机械设计专业课程设计二级减速器详细版.doc

机械设计课程设计计算阐明书题 目 设计带式运送机传动装置两级圆锥-圆柱齿轮减速器 专业班级 机械设计制造及其自动化专业x班 学 号 xxxxx 学生姓名 xxx 指引教师 xxxxxxxxx xxxxxx年x月 x日西 安 文 理 学 院机械设计课程设计任务书学生姓名 田银红 专业班级 机械设计制造及其自动化专业08级一班 学 号 指引教师 周毓明 何斌锋 职 称 教 研 室 机电系机电教研室 题目 设计带式运送机传动装置 编号 Z-1传动系统图：图一原始数据：运送带工作拉力运送带工作速度卷筒直径25001.4250工作条件：持续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，有效期限8年，运送带速度容许误差为5%规定完毕：1.减速器装配图1张（A2）。2.零件工作图2张（齿轮和轴）。3.设计阐明书1份，6000-8000字。开始日期 12 月 06 日 完毕日期 0 年 12 月 31 日目录1选取电动机11.1电动机类型和构造型式11.2电动机容量11.3电动机转速21.4电动机技术数据和外形,安装尺寸22 计算传动装置总传动比和分派各级传动比32.1传动装置总传动比32.2分派各级传动比33计算传动装置运动和动力参数43.1各轴转速43.2各轴输入功率43.3各轴转矩44传动件设计计算64.1圆锥直齿轮设计64.1.1选定齿轮齿轮类型、精度级别、材料及齿数64.1.2按齿面接触强度设计64.1.3校核齿根弯曲疲劳强度84.1.4几何尺寸计算94.2圆柱直齿齿轮设计104.2.1选定齿轮精度级别、材料及齿数104.2.2按齿面接触强度设计由设计104.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计105轴设计计算155.1输入轴设计155.2中间轴设计215.3输出轴设计266滚动轴承选取及校核计算326.1输入轴滚动轴承计算327键联接选取及校核计算337.1输入轴键计算337.2中间轴键计算337.3输出轴键计算338.联轴器选取及校核计算348.1各种联轴器比较348.1.1 刚性联轴器348.1.2弹性元件挠性联轴器348.2联轴器选取348.3联轴器校核计算359.减速器附件选取369.1视孔盖和窥视孔369.2放油孔与螺塞369.3油标369.4通气孔369.5起盖螺钉369.6定位销369.7吊环3710.润滑与密封3811.铸铁直齿锥齿轮减速器箱体构造尺寸拟定3912.设计小结4013.参照文献41设计计算及阐明成果1选取电动机计算驱动卷筒转速选用同步转速为1000r/min或1500r/min电动机作为原动机，可拟定如下传动方案：1.1电动机类型和构造型式按工作规定和工作条件，选用普通用途Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭构造。1.2电动机容量(1)工作机输出功率(2)电动机输出功率传动装置总效率依次拟定式中各效率：2个联轴器=0.99、4个滚动轴承 =0.98、圆柱齿轮传动=0.97、圆锥齿轮传动=0.96。则 故 (3)电动机额定功率由文献【】中选用电动机额定功率。1.3电动机转速推算电动机转速可选范畴，由文献【】表 1 中查得圆锥-圆柱齿轮传动比范畴，则电动机转速可选范畴为：1.4电动机技术数据和外形,安装尺寸依照容量和转速，查文献【】Y系列三相异步电动机，选定电机，额定功率，满载转速，同步转速。由文献【】表19-1查得重要数据，并记录备用，如表1-1所示： 表1-1电机技术数据电机型号额定功率电流满载转速电机质量轴径mmY132M2-65.5Kw12.6A960轻382 计算传动装置总传动比和分派各级传动比2.1传动装置总传动比 2.2分派各级传动比因此减速器传动比 圆锥齿轮传动比（） 圆柱齿轮传动比 3计算传动装置运动和动力参数3.1各轴转速3.2各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即(式中： )3.3各轴转矩表3-1运动和动力参数轴号功率P/kw转矩T/（n.m）转速传动比效率输入输出输入输出电动机轴4.342.7896010.99轴4.264.1742.3841.539602.40.94轴4.013.9395.7493.834003.70.95轴3.813.73336.59329.86108.110.97工作机轴3.703.63326.87320.33108.14传动件设计计算4.1圆锥直齿轮设计已知输入功率4.26kw，小齿轮转速960r/min，齿数比u=2.4，由电动机驱动，工作寿命8年（设每年工作300天），单班制，工作时有轻微振动。4.1.1选定齿轮齿轮类型、精度级别、材料及齿数（1）按传动方案选用直齿锥齿轮传动。（2）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)（3）材料选取 由文献【】表10-1选取小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（4） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。则4.1.2按齿面接触强度设计由文献【】式10-9a由设计计算公式进行试算，即（1） 拟定公式内各计算数值 试选载荷系数 计算小齿轮转矩为输 选齿宽系数=0.99=0.98=0.97=0.96由文献【】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限由文献【】表10-6查得材料弹性影响系数计算应力循环次数由文献【】图10-19取接触疲劳寿命系数。 