机械设计课程设计说明书仅供参考.doc

机械设计课程设计

目录

1： 设计任务书..........................................2

2： 传动方案的拟定及说明................................4

3： 电动机的选择........................................5

4： 传动装置的运动和动力参数............................6
5： 传计算动零件的设计及计算............................7
6： V带传动计算........................................8

7： 高速齿轮设计...........................．．．．．......10
8： 低速齿轮设计．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．16

9： 减速器轴与轴承的装配设计与校核．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．22
1:输入轴及其轴承装置、键的设计．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．22
2：中间轴及其轴承装置、键的设计．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．26
3：输出轴及其轴承装置、键的设计．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．29

10：联轴器的选择．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．34

11：润滑和密封．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．35

12：减速器附件的选择........ ..........................35

1３：设计小结．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．38

1４：参考资料．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．．38

一：设计任务书
1：工作数据
运输带工作拉力F（N）
运输带工作速度(m/s)
卷筒直径D(mm)
2800
1.4
350

2：工作条件
①工作情况:两班制，连续单向运转，载荷较平稳。
②运输带速度允许误差正负5%。
③使用期限10年

3：工作环境
工作环境：室内，环境最高温度35度左右。

4：传动方案图

二：传动方案的拟定及说明

1、传动系统方案的分析；
2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；
(1)各轴转速n：
(2)各轴传递功率P；
(3)各轴转矩T；
3、传动零件的设计计算；
4、轴的设计计算；
5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；
6、键联接和联轴器的选择及校核；
7、减速器箱体，润滑及附件的设计；
8、装配图和零件图的设计；
9、设计小结；
10、参考文献

三：电动机的选择
电动机类型选择：三相鼠笼异步电动机，Y系列，额定电压380V.
皮带转速v：

工作机的功率
kW
F-工作机阻力
v-工作机线速度
电动机输出功率
kW
确定电动机的额定功率
因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5Kw。

确定电机转速：确定工作机的转速:

查表知V带传动常用传动比范围为2～4,二级圆柱齿轮减速器传动比i=840所以电动机转速的可选范围是：

符合这一范围的转速有：1500、3000

可见同步转速为1500r/min ，3000r/min 的电动机都符合，根据电动机所需功率和转速。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。

表2 电动机方案
电动机型号
额定功率
同步转速
r/min
额定转速
r/min

Y132S1-2
5.5KW
3000
2920
2.0
2.2

四：传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配
传动系统的总传动比

传动系统的总传动比：
是电动机的满载转速： r/min
工作机输入轴的转速， r/min
计算如下：

为使V带传动外部尺寸不要太大,初取
则减速器传动比为:

取高速级 ,则低速级

结果：

五： 计算传动装置的运动和动力参数：
从电动机到输送滚筒轴分别为O轴、1轴、2轴、3轴、4轴；——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于电动机轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 。

运动和动力参数结果如下表：
轴名
功率P KW
转矩T Nm
转速

电动机轴

4.85

2920
Ⅰ轴

Ⅱ轴

Ⅲ轴

Ⅳ轴

六： V带传动的设计
已知电动机功率=4.85kw,转速=2920r/min,传动比=3.05。
1、由于载荷平稳,选用普通V带。
2、确定计算功率（查课本表8-7选择）
1.14.85=5.335KW
3、选择带型
根据与=2920r/min,由《机械设计》(第八版)图 8-11 确定选用A型
4、确定带轮基准直径并验算带速
由《 机械设计》第八版)表8-6和8-8初取主动轮的基准直径 =90mm
验算带速：
13.75 m/s
因为5m/s<V<30m/s，所以带速合适。
于是从动轮基准直径
=90 3.05=274.5mm
根据《机械设计》第八版)表8-8,应圆整为280mm
5、确定普通V带的基准长度和传动中心距
根据0.7(+ )<a0<2(),即255.5<<729
定确定中心距=500 mm,因此带的基准长度
=2ao+
=2 500+ （90+280）+=1595.94mm

