机械设计课程设计带式运输机传动装置的设计.doc

武汉工程大学机械设计课程设计

武汉工程大学
机械设计课程设计
说明书

课题名称： 带式运输机传动装置的设计
专业班级： 机械电子工程03班
学生学号：
学生姓名：
学生成绩：
指导教师：
课题工作时间： 2014-12-22 至 2015-1-12

武汉工程大学教务处

目 录
一、设计任务书 ………………………………………………2
二、传动方案的分析与拟定 …………………………………………2
三、电动机的选择与计算 ……………………………………………4
四、传动比的分配 ……………………………………………………4
五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 ……………………5
六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 ………………6
七、联轴器的选择及计算……………………………………………16
八、键连接的选择及计算……………………………………………17
九、轴的强度校核计算………………………………………………18
十、润滑和密封 ……………………………………………………21
十一、箱体及附件的结构设计和选择………………………………22
十二、设计小结………………………………………………………24
十三、参考资料………………………………………………………24

计算与说明
主要结果
一 设计任务书
设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。
设计数据及工作条件：
T=410N•M; V=0.8m/s; D=340mm；
已知条件：
1. 工作环境：一般条件，通风良好；
2. 载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转；
3. 使用期限：8年，大修期3年，每日两班制工作；
4. 卷筒效率：η=0.96；
5. 运输带允许速度误差：±5%；
6. 生产规模：成批生产。

设计注意事项：
1.设计由减速器装配图1张，零件图2张（包括低速轴和低速轴上大齿轮），以及设计计算说明书一份组成;
2.设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写;
3. 设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或答辩。

二 传动方案的分析与拟定
根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为

为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部V带传动+内部双级圆柱齿轮传动。
机构整体布置如图一：

图1. 传动方案简图

F=4600N;
V=0.4m/s;
D=400mm

nw=44r/min

计算与说明
主要结果
三 电动机的选择与计算
1． 电动机的类型选择
根据动力源和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。
2． 电动机的功率
工作机有效功率:
F=2T/D=2×410/340=2412N
Pw = Fv/1000 =2412×0.8/1000 kW=1.93 kW
设电动机到工作机之间的总效率为η，
查文献4表2-2可得： V带传动η1=0.96， 滚动轴承η2=0.99， 圆柱齿轮传动η3=0.97，弹性联轴器η4=0.99，卷筒轴滑动轴承η5=0.98，由此可得：
总效率：
η=η1η23η32η4η5
=0.96×0.993×0.972×0.99×0.98
=0.85
电动机所需功率：
Pd=Pw/η=1.93/0.85=2.27 kW
查文献4表16-1选取电动机的功率为3kW。
3． 电动机转速的选择
选用同步转速为1500r/min 的电动机。
4． 电动机型号确定
由功率和转速，查文献4表16-1，选择电动机型号为：Y132S-6,其满载转速为960 r/min，查表16-2，可得：
中心高H=132 mm； 轴外伸轴径D=38 mm； 轴外伸长度E=80 mm.

四 传动比的分配
计算得内外总的传动比

取V带传动的传动比i1=2.5，低速级齿轮的传动比i2=3.1
则
满足i3=（1.3-1.4）i2

总效率：
η=0.85

电动机型号：Y132S-6

计算与说明
主要结果

五 传动装置的运动及动力参数的选择和计算
1. 各轴的转速计算
n0=nm=1420r/min
nⅠ=n0/i1=[1420/2.5] r/min=568r/min
nⅡ=nⅠ/i2=[568/3.1] r/min=183 r/min
nⅢ=nⅡ/i3=[183/4.16] r/min=44r/min

2. 各轴的输入功率计算
P0=Pd =2.2 kW
PⅠ=P0η4=2.2×0.96 kW=2.11 kW
PⅡ=PⅠη2η3=2.11×0.99×0.97 kW=2.03 kW
PⅢ=PⅡη2η3=2.03×0.99×0.97 kW=1.95 kW

3. 各轴的输入转矩计算
T0=9550P0/n0=9550×2.2/1420 N·m =14.80 N·m
TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=9550×2.11/568 N·m =35.48 N·m
TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=9550×2.03/183 N·m =105.94 N·m
TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=9550×1.95/44 N·m =423.24 N·m

将上述数据归纳总结如下表所示。
表1. 各轴的运动和动力参数
轴号
转速（r/min）
功 率（kW）
转 矩（N·m）
传动比i
效率
电动机输出轴
1420
2.2
14.80