计算接触疲劳许用应力式10-12取失效概率为1%，安全系数S=1，得（2）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值平均分度圆直径 计算圆周速度v计算载荷系数依照，7级精度，由文献【】图10-8查得动载系数 表10-3直齿轮由文献【】表10-2查得使用系数依照小齿轮一端悬臂布置，查文献【】表10-9得轴承系数，则接触强度载荷系数按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，得计算模数 取原则值，文献【】表10-6模数圆整为 计算齿轮有关参数 计算齿宽 文献【】表10-7圆整为（取整）4.1.3校核齿根弯曲疲劳强度（1）拟定计算参数载荷系数计算当量齿数 由文献【】表10-5查得齿形系数 应力校正系数 安全系数由文献【】图10-18取弯曲疲劳寿命系数 由文献【】图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度极限许用应力（2）校核强度由式10-23计算得 可知弯曲强度满足，参数合理。4.1.4几何尺寸计算（1）锥齿轮大端分度圆直径 86.25mm,=210mm（2）计算锥距R 113.51mm（3）节圆锥角： （4）大端齿顶圆直径:86.25mm=210mm113.51mmmm（5）计算齿宽 文献【】表10-7圆整为（取整）4.2圆柱直齿齿轮设计（软齿面）已知输入功率4.01 kw，小齿轮转速400r/min，齿数比u=3.7，由电动机驱动，工作寿命8年（设每年工作300天），单班制，工作有轻微震动。4.2.1选定齿轮精度级别、材料及齿数（1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)（2）材料选取 由文献【】表10-1选取大小齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数4.2.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即（1） 拟定公式内各计算数值试选载荷系数计算小齿轮转矩选齿宽系数 由文献【】表10-6查得材料弹性影响系数由文献【】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限计算应力循环次数由文献【】式10-13 由文献【】图10-19取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得（2） 计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度v计算齿宽b及模数计算载荷系数依照，7级精度，由文献【】图10-8查得动载系数由文献【】表10-3查得由文献【】表10-2查得使用系数由文献【】表10-4查得由文献【】图10-13查得 接触强度载荷系数按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，式10-10a得计算模数 4.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-5得弯曲疲劳强度设计公式（1）拟定公式内个计算数值由文献【】图20-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度极限，由文献【】图10-18取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得 计算载荷系数由文献【】表10-5查得齿形系数应力校正系数 计算大、小齿轮并加以比较，取较小值计算。大齿轮数值大（2） 设计计算 齿面接触疲劳强度计算模数不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，齿轮模数大小重要取决于弯曲强度所决定承载能力，齿面接触疲劳强度所决定承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数乘积）关于，可取由弯曲疲劳强度算得模数2.15 文献【】表10-1就近圆整为原则值 按接触疲劳强度算得分度圆直径 这样设计出齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到构造紧凑，避免挥霍。 分度圆直径中心距 齿宽 则 按计算后再作恰当圆整，而常将小齿轮齿宽在圆整值基本上人为加宽5-10,以防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽工作载荷。 mmu=3.75轴设计计算5.1输入轴设计(1) 求输入轴上功率、转速和转矩 (2)求作用在齿轮上力 已知高速级小圆锥齿轮分度圆半径为而 圆周力、径向力及轴向力方向如图5-1所示(3)初步拟定轴最小直径先按式15-2初步估算轴最小直径。选用轴材料为（调质）依照文献【】表15-3，取，得 取高速轴输入轴最小直径为安装联轴器直径，为了使所选轴直径与联轴器孔径相适应，故需同步选用联轴器型号。联轴器计算转矩，查文献【】表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 图5-1轴载荷分析 由于该轴与连轴器相连一端直径要与电机相似，应不大于联轴器公称转矩，因此查原则GB/T5014-或文献【】，选HL3弹性套柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合毂孔长度为。