由《机械设计》第八版)表8-2选带的基准长度 =1600mm
计算实际中心距为a
a==500+=502.03 mm
6．验算主动轮的包角1
由式（8-25）得
=180-=>
因此,主动轮上的包角合适。
7．计算普通V带的根数Z
由 r/min，=90 mm，i=3.05，查机械设计手册得
PO= 1.682 Kw △PO= 0.355 Kw
查《机械设计》（第八版)表8-5得=0.942,表8-2得= 0.99
3.12
故取Z=4
8.计算预紧力F0
查表8-3，得q=0.10kg/m,故

应使带的实际拉力。
9.计算作用在轴上的压轴力
=2 499.14sin=778.55N
10.V带轮的选择
由主、从动轮的基准直径,选用轮辐式V带轮

其宽度B=(Z-1)e+2f=(4-1)12+27=50mm

七：高速级大小齿轮的设计
①选精度等级材料和齿数：
1：选用直齿圆柱齿轮传动
2：选用７级精度
3：材料选择。小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。
4：选小齿轮齿数＝24，大齿轮齿数＝3×24=72
②按齿面接触强度设计
由《机械设计》（第八版）式（10－9a）试算，即

式中：——小齿轮传递的转矩，N.mm
---小齿轮的节圆直径，mm
----载荷系数
-----齿宽系数
----接触疲劳强度许用应力
---- 材料的弹性影响系数

１）确定公式内的各计算数值
（１）试选 （为载荷系数）
（2）计算小齿轮传递的转矩

（3）由《机械设计》（第八版）表10-7选取齿宽系数

（4）由《机械设计》（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数
（5）由《机械设计》（第八版）图10-21ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限
（6）由《机械设计》（第八版）式10-13计算应力循环次数：

（7）由《机械设计》（第八版）图10-19查得接触疲劳强度寿命系数
（8）计算接触疲劳强度许用应力
　取失效概率为１％，安全系数为S=1，由《机械设计》（第八版）式10-12得

２）计算
　（１）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值，由计算公式得
　（２）计算圆周速度

　（３）计算齿宽ｂ

　（４）计算齿宽与齿高比
　　　模数:

齿高：

（５）计算载荷系数K
　　　已知使用系数
　　　根据，７级精度，由《机械设计》（第八版）图10-8查得动载荷系数
　　　 直齿轮：查表得
由《机械设计》（第八版）表10-2查的使用系数=1；
由表10-4用插值法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，

故载荷系数
　（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得

（７）计算模数m

按齿面接触强度设计,模数m=2.26mm

③按齿根弯曲强度设计
由式10-5得弯曲强度的设计公式

K----载荷系数
----齿形系数
----应力校正系数
１） 确定计算参数
（１）计算载荷系数

（2）查取齿形系数
由《机械设计》（第八版）表10-5查得

　（3）查取应力校正系数
　　　由《机械设计》（第八版）表10-5查得

　（4）由《机械设计》（第八版）图10-20ｃ查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限 :
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 :
（5）由《机械设计》（第八版）图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数

　（6）计算弯曲疲劳许用应力
　　　取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式10-12得

　（7）计算大小齿轮的

对比计算结果
1）设计计算

　对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数2.01并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由
则

按齿根弯曲强度设计,得模数m>2.01,综合比较可得高速级两齿数:

几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径

(2)计算中心距

(3)计算齿轮宽度

取；

验算轮齿弯曲强度

66.77MP
安全适用
高速级圆柱直齿齿轮参数
名称
符号
计算公式及结果
模数
m
m=2.5mm
压力角

选取标准值
分度圆直径

齿顶高

齿根高

全齿高

齿顶圆直径

齿根圆直径

基圆直径

齿距

基圆齿距

齿厚

齿槽宽

顶隙

标准中心距

齿轮宽度

取，

八：设计低速级齿轮

①选精度等级、材料和齿数
1：选用直齿圆柱齿轮传
2：选用７级精度
3:材料选择。小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。
4：选小齿轮齿数，大齿轮齿数 取
故小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS

②按齿面接触强度设计
按式（10－21）试算，即

式中：——小齿轮传递的转矩，N.mm
---小齿轮的节圆直径，mm
----载荷系数
-----齿宽系数
----接触疲劳强度许用应力
---- 材料的弹性影响系数
１）确定公式内的各计算数值
（１）试选
（2）计算小齿轮传递的转矩

（3）由《机械设计》（第八版）表10-7选取齿宽系数
（4）由《机械设计》（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数
（5）由《机械设计》（第八版）图10-21ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限
（6）由《机械设计》（第八版）式10-13计算应力循环次数

（7）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数

（8）计算接触疲劳强度许用应力
　　　　取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得

２）计算
　（１）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

（２）计算圆周速度

（３）计算齿宽ｂ

（４）计算齿宽与齿高比
　　　模数

（５）计算载荷系数K
　　　已知使用系数
　　　根据，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数
　　　 查表得

故载荷系数
　（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得

（７）计算模数m

③按齿根弯曲强度设计
由式１０－5　
1)确定计算参数
（１）计算载荷系数

（2）查取齿形系数
由表１０－５查得　

　（3）查取应力校正系数
　　　由表１０－５查得　
（4）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限
　　　　大齿轮的弯曲疲劳强度极限
（5）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数

（6）计算弯曲疲劳许用应力
　　　取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式１０－１２得

7）计算大小齿轮的

　　　　大齿轮的数据大
１） 设计计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数2.15mm,并取为标准值m=2.5mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。
于是由
则

④几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
mm
mm
(2)计算中心距

(3)计算齿轮宽度

取

验算轮齿弯曲强度
129.6
109.35
安全适用

低速级直齿圆柱齿轮参数
名称
符号
计算公式及结果
模数
m
m=2.5mm
压力角

选取标准值
分度圆直径

齿顶高

齿根高

全齿高

齿顶圆直径

齿根圆直径

基圆直径

齿距

基圆齿距

齿厚

齿槽宽

顶隙

标准中心距

齿轮宽度

取，

九：减速器轴及轴承装置、键的设计
1：输入轴及其轴承装置、键的设计

输入轴的设计及其轴承装置键的设计
１．输入轴上的功率,r/min
转矩
２．求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为

３．初定轴的最小直径
选轴的材料为４５钢，调质处理。根据表１５－３，取
　（以下轴均取此值），于是初步估算轴的最小直径

这是安装带轮的最小直径,取=20mm.由前面计算得到的带轮宽度B=50mm
４．轴的结构设计
　１）拟定轴上零件的装配方案（见前图）
　２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
　（１）为满足带轮的轴向定位要求，１－２轴段右端需制一轴肩，故取２－３段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径D＝24ｍｍ。比B略短，取。
　（2）初选滚动轴承.因轴承受轴向力很小,故选用深沟球轴承.选取6205型深沟球轴承,参数如下　　　基本额定动载荷
　基本额定静载荷
，故　

（3）取安装齿轮处的轴段直径;齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮轮毂宽度为60mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故,齿轮左端采用轴肩定位,轴肩高度故取h=4mm,则轴环处的直径.轴环的宽度取
(4)轴承端盖的总宽度为15mm.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑的要求,取端盖的外端盖与带轮右端间的距离l=15mm,故取
(5)90mm 20mm 30mm

５．求轴上的载荷并校核
受力图、弯矩图及扭矩图见上图
跨度为

1）计算支反力
　（１）水平面支反力
即　
　 即
得
　（２）垂直面支反力
　 即　
　 即
得
２）计算弯矩并作弯矩图
　（１）水平面弯矩图
　　　在C处，

（２）垂直面弯矩图
　　　在C处，　
（３）合成弯矩图
　　　在C处，
3)计算转矩并作转矩图

4)计算轴截面的当量弯矩
由合成弯矩图和转矩图知，C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式１５－５，并取.