2.5

3.1

4.16
0.96
0.9603
0.9603
高速轴Ⅰ
568
2.11
35.48
中间轴Ⅱ
183
2.03
105.94
低速轴Ⅲ
44
1.95
423.24

减速器总传动比：
i=32.27
低速级传动比：
i2=3.1
高速级传动比：
i3=4.16

计算与说明
主要结果
六 传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择
1. 减速器外部传动——V带传动的设计计算
（1）、确定计算功率PC
两班制工作，即每天工作16h，查表8-8得工况系数KA=1.2，故
Pc = KAP = 1.2×2.2kW =2.64 kW
（2）、选择普通V带的型号
根据Pc=2.64 kW、n0=1420 r/min，由文献3图2-7初步选用A型带。
（3）、选取带轮基准直径dd1和dd2
由文献3表2-6取dd1=90 mm，并取ε=0.02，则

由文献3表2-6取最接近的标准系列值dd2=224 mm。
（4）、验算带速v

因v在5~25 m/s 范围内，故带速合适。
（5）、确定中心距a和带的基准长度Ld
初定中心距a0的取值范围为

初选中心距a0=400 mm。
由此计算所需带长为

查阅文献3表2-4，选择基准长度Ld=1250 mm。由此计算实际中心距得

（6）、验算小带轮包角α1

带轮基准直径：
dd1=90 mm
dd2=224 mm

安装中心距：
a=592 mm

带的基准长度：
Ld=2000 mm
计算与说明
主要结果

（7）、确定带的根数
已知dd1=90 mm，i1=2.5，v=6.69 m/s，查文献3表2-1得P0=1.056 kW，查文献3表2-2得ΔP0=0.17 kW；因α=159°，查文献3表2-3得Kα=0.95；因Ld=1250mm，查文献3表2-4得KL=0.93，因此

取z=3根。
（8）、确定初拉力F0
单根普通V带的初拉力为

（9）、计算压轴力FQ

（10）、带轮的结构设计
A、小带轮的结构设计
由于dd1=90mm≤300mm, 所以带轮采用腹板式结构,小带轮装在电动机轴上，轴孔直径等于电动机外伸轴径,即28mm,轮缘宽度B=(z-1)e+2f=(3-1)×15＋2×10=50mm,轮毂长度L1=50mm＜电动机伸长长度,小带轮外径da1=dd＋2ha=90＋2×2.75=95.5mm，da/2=95.5/2=47.75＜电动机的中心高,故小带轮1的结构设计合理。
B、大带轮的结构设计
由于dd2=224mm≤300mm，所以带轮采用腹板式结构，其大齿轮外径da2=dd2＋2ha=224＋2×2.75=229.5mm，轮毂长度L2=60mm。

小带轮包角：
α1=155.8°

带的根数：
Z=3

初拉力：
F0=153N

压轴力：
FQ=903N

小带轮外径：
da=95.5mm
轮毂长度：
L=50mm

大带轮外径：
da2=229.5mm
轮毂长度：
L2=60mm
计算与说明
主要结果
2．高速级传动齿轮的设计计算
高速级主动轮输入功率2.11 kW，转速568 r/min，转矩TⅠ=35.48 N·m，齿数比u=i2=3.1，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命8年，电动机驱动。
（1）、选择齿轮的材料及热处理方式
小齿轮:45钢,调质处理，齿面硬度230HBS;
大齿轮:45钢,正火处理，齿面硬度190HBS。
（2）、确定许用应力
A. 确定极限应力σHlim和σFlim
许用接触应力σHlim1=600MPa，σHlim2=550MPa；
许用弯曲应力σFlim1=500MPa，σFlim2=380MPa。
B. 计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN，YN

查文献3图3-7和图3-9得，ZN1=0.9，ZN2=0.95；YN1=0.85，YN2=0.88.
C. 计算许用应力
安全系数：，，则：
/
/
/
/
（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸
A. 选择齿轮类型
选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。
B. 选用8级精度
C. 初选参数
初选参数：，，Z２＝Z１u=37×3.1≈118， , 齿宽系数。
D. 初步计算齿轮主要尺寸

