机械设计课程设计两级展开式圆柱直齿轮减速器

PAGE40/41机械设计课程设计姓名：班级：学号：指导教师：成绩：日期：2016年3月目录1.设计目的……………22.设计方案……………33.装置运动动力参数计算……………74.齿轮设计……………185.轴类零件设计………286.轴承的寿命计算……………………317.键连接的校核………328.润滑及密封类型选择……………339.减速器附件设计…………………3310.心得体会…………3411.参考文献…………351.设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。2.设计方案及要求据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下：1—1—输送带2—电动机3—V带传动4—减速器5—联轴器技术与条件说明：1）传动装置的使用寿命预定为8年每年按350天计算，每天16小时计算；2）工作情况：单向运输，载荷平稳，室内工作，工作环境清洁，小批量生产；3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；4）运动要求：输送带运动速度误差不超过；滚筒传动效率0.96；5）检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。设计要求1）减速器装配图1张；2）零件图2张（中间级齿轮，中间级轴）；3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写4）相关参数：F=5.430KN，V=1.75，D=425mm。3.电机选择3.1电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。3.2选择电动机的容量工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=5.43KN，V=0.6。则有：P===9.5025KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为=式中，，，，分别为滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据《机械设计手册》知=0.99，=0.99，=0.98，=0.96所以电动机所需的工作功率为：P==3.3确定电动机型号查表12-1确定电机的型号为Y160L-6系列电动机.其满载转速为970r/min,同步转速为1000r/min，额定功率为11KW。4.装置运动动力参数计算4.1传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比I=2）分配到各级传动比因为I=已知带传动比的合理范围为2~4。4.2传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n=970输入功率：P=P=11kw输出转矩：T=9.55=9.55=1.083NⅠ轴（高速轴）因为传动比较小所以不需要带轮，高速机转速与电动机转速相同都为970P=P 输入转矩：T=9.55=9.55=1.072NⅡ轴（中间轴）转速：n=输入功率：P=P输入转矩T=9.55T=9.55Ⅲ轴（低速轴）转速：n=输入功率：PP=10.459KW输入转矩：TN卷筒轴：转速：n输入功率：P=P=5.28=10.147KW输入转矩：N各轴运动和动力参数表4.1轴号功率（KW）转矩（N）转速（）电机轴119701轴10.899702轴10.565326.823轴10.45978.638卷同轴10.14778.638图4-15.齿轮设计5.1高速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；（GB10095—88）3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为Z=20，大齿轮齿数Z可由Z=得Z=59.36，取59；初选螺旋角，压力角2.按齿面接触疲劳强度设计按公式：（1）确定公式中各数值EQ\o\ac(○,1)试选K=1.3。EQ\o\ac(○,2)由图10-12选取齿宽系数。EQ\o\ac(○,3)由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数====EQ\o\ac(○,4)由式10-23可得螺旋角系数。=2）试计算小齿轮分度圆直径=53.7997mm取53.8（2）调整小齿轮分度圆直径。1）计算实际载荷系数前的数据准备EQ\o\ac(○,1)圆周速度vv==2.732m/sEQ\o\ac(○,2)计算齿宽bb==153.8=53.8mm2）计算实际载荷KEQ\o\ac(○,1)由表10-2查得使用系数K=1EQ\o\ac(○,2)根据V=2.732m/s，8级精度查得动载荷系数K=1.16齿轮的圆周力F=2T/d=2/53.8=KF/b=/51.8=74.04N/m<100N/mEQ\o\ac(○,3)查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4(硬齿面)EQ\o\ac(○,4)由表10-4用插值法查得8级精度小齿轮相对支撑对称布置时K=1.455则载荷系数为：K=KKKK=1=2.3633）由式10-12可知，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：（1）确定计算参数EQ\o\ac(○,1)试选载荷系数K=1.3。EQ\o\ac(○,2)由式10-18可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y=arctan（tancos）=arctan（tancos）=13.