(4) 轴构造设计拟定轴上零件装配方案（见图5-2）依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度1）为了满足半联轴器轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段直径，为了满端盖密封，2-3轴段右端需制出一轴肩，故取3-4段直径， 2）初步选取滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作规定并依照，由文献【】表15-7中初步选用0基本游隙组，原则精度级单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为 图5-2轴构造与装配 轴上周向定位圆锥齿轮周向定位采用平键连接，按由文献【】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同步为保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选取齿轮轮毂与轴配合为；滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴尺寸公差为r6。拟定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为（5）求轴上载荷，拟定截面表5-1轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T（6）按弯扭合成应力校核轴强度依照上表中数据及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴计算应力前已选定轴材料为（调质），由文献【】表15-1查得，故安全。（7）精准校核轴疲劳强度判断危险截面截面 截面5右受应力最大截面5左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5左侧弯矩M为截面5上扭矩为截面上弯曲应力截面上扭转切应力轴材料为，调质解决。由表15-1查得。截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数及按文献【】附表3-2查取。因，经插值后查得又由文献【】附图3-1可得轴材料敏感系数为故有效应力集中系数为由文献【】附图3-2尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文献【】附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化解决，即，则综合系数为又取碳钢特性系数计算安全系数值故可知安全。截面5右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面5右侧弯矩M为 截面5上扭矩为 截面上弯曲应力 截面上扭转切应力 过盈配合处，由文献【】附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得轴按磨削加工，由文献【】附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为计算安全系数值故可知安全。5.2中间轴设计（1）求输入轴上功率、转速和转矩 （2）求作用在齿轮上力已知圆柱直齿轮分度圆直径 已知圆锥齿轮分度圆半径为圆周力、，径向力、及轴向力、如图5-3图5-3轴载荷分析图（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（调质），依照文献【】表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承直径和（4）轴构造设计拟定轴上零件装配方案（见下图5-4）依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度1） 初步选取滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，由文献【】表15-1中初步选用0基本游隙组，原则精度级单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位。2） 取安装齿轮轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮右端采用轴肩定位 轴肩高度，故取，则轴环处直径为。取。3） 已知圆柱斜轮齿宽，由于构造上需要，将其设计为齿轮轴，轴段应略短于轮毂长，故取，在齿轮右端再设一轴肩，取，。轴上周向定位圆锥齿轮周向定位采用平键连接，按由文献【】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同步为保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选取齿轮轮毂与轴配合为；拟定轴上圆角和倒角尺寸 ，取轴端倒角为mm图5-4轴构造与装配(5) 求轴上载荷表5-2轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T(6) 按弯扭合成应力校核轴强度依照上表中数据及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力前已选定轴材料为（调质），由文献【】表15-1查得，故安全。(7) 精准校核轴疲劳强度判断危险截面 截面5左右侧受应力最大截面5右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面5右侧弯矩M为 截面5上扭矩为 截面上弯曲应力 截面上扭转切应力 轴材料为，调质解决。由表15-1查得 。截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数及按文献【】附表3-2查取。