小齿轮1齿数：
Z1=37
大齿轮2齿数：
Z2=118
变位系数：

齿宽系数：

计算与说明
主要结果
由于载荷平稳，取载荷系数K=1.3,根据螺旋角查得节点区域系数;弹性系数;取重合度系数;螺旋角系数为：
；因此，有：

故：

取标准模数mn=2 mm，则中心距

圆整后取a=159 mm。
调整螺旋角：

计算分度圆直径：

计算圆周速度：

法面模数：
mn=2 mm

中心距：
a=159mm

螺旋角：

分度圆直径：
d1=76.289mm；
d2=243.299mm

圆周速度：
v=1.47 m/s
计算与说明
主要结果
计算齿宽：
大齿轮：
，
小齿轮：
;
（4）、 验算轮齿的弯曲疲劳强度
计算当量齿数:

查图得，齿形系数：，；应力修正系数：，
。取，，则：

齿根弯曲强度足够。
（5）、齿轮结构设计
齿顶圆直径：

齿根圆直径：

大齿轮齿宽：
b2=76mm
小齿轮齿宽：
b1=81mm

齿顶圆直径：
da1=79.289mm
da2=246.299mm
计算与说明
主要结果

高速级齿轮设计结果：
，，
d1=76.289mm , d2=243.299 mm
da1=79.289mm , da2=246.299mm
df1=72.539mm , df2=72.539mm
b1=55mm , b2=50mm
mn=2mm , , a=159mm ， v=1.47m/s.
对于高速轴上的小齿轮1，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢调质处理。对于中间轴上的大齿轮2，因为da2≥200 mm，所以做成腹板式结构，其中，dh=1.6ds=1.6*43mm=68.8mm，δ=8mm，c=0.3b=0.3*42mm=12.6 mm，d0=131.584 mm，d=31.392mm。具体结构如装配图上所示。
3. 低速级传动齿轮的设计计算
低速级主动轮输入功率2.03kW，转速183 r/min，转矩T2=105940 N·mm，齿数比u=i3=4.16，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命8年，电动机驱动。
（1）、选择齿轮的材料及热处理方式
大小齿轮均采用45钢表面淬火，齿面硬度40~50HRC，取45HRC。
（2）、确定许用应力
A．确定极限应力σHlim和σFlim
许用接触应力σHlim3=σHlim4=1120MPa
许用弯曲应力σFlim3=σFlim4=350MPa
B．计算应力循环次数N，确定寿命系数

查图表得，ZN3=0.96, ZN4=0.99; YN3=YN4=1。
C．计算许用应力
安全系数：
，
故有：
齿根圆直径：
df1=72.539mm
df2=72.539mm
计算与说明
主要结果

（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸
A．选择齿轮类型
初估齿轮圆周速度v<=2.5m/s，选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。
B．初步选用8级精度
C．初选参数
初选：，, Z4=Z3u=204.16≈84，，齿宽系数。
D．初步计算齿轮主要尺寸
当量齿数：

据此查得：Ysa3=2.78 ,Ysa4=2.22;YFa3=1.56 ,YFa4=1.77 ;取Yε=0.7，Yβ=0.9；由于载荷平稳，取载荷系数K=1.1，则：

（因为比大，所以上式将代入）

小齿轮3齿数：
Z3=20
大齿轮4齿数：
Z4=84
变位系数：

齿宽系数：

计算与说明
主要结果
取标准模数mn=3mm，则中心距

圆整后取a=159mm。
调整螺旋角：

计算分度圆直径：

计算圆周速度：

符合估计值。
计算齿宽：
大齿轮：，
小齿轮：
;
（4）、验算轮齿齿面接触疲劳强度
根据螺旋角查得节点区域系数;弹性系数;取重合度系数;螺旋角系数，则：

法面模数：
mn=3mm

中心距：
a=159mm

螺旋角：

分度圆直径：
d3=60.914mm
d4=255.838mm

圆周速度：
v=0.584m/s

大齿轮4齿宽：
b4=31 mm
小齿轮3齿宽：
b3=36 mm
计算与说明
主要结果

齿面接触疲劳强度满足要求。
（5）、齿轮结构设计
齿顶圆直径：

齿根圆直径：

低速级齿轮设计结果：
，
d3=60.914mm , d4=255.838mm
b3=36mm , b4=31mm
da3=67.914mm , da4=262.838mm
df3=52.164mm , df4=247.088mm
mn=3 mm , , a=165mm ， v=0.258m/s.
对于中间轴上的小齿轮3，从键槽底面到齿根的距离x过小，故将其做成齿轮轴。齿轮跟轴的材料相同，均采用45钢，齿轮齿面表面淬火，轴经调质处理。对于低速轴上的大齿轮4，因为da4≥200 mm，所以做成腹板式结构， 其中，dh=1.6ds=1.6*70mm=112mm，δ=12mm，c=0.3b=0.3*36mm=10.8 mm，d0=168.7555 mm，d=28.37775mm。具体结构如装配图上所示。
4. 初算轴的直径及轴结构的初步设计
已知，最小轴径的初算公式为，轴的材料均选用45钢，调质处理，查得其许用应力[σ-1]b=60MPa , C=118~107。
（1）、高速轴
因V带传动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩，所以C应取大值，取C=118，则轴端直径