5)计算危险截面处轴的直径：
因为材料选择调质，由表１５－１查得.
则：

因为，所以安全
６． 校核轴承和寿命
１）校核轴承A和寿命
径向载荷
由式１３－9ａ当量动载，安全。
该轴承寿命为 80150 h
>10×300×16h=48000h,故可用.
２）校核轴承B和寿命

　　　径向载荷
　　　当量动载荷，校核安全
该轴承寿命为
故可用
7.选用校核键
1)对带轮处,查表６－１，选用单圆头平键　

由式６－１，
查表６－２，得
　 ，键校核安全
2）对齿轮处,查表６－１，选用单圆头平键　

由式６－１，
查表６－２，得
　，键校核安全

2：中间轴及其轴承装置、键的设计

中间轴的设计及其轴承装置键的设计
1 .，转矩
输出轴：
２．求作用在低速级小齿轮上的力
已知低速级小齿轮的分度圆直径为72.5mm

求作用在高速级大齿轮上的力
1688N 614.38N

３．初定轴的最小直径
选轴的材料为４5钢，调质处理。根据表１５－３，取

这是安装轴承处轴的最小直径和,故取==30mm
４．轴的结构设计
　１）拟定轴上零件的装配方案（见前图）
　２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（1）初选滚动轴承.因轴承受轴向力很小,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据,选取6206型深沟球轴承,参数如下　　　基本额定动载荷
　基本额定静载荷
（2）取安装齿轮处的轴段直径38mm，;两齿轮靠近轴承端采用套筒定位.已知低速小齿轮和高速大齿轮的轮毂宽度分别为75mm、55mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,各轴段应略短于轮毂宽度,故取,齿轮之间采用轴肩定位,轴肩高度故取h=3mm,则轴环处的直径.因两齿轮间的距离c=20mm,故
(3)取齿轮距箱体之距离a=14mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=2mm,已知轴承宽度T=16mm,则

5.．求轴上的载荷并校核
跨度为

1）计算支反力
　（１）水平面支反力
即　
　 即
得
（２）垂直面支反力
即　
　 即
得
２）计算弯矩并作弯矩图
　（１）水平面弯矩图
　　　在B处，
在C左侧处，
　在C右侧处，
　（２）垂直面弯矩图
　　　在B处，
　 在C处，
（３）合成弯矩图
　　在B处,
在C左侧处，
在C右侧处，
3)计算转矩并作转矩图

4)轴计算截面的当量弯矩
由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式１５－５，并取，轴的计算应力

由表１５－１查得，，故安全
6.校核轴承和寿命
１）校核轴承A和寿命
径向载荷
由式１３－9ａ当量动载，安全。
该轴承寿命为
>10×300×16h=48000h,故可用.
２）校核轴承D和寿命
　　　径向载荷
　当量动载荷，校核安全
该轴承寿命为
故可用

7.选用校核键
1)低速级小齿轮的键
　　　对齿轮处,查表６－１，选用单圆头平键　

由式６－１，
查表６－２，得
　，键校核安全

2)高速级大齿轮的键
　　由表６－１选用圆头平键　　

由式６－１，
查表６－２，得
，键校核安全

3：输出轴及其轴承装置、键的设计

输出轴及其轴承装置、键的设计

１．输出轴上的功率,r/min
转矩
２．求作用在齿轮上的力
3004.6N
tan= 1093.58N
３．初定轴的最小直径
选轴的材料为４５钢，调质处理。根据表１５－３，取
　（以下轴均取此值），于是由式１５－２初步估算轴的最小直径

这是安装联轴器处轴的最小直径，查表１４－１，取，两轴器的计算转矩
查《机械设计手册》，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N·ｍ。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L＝112ｍｍ，与轴配合的孔长度102m
４．轴的结构设计
　根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，１－２轴段右端需制一轴肩，故取２－３段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径D＝44ｍｍ。比略短，取，
（2）初选滚动轴承.因轴承受轴向力很小,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据,选取6207型深沟球轴承,参数如下
　　　基本额定动载荷
　基本额定静载荷，故　
左端轴承采用轴肩进行轴向定位,取
（3）取安装齿轮处的轴段直径;齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮轮毂宽度为78mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故,齿轮左端采用轴肩定位,轴肩高度故取h=5mm,则轴环处的直径.轴环的宽度取
(4)轴承端盖的总宽度为19mm.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑的要求,取
(5)取齿轮距箱体之距离a=16mm,两圆柱齿轮间距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知轴承宽度T=19mm,高速级大齿轮轮毂长L=78mm,则

