螺旋输送机传动系统设计.doc

设 计 计 算 及 说 明
结果
一、设计任务
设计螺旋输送机的传动系统。要求传动系统中含有圆柱齿轮减速器及圆锥齿轮传动。螺旋输送机连续工作、单向转动；起动载荷为名义载荷的1.25倍，工作时有中等冲击；螺旋输送机主轴转速的允许误差为；二班制（每班工作8小时），要求减速器寿命为8年，大修期为2～3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。
已知数据：
输送机主轴功率P（Kw）：6.5
输送机主轴转轴n/(r/min)：90

螺旋输送机传动系统简图
1-电动机；2--联轴器；3-单级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；
5-开式圆锥齿轮传动；6-螺旋输送机

设 计 计 算 及 说 明
结果
二、传动方案的拟定
合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。
由螺旋输送机传动系统简图可知，该设备由电动机间接驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入单级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至开始圆锥齿轮传动5，从而带动螺旋输送机6工作。

设 计 计 算 及 说 明
结果
三、电动机的选择
3.1 电动机的类型和结构的选择
根据电源种类、工作条件、工作时间的长短及载荷的性质、大小、启动性能和过载情况等条件来选择。工业中一般采用三相交流电动机。选用Y系列三相交流异步电动机，其结构简单、价格低廉、维护方便。
3.2 电动机的功率、型号及转速
①　 电动机所需功率：

②　 求总效率：
——联轴器效率，=0.99
——开式圆柱齿轮传动效率，=0.97
——开式圆锥齿轮传动效率，=0.93

即电动机所需的功率为:

③　 电动机转速：
已知输送机的工作转速。初选同步转速为和的电动机，由指导书表12-1可知，对应额定功率为7.5kw的电动机型号分别为Y132M-4型和Y160M-6型。现在将两种型号的电动机参数列于下表：
方案号
电动机型号
额定功率
/kW
同步转速/(r/min)
满载转速/(r/min)
总传动比
堵转转矩/
额定转矩
最大转矩/
额定转矩
Ⅰ
Y132M-4
7.5
1500
1440
16
2.2
2.3
Ⅱ
Y160M-6
7.5
1000
970
10.78
2.0
2.0
比较方案Ⅰ、方案Ⅱ:方案Ⅰ电机转速高、质量相对轻、价格相对低，故选方案Ⅰ相对较为合理。

=
6.5KW

Pd=
7.35KW

设 计 计 算 及 说 明
结果
四、传动系统的运动和动力参数计算
4.1 传动比
由传动系统方案已知：

查指导书表3-4开式锥齿轮传动比为2~4初取中间值3.
圆柱齿轮减速器的总传动比为：
=
查指导书表3-4闭式齿轮传动比为3~5所以5.3不行需重新取值。
取开式锥齿轮传动比为4满足要求。
即传动系统各级传动比分别为：

4.2 传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算
0轴（电动机）：
转速：n==1440 r/min
输入功率：P==7.35 KW
输出转矩：T=9550
1轴（减速器高速轴）：
转速：n==1440/1=1440 r/min
输入功率：P==7.35×0.99=7.2765 KW
输入转矩：T=955048.26
2轴（减速器低速轴）：
转速：n==1440/4=360 r/min
输入功率：P==7.2765 ×0.977.0582KW
输入转矩：T=9550187.24

设 计 计 算 及 说 明
结果
3轴（圆锥齿轮高速轴）：
转速：n==360/1=360 r/min
输入功率：P==7.0582×0.996.9876 KW
输入转矩：T=9550185.37
4轴（圆锥齿轮低速轴）：
转速：n==360/4=90 r/min
输入功率：P==6.9876×0.936.4985 KW
输入转矩：T=9550564.14
轴号
电动机
圆柱齿轮减速器
圆锥齿轮减速器
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n/(r/min)
1440
1440
360
360
90
功率P/kw
7.35
7.2765
7.0582
6.9876
6.4985
转矩T/(Nm)
48.74
48.26
187.24
185.37
689.56
传动比i
1
4
1
4
传动系统运动和动力参数