齿顶圆直径：
da3=67.914mm
da4=262.838mm

齿根圆直径：
df3=52.164mm
df4=247.088mm
计算与说明
主要结果
在该轴段与V带轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=47.21mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d2min=48mm。初步设计其结构如下图所示：

图2. 低速轴结构设计
（2）、中间轴
取C=110，则：

在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=45.51 mm,再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取d3min=50mm。初步设计其结构如下图所示：

图3. 中间轴结构设计
（3）、低速轴
取C=110，则：

在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=35mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d4min=35 mm。初步设计其结构如下图所示：

高速轴最小轴颈：
d2min=48mm

中间轴最小轴颈：
d3min=50 mm

低速轴最小轴颈：
d4min=35mm

计算与说明
主要结果

图4. 低速轴结构设计
5. 初选滚动轴承
根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承，选择型号结果如下表所示。
表2. 轴承代号及其尺寸性能
轴种类
轴承代号
d
D
T
B
C
Cr/kN
C0r/kN
高速轴
30207
35
72
18.25
17
15
54.2
63.5
中间轴
30208
40
80
19.75
18
16
63.0
74.0
低速轴
30213
65
120
24.75
23
20
120
152

由于三根轴上的齿轮圆周速度均小于2m/s，所以这三对圆锥滚子轴承均采用润滑脂润滑。

七 联轴器的选择及计算
1. 低速轴与工作机之间的联轴器
由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器与工作机常不在同一机座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此选用承载能力较高的刚性可移式联轴器，此处选用GICL型鼓形齿式联轴器。
计算转矩，根据文献3表9-1，取工作情况系数KA=1.5，则：

查表，选择联轴器型号：GICL3,即所选联轴器为GICL3型联轴器。
其主要尺寸如下表所示：
表3. GICL3型鼓形齿式联轴器主动端基本尺寸
型号
轴孔类型
键槽类型
d1
L
D2
GICL3
Y型
A型
55
112
95

滚动轴承选型结果：
高速轴：
30207
中间轴：
30208
低速轴：
30213

低速轴与工作机间联轴器:
GICL3联轴器

计算与说明
主要结果
八 键连接的选择及计算
1. 大带轮与高速轴间键的设计与计算
大带轮与高速轴连接处轴颈d= 48mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP]为125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=8 mm，高度h=7 mm。该轴段长度l=58 mm，故根据标准，可取键长L=40 mm，其有效长度为l=L-b=(40-8)mm=32 mm。高速轴上传递的转矩T1=35.48 N·m，由此可得该键所受挤压应力为：

该键满足强度条件，其设计是合理的。
2. 中间轴与其上大齿轮间键的设计与计算
中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈d=50mm,初步选用B型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP]为125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=12 mm，高度h=8 mm。该轴段长度l=40 mm，故根据标准，可取键长L=32 mm,其有效长度为l=L=32 mm。中间轴上传递的转矩T2=105.94 N·m，由此可得该键所受挤压应力为：

故该键满足强度条件，其设计是合理的。
3. 低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算
低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈d=50mm,初步选用B型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP]为125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查标准得其公称尺寸：宽度b=20 mm，高度h=12 mm。该轴段长度l=34 mm，故根据标准，可取键长L=28 mm,其有效长度为l=L=28 mm。低速轴上传递的转矩T3=423.24 N·m，由此可得该键所受挤压应力为：

故该键强度过低，由于受到轴段长度限制，该键不适合再作加长处理。考虑采用双键结构，两键按180°对称布置。考虑到载荷分布的不均匀性，在强度校核中按1.5个键计算。故采用双键结构后，每个键所受挤压应力为：

从而满足了强度条件，其设计是合理的。
4. 低速轴与工作机间键的设计与计算
工作机与低速轴连接处轴颈d=35 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理，在静载荷下其许用挤压应力[σP]为125~150Mpa，取[σP]=135MPa。查标准得其公称尺