因，经插 值后查得又由文献【】附图3-1可得轴材料敏感系数为故有效应力集中系数为由文献【】附图3-2尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文献【】附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化解决，即，则综合系数为又取合金钢特性系数计算安全系数值截面5左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面5右侧弯M为 截面5上扭矩为 截面上弯曲应力 截面上扭转切应力 过盈配合处，由文献【】附表3-8用插值法求出，并取，于是得轴按磨削加工，由文献【】附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为计算安全系数值故可知安全。5.3输出轴设计(1) 求输出轴上功率、转速和转矩 (2) 求作用在齿轮上力已知圆柱直齿轮分度圆直径 而圆周力、径向力及轴向力如图5-5(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），根据文献【】表15-3，取，得，输出轴最小直径为安装联轴器直径，为了使所选轴直径与联轴器孔径相适应，故需同步选用联轴器型号。联轴器计算转矩，查文献【】表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查文献【】表17-1，选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合毂孔长度为84mm。图5-5轴载荷分析图(4) 轴构造设计拟定轴上零件装配方案（见图5-6）依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度1）为了满足半联轴器轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段直径,长度42mm，半联轴器与轴配合毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联 轴器上而不压在轴端面上，故1-2段长度应比略短些，现取 2）初步选取滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作规定并依照，由文献【】表15-1中初步选用0基本游隙组，原则精度级单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，算上挡油环长度，取。左端轴承采用挡油环进行轴向定位。齿轮左端以及轴承定位采用挡油环，已知齿轮轮毂宽度为75mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径为。轴环宽度，取。轴上周向定位齿轮、半联轴器周向定位均采用平键连接，按由文献【】表6-1查得平键截面，键槽用键槽 铣 刀加工，长为,56mm，同步为保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选取齿轮轮毂与轴配合为；同样，半联轴器与轴连接，选用平键，半联轴器与轴配合为，滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴尺寸公差为r6。(5) 拟定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为图5-6轴构造与装配 (6) 求轴上载荷表5-3轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T(7) 按弯扭合成应力校核轴强度依照上表中数据及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力前已选定轴材料为45钢（调质），由文献【】表15-1查得，故安全。(8) 精准校核轴疲劳强度判断危险截面 截面7左右侧受应力最大截面7右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面7右侧弯矩M为 截面7上扭矩为 截面上弯曲应力 截面上扭转切应力 轴材料为45钢，调质解决。由表15-1查得。截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数及按文献【】附表3-2查取。因，经插 值后查得 又由文献【】附图3-1可得轴材料敏感系数为故有效应力集中系数为由文献【】附图3-2尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文献【】附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化解决，即，则综合系数为又取碳钢特性系数计算安全系数值故可知安全。6滚动轴承选取及校核计算6.1输入轴滚动轴承计算初步选取滚动轴承，由文献【】表15-7中初步选用0基本游隙组，原则精度级单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为,e=0.35,Y=1.7,表6-1轴承上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F则则则则则 则故合格。7键联接选取及校核计算7.1输入轴键计算校核联轴器处键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递转矩为：故单键即可。7.2中间轴键计算校核圆锥齿轮处键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递转矩为：故单键即可。7.3输出轴键计算校核联轴器处键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递转矩为：故单键即可。8.联轴器选取及校核计算8.1各种联轴器比较8.1.1 刚性联轴器缺陷：对两轴对中性规定较高，当两轴有相对位移存在时，就会在机件内引起附加载荷，使工作环境恶化。