5.求轴上的载荷并校核
跨度为

1）计算支反力
　（１）水平面支反力
即　
　 即
得
（２）垂直面支反力
　 即　
　 即
得
２）计算弯矩并作弯矩图
　（１）水平面弯矩图
　　　在C处，
　（２）垂直面弯矩图
　　　在C处，　
（３）合成弯矩图
　　　在C处，
3)计算转矩并作转矩图

4)轴计算截面的当量弯矩
由合成弯矩图和转矩图知，C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式１５－５，并取，轴的计算应力

由表１５－１查得，，故安全

6.校核轴承和寿命
１）校核轴承A和寿命
径向载荷
由式１３－9ａ当量动载，安全。
该轴承寿命为
>10×300×16h=48000h,故可用.

２）校核轴承B和寿命
　　　径向载荷
　　　当量动载荷，校核安全
该轴承寿命为
故可用
7.选用校核键
1)对低速级齿轮处,查表６－１，由表６－１选用圆头平键　　

由式６－１，
查表６－２，得
　，键校核安全

2) 对半联轴器处,查表６－１，选用圆头平键　

由式６－１，
查表６－２，得
　，键校核安全

十.联轴器的选择
输入轴选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm，Z型轴孔。
输出轴选选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，Z型轴孔。

十一.润滑和密封
对于齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动的润滑方法是根据齿轮的圆周速度的大小决定的。齿轮采用浸油润滑，由《机械设计》表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995），油量大约为3.5L。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离&#8805;30~50mm。由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好，当然也可用油脂润滑。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。

十二：减速器附件的选择

1. 对附件设计
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，用M6紧固
2: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。
3: 油标：
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.

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，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
5: 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.

6: 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.
7： 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.

减速器机体结构尺寸如下：
分析对象
分析过程
结论
a
a值对圆柱齿轮传动为低速级中心距
187mm
机座壁厚δ

10mm
机盖壁厚δ1

10mm
机座凸缘壁厚

12mm
机盖凸缘壁厚

12mm
机座底凸缘壁厚

20mm
地脚螺钉直径

14mm
地脚螺钉数目
a<250,n=6
6
轴承旁联接螺栓直径

10mm
机盖与机座联接螺栓直径

8mm
联接螺栓间距
L=150～200
160mm
轴承盖螺钉直径

6mm
窥视孔螺钉直径

5mm
定位销直径

5mm
轴承旁凸台半径
R
5 mm

轴承座凸起部分端面直径

=80mm
=80mm
=98mm
大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1

14mm
齿轮端面与箱体内壁距离Δ2

12mm

至外机壁距离

=26mm
=21mm
=18mm
至凸台边缘距离

=22mm
=17mm
=15mm
机壳上部（下部）凸缘宽度

=48mm
=38mm
=33mm
轴承孔边缘到螺钉中心线距离

15mm
轴承座凸起部分宽度

52 mm

十三.小结设计
这次关于带式运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮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。通过两个星期的设计实践，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.
　　机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，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。
这次的课程设计,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程的理论,加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

十四.参考文献
1、《机械设计》
2、《机械设计课程设计》
3、《机械原理》 高等教育出版社
4、《工程制图》 高等教育出版社
5、《材料力学》 高等教育出版社
6、《机械设计手册）》 机械工业出版社
7、《机械制图实例教程》 清华大学出版社
8、《互换性与测量技术基础》湖南大学出版社
9、《金属机械加工》 上海科学技术出版社
10、《减速器和变速器》 机械工业出版社