大带轮与高速轴间键：
键8X40
GB/T 1096

中间轴与其上大齿轮间键：
键B12X32
GB/T 1096

低速轴与其上大齿轮间键：
键B20X28 GB/T 1096

计算与说明
主要结果
寸：宽度b=16 mm，高度h=10 mm。该轴段长度l=110 mm，故根据标准，可取键长L=90 mm，其有效长度为l=L-b=(90-16)mm=74 mm。低速轴上传递的转矩T3=423.24N·m，由此可得该键所受挤压应力为：

该键满足强度条件，其设计是合理的。

九 轴的强度校核计算
1. 高速轴
（1）、计算齿轮受力
齿轮1的圆周力：

齿轮1的径向力：

齿轮1的轴向力：

（2）、画受力简图
假定带轮压轴力的方向垂直向下，轴的转向向右看为顺时针方向，齿轮啮合点的位置在上方，对于零件作用于轴上的分布力或转矩均当成集中载荷作用于轴上零件宽度的中点（后面的受力分析均作此假设），则根据斜齿圆柱齿轮传动的受力分析方法可知各分力的方向如图所示。从而可进一步作出其弯矩图和扭矩图。

低速轴与工作机间键：
键16X90
GB/T 1096

齿轮1受力：
圆周力：
径向力：
轴向力：

计算与说明
主要结果

图5. 高速轴的受力分析
（3）、计算支反力
铅垂面内支反力：

水平面内支反力：

高速轴铅垂面内支反力：

计算与说明
主要结果

（4）、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图
A．铅垂面弯矩
齿轮所在截面处弯矩有突变，故：
左截面：

右截面：

支点A处：

B．水平面弯矩

分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图5（c）、（e）所示。
C．合成弯矩
齿轮所在截面左截面：

齿轮所在截面右截面：

支点A处：

由此作出合成弯矩图，如图5（f）所示。
画出扭矩图，如图5（g）所示，转矩作用于齿轮所在截面与带轮所在截面之间的轴段。
（5）、计算当量弯矩
轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取α=0.6，则：
齿轮所在截面左截面：

高速轴水平面内支反力：

计算与说明
主要结果
齿轮所在截面右截面：

支点A处：

（6）、校核弯、扭合成强度
分析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=42 mm,其抗弯模量W=0.1d3=（0.1×423）mm3=7408.8 mm3。由此可得，轴上该处所受弯曲应力为：

显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。

十 润滑和密封
1. 齿轮的润滑
由于齿轮的圆周速度较小，均小于12m/s，故采用油池浸油润滑。由于低速轴上大齿轮圆周速度较低（<0.5m/s），浸油深度可达1/6~1/3的齿轮半径，故主要考虑中间轴上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿高较小，故使其浸油深度为10mm。
齿轮齿面硬度为280~350HBS，圆周速度小于0.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值为266mm2/s(50摄氏度)，由此选择L-CKC460中负荷工业齿轮油（GB/T5903-1995）。
2. 滚动轴承的润滑
由于齿轮圆周速度小于2m/s，故采用润滑脂润滑，并在轴承内侧安装铸造挡油盘以防止箱内油进入轴承使润滑脂稀释流出或变质。在装配时将润滑脂填入轴承座内，每工作3~6个月补充一次润滑脂，每过一年，需拆开清洗更换润滑脂。根据减速器工作要求，选用1号通用锂基润滑脂（GB7324-1991）润滑。
3. 密封
本减速器中的密封只要是指轴承透盖与轴之间采用毡圈油封，根据其轴颈分别选用毡圈30 JB/ZQ 4606和毡圈60 JB/ZQ 4606。轴承座与轴承盖间用密封垫圈密封。

计算与说明
主要结果
计算与说明
主要结果

十一 箱体及附件的结构设计和选择

1. 箱体
减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为使机体有足够的刚度
在机体加肋。考虑到机体内零件的润滑，密封散热，采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm。铸件壁厚为8，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便。
2. 轴承盖与套杯
均选用凸缘式轴承盖，其具体尺寸（见装配图上所示）依结构而定。
3. 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的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作。根据减速器中心距选择其具体尺寸，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，用M6螺钉紧固（具体结构参考装配图）。
4. 油面指示器
选用油标尺。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。油标尺中心线与水平面呈45°或大于45°角，并注意加工游标尺凸台和安装游标尺时，不与箱体凸缘或吊钩相干涉，具体结构见装配图。
5. 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，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。本减速器选用通气罩。
6. 启盖螺钉
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。
7. 定位销
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。
8. 吊钩
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

