机械设计优秀课程设计二级减速器详细版.doc

机械设计课程设计计算说明书题 目 设计带式运输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 指导老师 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 指导老师 周毓明 何斌锋 职 称 教 研 室 机电系机电教研室 题目 设计带式运输机传动装置 编号 Z-1传动系统图：图一原始数据：运输带工作拉力运输带工作速度卷筒直径25001.4250工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限8年，运输带速度许可误差为5%要求完成：1.减速器装配图1张（A2）。2.零件工作图2张（齿轮和轴）。3.设计说明书1份，6000-8000字。开始日期 12 月 06 日 完成日期 0 年 12 月 31 日目录1选择电动机11.1电动机类型和结构型式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配各级传动比32.1传动装置总传动比32.2分配各级传动比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、精度等级、材料及齿数64.1.2按齿面接触强度设计64.1.3校核齿根弯曲疲惫强度84.1.4几何尺寸计算94.2圆柱直齿齿轮设计104.2.1选定齿轮精度等级、材料及齿数104.2.2按齿面接触强度设计由设计104.2.3按齿根弯曲疲惫强度设计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滚动轴承选择及校核计算326.1输入轴滚动轴承计算327键联接选择及校核计算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.联轴器选择及校核计算348.1多种联轴器比较348.1.1 刚性联轴器348.1.2弹性元件挠性联轴器348.2联轴器选择348.3联轴器校核计算359.减速器附件选择369.1视孔盖和窥视孔369.2放油孔和螺塞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.润滑和密封3811.铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸确实定3912.设计小结4013.参考文件41设计计算及说明结果1选择电动机计算驱动卷筒转速选择同时转速为1000r/min或1500r/min电动机作为原动机，可确定以下传动方案：1.1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选择通常见途Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。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确定式中各效率：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件【】中选择电动机额定功率。1.3电动机转速推算电动机转速可选范围，由文件【】表 1 中查得圆锥-圆柱齿轮传动比范围，则电动机转速可选范围为：1.4电动机技术数据和外形,安装尺寸依据容量和转速，查文件【】Y系列三相异步电动机，选定电机，额定功率，满载转速，同时转速。由文件【】表19-1查得关键数据，并统计备用，如表1-1所表示： 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配各级传动比2.1传动装置总传动比 2.2分配各级传动比所以减速器传动比 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（设每十二个月工作300天），单班制，工作时有轻微振动。4.1.1选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案选择直齿锥齿轮传动。（2）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选择7级精度(GB10095-88)（3）材料选择 由文件【】表10-1选择小齿轮材料为(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件【】式10-9a由设计计算公式进行试算，即（1） 确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由文件【】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限，大齿轮接触疲惫强度极限由文件【】表10-6查得材料弹性影响系数计算应力循环次数由文件【】图10-19取接触疲惫寿命系数。 计算接触疲惫许用应力式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计算载荷系数依据，7级精度，由文件【】图10-8查得动载系数 表10-3直齿轮由文件【】表10-2查得使用系数依据小齿轮一端悬臂部署，查文件【】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 取标准值，文件【】表10-6模数圆整为 计算齿轮相关参数 计算齿宽 文件【】表10-7圆整为（取整）4.1.3校核齿根弯曲疲惫强度（1）确定计算参数载荷系数计算当量齿数 由文件【】表10-5查得齿形系数 应力校正系数 安全系数由文件【】图10-18取弯曲疲惫寿命系数 由文件【】图10-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限，大齿轮弯曲疲惫强度极限许用应力（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 文件【】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（设每十二个月工作300天），单班制，工作有轻微震动。4.2.1选定齿轮精度等级、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，故选择7级精度(GB10095-88)（2）材料选择 由文件【】表10-1选择大小齿轮材料均为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） 确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 由文件【】表10-6查得材料弹性影响系数由文件【】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限，大齿轮接触疲惫强度极限计算应力循环次数由文件【】式10-13 由文件【】图10-19取接触疲惫寿命系数计算接触疲惫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据，7级精度，由文件【】图10-8查得动载系数由文件【】表10-3查得由文件【】表10-2查得使用系数由文件【】表10-4查得由文件【】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按齿根弯曲疲惫强度设计由式10-5得弯曲疲惫强度设计公式（1）确定公式内个计算数值由文件【】图20-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限，大齿轮弯曲疲惫强度极限，由文件【】图10-18取弯曲疲惫寿命系数 计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数，由式10-12得 计算载荷系数由文件【】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 齿面接触疲惫强度计算模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，齿轮模数大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力，齿面接触疲惫强度所决定承载能力仅和齿轮直径（即模数和齿数乘积）相关，可取由弯曲疲惫强度算得模数2.15 文件【】表10-1就近圆整为标准值 按接触疲惫强度算得分度圆直径 这么设计出齿轮传动既满足了齿面接触疲惫强度又满足了齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 分度圆直径中心距 齿宽 则 按计算后再作合适圆整，而常将小齿轮齿宽在圆整值基础上人为加宽5-10,以预防大小齿轮因装配误差产生轴向错位时造成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图5-1所表示(3)初步确定轴最小直径先按式15-2初步估算轴最小直径。