设 计 计 算 及 说 明
结果
五、传动零件的设计计算
（一）直齿圆柱齿轮
5.1.1减速器内部传动零件的设计计算
1) 选择齿轮材料、热处理方式及精度等级：
根据教材P136表7-1，取小齿轮材料为40Gr并进行调质处理，硬度为260HBS，大齿轮材料为45号钢也进行调质处理，硬度为230HBS，两齿轮齿面硬度相差30HBS，符合软齿面传动设计要求。参考教材表7-7，初定齿轮精度为8级精度。
2) 初选主要参数：
取=23，齿数比即。
5.1.2确定材料许用接触应力
1) 确定接触疲劳极限：
查阅教材图7-18(a)查MQ线得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限分别为： 和。
2) 确定寿命系数:
小齿轮循环次数:，
大齿轮循环次数:
由教材P151图7-19查得
3) 确定尺寸系数:
查教材P151表7-20，取
4) 确定安全系数:
由P151表7-8取
5) 计算需用接触应力:
按教材P149式7-20计算得：

设 计 计 算 及 说 明
结果

5.1.3根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计：
确定各个参数：
1) 试选载荷系数：选；
2) 小齿轮传递的转矩:由前面已求得；
3) 确定齿宽系数：由教材表7-6选取齿宽系数；
4) 确定材料弹性影响系数：由教材表7-5得；
5) 确定节点区域系数：由教材图7-14得；
6) 确定重合度系数：由式7-9计算重合度为

由教材式7-8得；
7) 计算小齿轮直径：由教材式7-25得

5.1.4确定实际载荷系数K与修正所计算得分度圆直径
1) 确定使用系数:按电动机驱动，载荷平稳，查教材表7-2取；
2) 确定动载系数：
计算圆周速度

设 计 计 算 及 说 明
结果

故前面取的8级精度合理，由齿轮的速度与精度查教材图7-7查得
3) 确定齿间载荷分配系数：
齿宽初定
单位宽度载荷
查教材表7-3的。
4) 确定齿向载荷分布系数：
由教材表7-4得

5) 计算载荷系数K：

6) 根据实际载荷系数按教材式7-12修正所算分度圆直径：

7) 计算模数m：

5.1.5齿根弯曲疲劳强度计算
1) 确定弯曲应力极限值：
由教材P153图7-21（a）查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为=300Mpa，=220Mpa。
2) 确定弯曲疲劳寿命系数：
由教材P154图7-22查得。
3) 确定弯曲疲劳安全系数：
由教材P151表7-8查得

设 计 计 算 及 说 明
结果
4) 确定尺寸系数：
由教材P154图7-23得
5) 按教材P152式7-22得许用弯曲应力：

6) 确定计算载荷K：
初步确定齿高
查教材P140图7-11取，即。
7) 确定齿形系数 ：
由教材P147图7-16得
8) 确定应力校正系数：
由教材P147图7-17得
计算大小齿轮的 数值：

大齿轮的数值大，应该把大齿轮的相关数据代入公式计算。
计算重合度系数：
按教材P147式7-18计算
把以上数值代入公式得：

由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的1.92国标圆整为，再按接触强度计算出的分度圆直径得

设 计 计 算 及 说 明
结果

5.1.6齿轮其它主要尺寸计算：
1) 分度圆直径：

2) 齿顶圆直径：

3) 齿根圆直径：

4) 中心距：

5) 齿宽：

(二)直齿圆锥齿轮
5.2.1选择齿轮材料、热处理方式及精度等级：
1) 选择齿轮材料与热处理方法：
根据教材P136表7-1，取小齿轮材料为40Gr并进行调质处理，硬度为260HBS，大齿轮材料为45号钢也进行调质处理，硬度为230HBS，两齿轮齿面硬度相差30HBS，符合软齿面传动设计要求。参考教材表7-7，初定齿轮精度为7级精度。
2) 选齿数：
初取
5.2.2确定材料许用接触应力：
1) 确定接触疲劳极限：
查阅教材图7-18(a)查MQ线得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限分别为： 。
2) 确定寿命系数，由条件得：
小齿轮循环次数：由于小圆锥齿轮与大圆柱齿轮连接即循环次数相等

设 计 计 算 及 说 明
结果
小齿轮循环次数：
由教材P151图7-19查得
3) 确定尺寸系数:
查教材P151表7-20，取
4) 确定安全系数:
由P151表7-8取
5) 计算需用接触应力:
按教材P149式7-20计算得：