齿轮油池浸油润滑润滑油型号：
L-CKC460中负荷工业齿轮油（GB/T5903-1995）

滚动轴承脂润滑润滑脂型号：
1号通用锂基润滑脂（GB7324-1991）
计算与说明
主要结果

9. 油螺塞
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
箱体具体各部分的尺寸大小如表4所示：

表4. 减速器铸造箱体的结构尺寸

箱座壁厚δ
7mm
箱盖壁厚δ1
17mm
箱座凸缘壁厚b
10.5mm
箱盖凸缘壁厚b1
10.5mm
箱座底凸缘壁厚b2
17.5mm
轴承盖螺钉直径
8mm
窥视孔螺钉直径
6mm
定位销直径
6mm
大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1
10 mm
齿轮端面与箱体内壁距离Δ2
10 mm
箱体外壁至轴承座断面的距离Δ4
49 mm

箱座箱盖上的肋板厚

地脚螺钉
直径与数目

通孔直径
=20 mm
沉头座直径

底座凸缘尺寸

连接螺栓
连接螺栓

轴承旁连接螺栓直径
13.185mm
轴承旁连接螺栓通孔直径

轴承旁连接螺栓沉头座直径
D=26mm
轴承旁连接螺栓凸缘尺寸

箱座、箱盖的连接螺栓直径

箱座、箱盖的连接螺栓通孔直径

箱座箱盖的连接螺栓沉头座直径
D=18
箱座箱盖的连接螺栓凸缘尺寸

十二 设计小结
一个月的课程设计结束了，我学到了很多,也找到了自己身上的不足。在这次的课程设计中不仅检验了我所学习的知识，也培养了如何完成一件事情。在课程设计过程中，我们不断发现错误，不断改正，不断领悟，最后获得最终的成功。在设计过程中，与同学们相互探讨，相互学习，学会了合作，在设计中也遇到了很多问题，最在老师的指导下，终于游逆而解。经过这次课程设计，在我们今后的发展和学习实践过程中，一定要不懈努力，不能遇到问题就想到要退缩，一定要不厌其烦的发现问题所在，然后一一进行解决，只有这样，才能成功的做成想做的事。

十三 参考资料
[1] 钟家麒，钟晓颖编. 工程图学[M]，中英双语. 北京：高等教育出版社，2006.
[2] 杨家军主编. 机械原理——基础篇[M]. 武汉：华中科技大学出版社，2005.
[3] 张卫国，饶芳主编. 机械设计——基础篇[M]. 武汉：华中科技大学出版社，2006.
[4] 唐增宝，常建娥主编. 机械设计课程设计[M]，第3版. 武汉：华中科技大学出版社，2006
目 录
第一章 总论 5
1.1项目概要 5
1.2可行性研究报告编制依据 8
1.3综合评价 8
第二章 项目背景及必要性 11
2.1项目建设背景 11
2.2项目建设的必要性 13
第三章 建设条件 16
3.1项目区概况 16
3.2项目建设条件优劣势分析 21
第四章 市场分析与销售方案 26
4.1市场分析 26
4.2销售策略、营销方案和模式 29
4.3风险分析 30
第五章 项目建设方案 32
5.1建设任务和规模 32
5.2建设规划和布局 32
5.3工艺（技术）方案 32
5.4建设内容 35
5.5实施进度安排 36
第六章 环境影响评价 38
6.1环境影响 38
6.2环境保护与治理措施 38
第七章 项目组织与管理 40
7.1组织机构与职能划分 40
7.2劳动定员 40
7.3经营管理模式 41
7.4经营管理措施 41
7.5技术培训 42
7.6劳动保护、安全卫生与消防 42
第八章 投资概算与资金来源 44
8.1投资概算依据 44
8.2投资概算 44
8.3资金来源 46
第九章 财务评价 47
9.1财务评价依据 47
9.2销售收入、销售税金和附加估算 47
9.3总成本及经营成本估算 48
9.4财务效益分析 49
9.5不确定性分析 50
9.6财务评价结论 51
第十章 社会效益评价 52
10.1社会评价基本结论 52
10.2农业产业化经营 52
10.3农民增收、农业增效评价 54
10.4其它社会影响 55
第十一章　可行性研究结论与建议 56
11.1可行性研究结论 56
11.2问题与建议 56

机电工程学院03班
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