长处：构造简朴，成本低，可传递较大转矩，故当转速低时，无冲击；当轴刚性大，对中性较好时惯用。（1）挠性联轴器： 无弹性元件联轴器，因有挠性，故可补偿两轴相对位移。（2）十字滑块联轴器普通用于转速n250r/min,轴刚性较大，且无激烈冲击处.（3）滑块联轴器构造简朴，尺寸紧凑，合用于小功率高转速而无激烈冲击处。（4）十字轴式万向联轴器容许两轴间有较大夹角。（5）齿式联轴器传递很大转矩，并容许有较大位移偏移量，安装精度规定不高，但质量较大成本较高，在重型机械中应用广泛。8.1.2弹性元件挠性联轴器此类联轴器因装有弹性元件，不但可以补偿两轴间相对位移，并且具备缓冲间真作用。（1）弹性套柱销联轴器拆装以便成本较低，但弹性套易磨损寿命较短，合用于连接载荷平稳，需正反转或启动频繁传递中小转矩轴。（2）弹性柱销联轴器传递能力大构造简朴，安装制造以便耐久性好，弹性柱销有一定缓冲和减振能力。8.2联轴器选取综上所述，依照工作规定，选取弹性柱销联轴器较合理。依照所选电动机轴径大小选取联轴器孔径。结合所选Y132M26型电动机技术数据和外形、安装尺寸，从GB/T5014-1995中查得HL3联轴器许用转矩为630许用最大转速5000r/min,轴径为30mm,32mm,35mm,38mm,故合用8.3联轴器校核计算在轴计算中已选定联轴器型号。输入轴选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合毂孔长度为44mm。输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合毂孔长度为84mm。9.减速器附件选取由文献【】选定通气帽，A型压配式圆形油标A20（GB1160.1-89），外六角油塞及封油垫,启盖螺钉M6。9.1视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区位置，并有足够空间，以便于能进一步进行操作，窥视孔有盖板机体上开窥视孔与凸缘一块，以便于机械加工出支撑盖板表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。9.2放油孔与螺塞 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其她部件接近一侧，与便放油，放油孔用螺塞堵住，因而油孔处机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部支撑面，并加封油圈加以密封。9.3油标油标位于便于观测减速器油面稳定之处。油尺安顿部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。9.4通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大为便于排气，在机盖顶部窥视孔盖上安装通气器，以便于达到体内为压力平衡。9.5起盖螺钉起盖螺钉上螺纹长度要不不大于机盖连接凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。9.6定位销为保证刨分式机体轴承座孔加工及装配精度，在机体联凸缘长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。9.7吊环在机盖上直接铸处吊钩和吊环，用以吊起或搬运较重物体10.润滑与密封齿轮采用脂润滑，由文献【】表16-2查得选用通用锂基润滑脂（GB7324-1994）。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入深度约一种齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮齿顶究竟面距离3050mm。由于大圆锥齿轮，可以运用润滑轴承，并通过脂润滑其她轴上轴承，且有散热作用，效果较好。密封防止外界灰尘、水分等侵入轴承，并制止润滑剂漏失。11.铸铁直齿锥齿轮减速器箱体构造尺寸拟定铸铁减速器箱体构造尺寸如下表11-1：表11-1铸铁减速器箱体构造尺寸部位名称符号公式尺寸值箱座厚度8箱盖厚度8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径20地脚螺栓数目6轴承旁连接螺栓直径15箱盖和座连接螺栓直径10联接螺栓间距150-200200轴承端盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6定位销直径15至外箱壁距离26至凸缘边沿距离24轴承旁凸台半径24凸台高度40外箱壁至轴承座端面距55大齿轮顶圆与内机壁距8齿轮端面与内机壁距离8箱盖、箱座肋厚7高速轴轴承端盖外径111中间轴轴承端盖外径122低速轴轴承端盖外径128轴承旁连接螺栓距离120C=29000N=19200X=0.44Y=1.512.设计小结这次关于链式运送机上两级圆锥圆柱齿轮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。通过四个星期设计实践，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. 机械设计是机械工业基本,是一门综合性相称强技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计课程设计等于一体。这次课程设计,对于培养咱们理论联系实际设计思想、训练综合运用机械设计和关于先修课程理论,结合生产实际反映和解决工程实际问题能力，巩固、加深和扩展关于机械设计方面知识等方面有重要作用。 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。13.参照文献【1】 机械设计（第八版）