5.2.3计算齿面接触疲劳强度：
1) 试选载荷系数：选；
2) 选取齿宽系数：由教材表7-6选取齿宽系数；
3) 材料的弹性影响系数：由教材表7-5得；
4) 确定节点区域系数：由教材图7-14得；
计算小齿轮直径：

5.2.4确定实际载荷系数K与修正所计算得分度圆直径:
1) 确定使用系数:按电动机驱动，载荷平稳，查教材表7-2取；

设 计 计 算 及 说 明
结果
2) 确定动载系数：
计算圆周速度

故前面取的8级精度合理，由齿轮的速度与精度查教材图7-7查得
3) 确定齿间载荷分配系数：
锥距：
齿宽初定：
圆周力计算：
单位宽度载荷计算
查教材表7-3得。
4) 确定齿向载荷分布系数：
由教材表7-4取，有效工作齿宽按教材P170式7-36计算得：

5) 计算载荷系数K：

6) 根据实际载荷系数按教材式7-12修正所算分度圆直径：

7) 计算模数m：

5.2.5齿根弯曲疲劳强度计算
1) 确定弯曲应力极限值：

设 计 计 算 及 说 明
结果
由教材P153图7-21（a）查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为=300Mpa，=220Mpa。
2) 确定弯曲疲劳寿命系数：
由教材P154图7-22查得。
3) 确定弯曲疲劳安全系数：
由教材P151表7-8查得
4) 确定尺寸系数：
由教材P154图7-23得
5) 按教材P152式7-22得许用弯曲应力：

6) 确定齿形系数 ：
计算分度圆锥角：
计算当量齿数：
由教材P147图7-16得
确定应力校正系数，根据
由教材P147图7-17得
计算大小齿轮的 数值：

把以上数值代入公式得：

设 计 计 算 及 说 明
结果
由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的2.98国标圆整为，再按接触强度计算出的分度圆直径协调相关参数尺寸为

锥齿轮分度圆直径为

设 计 计 算 及 说 明
结果
六、轴的设计计算
（一）输入轴的设计
6.1.1求作用在齿轮上的力：
根据输入轴运动和动力参数，计算作用在输入轴的齿轮上的力，已知：
输入轴的转速：，
输入轴的功率：,
输入轴的转矩：
高速级小齿轮分度圆直径：
圆周力：
径向力：
6.1.2初步确定轴的最小直径：
根据教材P228式12-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理。根据P288表12-3，取A=115，于是得：

轴上需开一键槽，因此轴径应增大5%至7%，即

输入轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，为使所选取的轴的直径与联轴器的直径相匹配，故需选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查P273表11-1，选取，则

按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，并考虑到工作条件有中等冲击，所以选取弹性柱销联轴器，查课程设计P144表16-4，选取HL3型弹性柱销联轴器，公称转矩为630。半联轴器的孔径，故取，半联轴器的长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。

设 计 计 算 及 说 明
结果
6.1.3轴的结构设计：
1) 拟定轴上零件的装配方案，选用装配方案如下图所示：

2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段轴径和长度：
a. 考虑半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段的左端需要一个定位轴肩，取；联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，所以应取1-2段的长度比联轴器毂孔长，略短一点，取。
b. 初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为直齿轮，只需考虑径向力和圆周力，故选用单列深沟球轴承。参考工作要求并根据，由轴承产品目录（设计书P134表15-4），初步选定深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×B=40mm×80mm×18mm，故，而。
c. 取安装齿轮处的轴段4-5的直径；齿轮的左端与左轴之间采用套筒定位。前面已求得齿轮1宽60mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直径。轴环高度b1.4h。取。
d. 轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。
e. 取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm。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，已知齿轮轮毂L=60mm，轴承宽度B=18mm则:
，
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度

设 计 计 算 及 说 明
结果
3) 轴上零件的周向定位：
齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按由课程设计指导书P127表14-10得平键截面b×h=14mm×9mm，键槽长度为36mm。同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为10mm×8mm×36mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借国度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.
4) 确定轴上圆角和倒角尺寸：
参考教材P283表12-2，取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径取R2。
6.1.4求轴上载荷：
1) 计算轴的支反力：
垂直面：

水平面:

2) 求F力在支点产生的反力：

3) 绘制垂直面的弯矩图：
由于 所以
4) 绘制水平面的弯矩图：
由于 所以
5) 求F力产生的弯矩图：

设 计 计 算 及 说 明
结果

a-a截面F力产生的弯矩为：

6) 绘制合成弯矩图:

7) 求轴传递的转矩:

8) 求危险截面的当量转矩:

扭切应力为脉动循环变应力，取折合系数

9) 轴的计算应力:

前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材P231表12-1查得，因此，所以轴是安全的。

设 计 计 算 及 说 明
结果
输入轴弯矩图

6.1.5精确校核轴的疲劳强度：
1) 判断危险截面：
截面A、Ⅱ、Ⅲ、B处只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ、B处均无须校核。
　 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载情况来看，截面C上的应力最大，截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力较大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不需要校核。截面Ⅵ和Ⅶ也显然不比校核。有机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需要校核Ⅳ左右两侧即可。
2) 截面Ⅳ左侧：
抗弯截面系数：
　 抗扭截面系数：
　 截面Ⅳ左侧的弯矩Ｍ为：
截面Ⅳ上的扭矩：
截面Ⅳ上的弯曲应力：
截上的扭切应力：
轴材料为４５钢，调质处理。由教材P281表12-1得：
; ;
截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数，由机械设计手册查取。
因r/d=1.6/40=0.04 （D-d）/r=（45-40）/1.6=3.125
经插值后查得
查得尺寸系数 ,扭转尺寸系数,轴按车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即，则综合系数为:

又由机械设计手册查得应力折算系数。
计算安全系数值，

设 计 计 算 及 说 明
结果

故可知其安全
3) 截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数：
　抗扭截面系数：
　弯矩Ｍ及弯曲应力为：
，
扭矩及扭转切应力为：
，
过盈配合处查手册得 ,轴按车削加工，查得表面质量系数为，尺寸系数；扭转尺寸系数，故得综合影响系数为

所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为

故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的，所以设计的轴是合理的。

设 计 计 算 及 说 明
结果
（二）输出轴的设计
6.2.1确定轴的材料：
输出轴的材料选为45号钢，调质。
6.2.2求作用在齿轮上的力：
根据输出轴运动和低速级设计几何参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力，已知：
输入轴的转速：，
输入轴的功率：,
输入轴的转矩：
低速级小齿轮分度圆直径：
圆周力：
径向力：
轴向力
6.2.3确定轴的最小直径：
根据教材P228式12-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理。根据P288表12-3，取A=115，于是得：

轴上需开一键槽，因此轴径应增大5%至7%，即

输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，为使所选取的轴的直径与联轴器的直径相匹配，故需选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查P273表11-1，选取，则

按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，并考虑到工作条件有中等冲击，所以选取弹性柱销联轴器，查课程设计P144表16-4，选取HL6型弹性柱销联轴器，公称转矩为3150。半联轴器的孔径，故

设 计 计 算 及 说 明
结果
取，半联轴器的长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。
6.2.4轴的结构设计：
1) 拟定轴上零件的装配方案，选用装配方案如下图所示：

2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段轴径和长度：
a. 考虑半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段的左端需要一个定位轴肩，取联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，所以应取1-2段的长度比联轴器毂孔长，略短一点，取。
b. 初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为直齿轮，只需考虑径向力和圆周力，故选用单列深沟球轴承。参考工作要求并根据，由轴承产品目录（设计书P132表15-3），初步选定深沟球轴承30314，其尺寸为d×D×T=70mm×150mm×38mm，故，而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由指导书P132表15-3查得
c. 取安装齿轮处的轴段4-5的直径；齿轮的左端与左轴之间采用套筒定位。前面已求得齿轮宽94.6mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=8.4mm，则轴环处的直径。轴环高度b1.4h。取。
d. 轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，

设 计 计 算 及 说 明
结果
,故取。
e. 取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm。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，已知齿轮轮毂L=58.53mm，轴承宽度T=38mm则:
，
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度
3) 轴上零件的周向定位：
齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按由课程设计指导书P127表14-10得平键截面b×h=22mm×14mm，键槽长度为80mm。同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm×11mm×90mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借国度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.
4) 确定轴上圆角和倒角尺寸：
参考教材P283表12-2，取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径取R2。
6.2.5求轴上载荷:
1) 计算轴的支反力：
垂直面：

水平面:

2) 求F力在支点产生的反力：

设 计 计 算 及 说 明
结果
3) 绘制垂直面的弯矩图：

4) 绘制水平面的弯矩图：
由于 所以
5) 求F力产生的弯矩图:
a-a截面F力产生的弯矩为：

6) 绘制合成弯矩图:

7) 求轴传递的转矩:

8) 求危险截面的当量转矩:

扭切应力为脉动循环变应力，取折合系数

9) 轴的计算应力:

前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材P231表12-1查得，因此，所以轴是安全的。

设 计 计 算 及 说 明
结果

输出轴弯矩图

设 计 计 算 及 说 明
结果
七、轴承的选择及计算
根据条件，按每年工作300天计算 , 轴承预计寿命=2×8×300×8=384000小时7.1.输入轴的轴承设计计算：
1) 初步计算当量动载荷：
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以
2) 求轴承应有的径向基本额定载荷值：

3) 选择轴承型号：
查指导书P134表15-4初选6208轴承， Cr=22.8KN,Cor=15.8KN

因此预期寿命足够，此轴承合格。
7.2.输出轴的轴承设计计算:
1) 初步计算当量动载荷：
因该轴承在此工作条件下受到径向力和轴向力作用，所以
2) 求轴承应有的径向基本额定载荷值：

3) 选择轴承型号：
查指导书P132表15-3初选30314轴承， Cr=208KN,Cor=162KN

因此预期寿命足够，此轴承合格。

设 计 计 算 及 说 明
结果
八、联连轴器的选择
1) 类型选择：
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。
2) 载荷计算及型号选择：
a. ，查教材P273表11-1，由于转速变化很小，所以,则：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，并考虑工作条件，查指导书P144表16-4，选取HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。
b. ，查教材P273表11-1，由于转速变化很小，所以,则：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，并考虑工作条件，查指导书P144表16-4，选取HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。

九、润滑与密封
结合前面的数据并查阅教材P263表10-12得齿轮采用浸油润滑，由指导书P190表20-3选用中负荷工业齿轮油（GB5903-1986）。
轴承选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为毡圈22FZ/T92010-91、毡圈32FZ/T92010-91。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设 计 计 算 及 说 明
结果
十、其它附件的选择
箱体
采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。
箱体主要结构尺寸如下:
名称
符号
尺寸关系
箱座壁厚

箱盖壁厚

箱座凸缘厚度

箱盖凸缘厚度

箱底座凸缘厚度

箱座箱盖肋厚
、
箱座
箱盖
地脚螺钉直径

取
地脚螺钉数目

轴承旁联接螺栓直径

取
箱盖、箱座联接螺栓直径

取
轴承盖螺钉直径和数目
、

观察孔盖螺钉直径

取
、、至箱壁外距离

统一取34mm
、、至凸缘边缘的距离

统一取28mm
轴承旁凸台高度半径

外箱壁至轴承座端面的距离

齿轮顶圆至箱体内壁的距离

≥1.2δ≈15mm
齿轮端面至箱体内壁的距离

≥δ≈12mm
轴承端面至箱体内壁的距离

轴承用脂润滑取15mm

设 计 计 算 及 说 明
十一、设计小结
这次关于带式运输机上的圆柱齿轮减速器的课程设计让我们真正从理论结合实践认识了机械设计，这次设计使我们更加深入了解了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。在这两个星期的设计实践中，我学到的不只是课堂上单调的理论，而是真正意义上的设计，为我以后的工作打下一定的坚实基础。
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（机械设计基础）课程设计》等于一体。
在这次设计中我们融合了这么多科所学的理论知识，运用到实践上，显现了我们所学还是有所用的，更加强了我们以后运用知识的综合能力。
本次设计在指导老师的细心帮助和支持下，我圆满完成了任务，设计中还存在些错误和缺点，还需要我继续努力学习和掌握相关机械设计的知识，继续培养设计思想从而提高设计实践操作能力。感谢老师的指导和帮助。
十二、参考文献
[1] 机械设计 银金光、刘扬主编　北京交通大学出版社　2012.9
[2] 机械设计课程设计 银金光、刘扬主编　北京交通大学出版社　2011.11
[3] 机械零件设计手册（第三版）　蔡春源主编　冶金工业出版社
[4] 机械零件设计指导　 关阳等编　辽宁科技技术出版社　1985年
[5] 机械制图　韩桂新主编　北京大学出版社　2005年9月
[6] 公差配合与几何精度检测　王宇平主编　人民邮电出版社　2007年1月

- 30 -