章 项目建设的背景和必要性 5
2.1项目建设的背景 6
2.2项目建设的必要性 7
第三章 项目服务需求分析 9
第四章 项目选址与建设条件 11
4.1选址原则 11
4.2项目选址 11
4.3建设条件 12
第五章 建设方案与设计 12
5.1建设规模与内容 12
5.2总体规划设计 13
5.3结构方案 18
5.4主要配套设备 19
5.5给水工程 20
5.6排水工程 22
5.7电气设计 23
5.8节能设计 26
第六章 项目实施进度和招投标管理 29
6.1 项目实施进度 29
6.2招投标管理 31
第七章 环境影响分析 31
7.1项目主要污染源分析 32
7.2 环境保护措施及治理效果 35
第八章 消防、安全与卫生防护 37
8.1 消防 37
8.2  劳动安全 38
8.3  卫生防护 39
第九章 组织机构、运作方式与项目实施进度 39
9.1  项目建设组织机构 39
9.2项目运营组织机构 41
9.3劳动定员 42
第十章 投资估算和资金筹措 42
10.1投资估算 43
10.2 项目所需流动资金 49
10.3资金筹措 49
第十一章  经济和社会效益评价 50
11.1 经济效益评价 50
11.2 社会效益评价 50
第十二章 结 论 50
12.1 主要结论 50
12.2 建 议 51

附录：1、****发改局《关于*******迁建工程项目建议书的批复》
2、****村镇建设管理所《*******迁建项目用地红线》

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