选择轴材料为（调质）依据文件【】表15-3，取，得 取高速轴输入轴最小直径为安装联轴器直径，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器计算转矩，查文件【】表14-1，因为转矩改变很小，故取，则 图5-1轴载荷分析 因为该轴和连轴器相连一端直径要和电机相同，应小于联轴器公称转矩，所以查标准GB/T5014-或文件【】，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，半联轴器和轴配合毂孔长度为。(4) 轴结构设计确定轴上零件装配方案（见图5-2）依据轴向定位要求确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）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择单列圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据，由文件【】表15-7中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为 图5-2轴结构和装配 轴上周向定位圆锥齿轮周向定位采取平键连接，按由文件【】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为r6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为（5）求轴上载荷，确定截面表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据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），由文件【】表15-1查得，故安全。（7）正确校核轴疲惫强度判定危险截面截面 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，调质处理。由表15-1查得。截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数及按文件【】附表3-2查取。因，经插值后查得又由文件【】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件【】附图3-2尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文件【】附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢特征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，由文件【】附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得轴按磨削加工，由文件【】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、图5-3图5-3轴载荷分析图（3）初步确定轴最小直径先初步估算轴最小直径。选择轴材料为（调质），依据文件【】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）轴结构设计确定轴上零件装配方案（见下图5-4）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度1） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择单列圆锥滚子轴承，由文件【】表15-1中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为，。 这对轴承均采取套筒进行轴向定位。2） 取安装齿轮轴段，锥齿轮左端和左轴承之间采取套筒定位，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，齿轮右端采取轴肩定位 轴肩高度，故取，则轴环处直径为。取。3） 已知圆柱斜轮齿宽，因为结构上需要，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取平键连接，按由文件【】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；确定轴上圆角和倒角尺寸 ，取轴端倒角为mm图5-4轴结构和装配(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据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），由文件【】表15-1查得，故安全。(7) 正确校核轴疲惫强度判定危险截面 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，调质处理。由表15-1查得 。截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数及按文件【】附表3-2查取。因，经插 值后查得又由文件【】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件【】附图3-2尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文件【】附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取合金钢特征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，由文件【】附表3-8用插值法求出，并取，于是得轴按磨削加工，由文件【】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、径向力及轴向力图5-5(3) 初步确定轴最小直径先初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢（调质），根据文件【】表15-3，取，得，输出轴最小直径为安装联轴器直径，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器计算转矩，查文件【】表14-1，因为转矩改变很小，故取，则查文件【】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，半联轴器和轴配合毂孔长度为84mm。图5-5轴载荷分析图(4) 轴结构设计确定轴上零件装配方案（见图5-6）依据轴向定位要求确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，半联轴器和轴配合毂孔长度，为了确保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）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择单列圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据，由文件【】表15-1中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，算上挡油环长度，取。左端轴承采取挡油环进行轴向定位。齿轮左端和轴承定位采取挡油环，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，。齿轮右端采取轴肩定位，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取平键连接，按由文件【】表6-1查得平键截面，键槽用键槽 铣 刀加工，长为,56mm，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；一样，半联轴器和轴连接，选择平键，半联轴器和轴配合为，滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为r6。(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为图5-6轴结构和装配 (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据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），由文件【】表15-1查得，故安全。(8) 正确校核轴疲惫强度判定危险截面 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，调质处理。由表15-1查得。截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数及按文件【】附表3-2查取。因，经插 值后查得 又由文件【】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件【】附图3-2尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文件【】附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢特征系数计算安全系数值故可知安全。6滚动轴承选择及校核计算6.1输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由文件【】表15-7中初步选择0基础游隙组，标准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键联接选择及校核计算7.1输入轴键计算校核联轴器处键连接 该处选择一般平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传输转矩为：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择一般平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传输转矩为：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择一般平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传输转矩为：故单键即可。8.联轴器选择及校核计算8.1多种联轴器比较8.1.1 刚性联轴器缺点：对两轴对中性要求较高，当两轴有相对位移存在时，就会在机件内引发附加载荷，使工作环境恶化。优点：结构简单，成本低，可传输较大转矩，故当转速低时，无冲击；当轴刚性大，对中性很好时常见。（1）挠性联轴器： 无弹性元件联轴器，因有挠性，故可赔偿两轴相对位移。（2）十字滑块联轴器通常见于转速n250r/min,轴刚性较大，且无猛烈冲击处.（3）滑块联轴器结构简单，尺寸紧凑，适适用于小功率高转速而无猛烈冲击处。（4）十字轴式万向联轴器许可两轴间有较大夹角。（5）齿式联轴器传输很大转矩，并许可有较大位移偏移量，安装精度要求不高，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这类联轴器因装有弹性元件，不仅能够赔偿两轴间相对位移，而且含有缓冲间真作用。（1）弹性套柱销联轴器拆装方便成本较低，但弹性套易磨损寿命较短，适适用于连接载荷平稳，需正反转或开启频繁传输中小转矩轴。（2）弹性柱销联轴器传输能力大结构简单，安装制造方便耐久性好，弹性柱销有一定缓冲和减振能力。8.2联轴器选择总而言之，依据工作要求，选择弹性柱销联轴器较合理。依据所选电动机轴径大小选择联轴器孔径。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,故适用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，半联轴器和轴配合毂孔长度为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，半联轴器和轴配合毂孔长度为84mm。9.减速器附件选择由文件【】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，方便于能深入进行操作，窥视孔有盖板机体上开窥视孔和凸缘一块，方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放油孔和螺塞 放油孔在油池最底处，并安排在减速器不和其它部件靠近一侧，和便放油，放油孔用螺塞堵住，所以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油标油标在便于观察减速器油面稳定之处。油尺安置部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。9.4通气孔因为减速器运转时，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，方便于达成体内为压力平衡。9.5起盖螺钉起盖螺钉上螺纹长度要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定位销为确保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，以提升定位精度。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.润滑和密封齿轮采取脂润滑，由文件【】表16-2查得选择通用锂基润滑脂（GB7324-1994）。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮齿顶到底面距离3050mm。因为大圆锥齿轮，能够利用润滑轴承，并经过脂润滑其它轴上轴承，且有散热作用，效果很好。密封预防外界灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂漏失。11.铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸确实定铸铁减速器箱体结构尺寸以下表11-1：表11-1铸铁减速器箱体结构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至凸缘边缘距离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大齿轮顶圆和内机壁距8齿轮端面和内机壁距离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.设计小结这次相关链式运输机上两级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计是我们真正理论联络实际、深入了解设计概念和设计过程实践考验，对于提升我们机械设计综合素质大有用处。经过四个星期设计实践，使我对机械设计有了更多了解和认识.为我们以后工作打下了坚实基础. 机械设计是机械工业基础,是一门综合性相当强技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、交换性和技术测量、工程材料、机械设计课程设计等于一体。这次课程设计,对于培养我们理论联络实际设计思想、训练综合利用机械设计和相关先修课程理论,结合生产实际反应和处理工程实际问题能力，巩固、加深和扩展相关机械设计方面知识等方面相关键作用。 此次设计得到了指导老师细心帮助和支持。衷心感谢老师指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握相关机械设计知识，继续培养设计习惯和思维从而提升设计实践操作能力。13.参考文件【1】 机械设计（第八版）