=/EQ\o\ac(○,3)由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数EQ\o\ac(○,4)计算由当量齿数查图10-17得齿轮系数Y=2.83，Y=2.24由图10-18查得应力修正系数Y=1.51，Y=1.74=0.0140==0.0163因为大齿轮的大于小齿轮的所以取==0.0163试计算齿轮模数==1.819mm调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备EQ\o\ac(○,1)圆周速度mmEQ\o\ac(○,2)齿宽bEQ\o\ac(○,3)齿高h及宽高比b/hh=b/h=37.439/4.093=9.162）计算实际载荷系数EQ\o\ac(○,1)根据v=1.89m/s，8级精度由图10-8查得动载荷系数EQ\o\ac(○,2)由,查表10-3得齿间载荷分配系数（8级硬面斜齿轮）EQ\o\ac(○,3)由表10-4用插值法查得结合b/h=9.16查图10-13得则载荷系数为由式10-13可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取=2mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=65.658mm来计算小齿轮的齿数，即，取则取两者互质几何尺寸计算计算中心距a取a=127mm按修整后的中心距修正螺旋角（3）计算大小齿轮分度圆直径（4）计算齿轮宽度b=取5.圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法得到计算结果满足齿面接触疲劳强度条件齿面弯曲疲劳强度校核按前述类似做法得到计算结果如下将他们带如下式得到：=109.06Mpa<=100.68Mpa<齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮6.大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数(单位mm)表6-1名称符号计算公式及说明模数m2.5压力角齿顶高2.5齿根高=(+)m=3.75全齿高=(+)m=5.62分度圆直径64.14189.86齿顶圆直径=m=74.14=（）m=齿根圆直径==基圆直径==中心距6.2低速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB10095—88）3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为Z=25，大齿轮齿数Z可由Z=得Z=103.9，取104；5）初选螺旋角，压力角2.按齿面接触疲劳强度设计按公式：d（1）确定公式中各数值EQ\o\ac(○,1)试选K=1.3。EQ\o\ac(○,2)由图10-12选取齿宽系数。EQ\o\ac(○,3)由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数====EQ\o\ac(○,4)由式10-23可得螺旋角系数。=2）试计算小齿轮分度圆直径=69.614mm（2）调整小齿轮分度圆直径。1）计算实际载荷系数前的数据准备EQ\o\ac(○,1)圆周速度vv==1.19m/sEQ\o\ac(○,2)计算齿宽bb==169.614=69.614mm2）计算实际载荷KEQ\o\ac(○,1)由表10-2查得使用系数K=1EQ\o\ac(○,2)根据V=1.19m/s，8级精度查得动载荷系数K=1.02齿轮的圆周力F=2T/d=2/69.614=KF/b=/69.614=126.12N/m>100N/mEQ\o\ac(○,3)查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4(硬齿面)EQ\o\ac(○,4)由表10-4用插值法查得8级精度小齿轮相对支撑对称布置时K=1.461则载荷系数为：K=KKKK=1=2.0863）由式10-12可知，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：（1）确定计算参数EQ\o\ac(○,1)试选载荷系数K=1.3。EQ\o\ac(○,2)由式10-18可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y=arctan（tancos）=arctan（tancos）=13.=/EQ\o\ac(○,3)由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数EQ\o\ac(○,4)计算由当量齿数查图10-17得齿轮系数Y=2.6，Y=2.18由图10-18查得应力修正系数Y=1.61，Y=1.81=0.0137==0.0165因为大齿轮的大于小齿轮的所以取==0.0165试计算齿轮模数==2.228mm调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备EQ\o\ac(○,1)圆周速度mmEQ\o\ac(○,2)齿宽bEQ\o\ac(○,3)齿高h及宽高比b/hh=mmb/h=57.405/5.013=11.452）计算实际载荷系数EQ\o\ac(○,1)根据v=0.982m/s，8级精度由图10-8查得动载荷系数EQ\o\ac(○,2)由,查表10-3得齿间载荷分配系数（8级硬面斜齿轮）EQ\o\ac(○,3)由表10-4用插值法查得结合b/h=9.16查图10-13得则载荷系数为由式10-13可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取=3mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=81.499mm来计算小齿轮的齿数，即，取则取两者互质4.几何尺寸计算（1）计算中心距a取a=214mm（2）按修整后的中心距修正螺旋角（3）计算大小齿轮分度圆直径（4）计算齿轮宽度b=取5.圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。齿面接触疲劳强度校核2）计算实际载荷KEQ\o\ac(○,1)由表10-2查得使用系数K=1EQ\o\ac(○,2)根据V=1.423m/s，8级精度查得动载荷系数K=1.08齿轮的圆周力F=2T/d=2/83.14=KF/b=/83.14=88.41N/m<100N/mEQ\o\ac(○,3)查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4(硬齿面)EQ\o\ac(○,4)由表10-4用插值法查得8级精度小齿轮相对支撑对称布置时K=1.464则载荷系数为：K=KKKK=1=2.214根据计算得到如下新结果满足齿面接触疲劳强度条件齿面弯曲疲劳强度校核按前述类似做法得到计算结果如下将他们带如下式得到：=109.06Mpa<=100.68Mpa<5.大小齿轮各参数见下表低速级齿轮相关参数表6-2(单位mm)名称符号计算公式及说明模数m3压力角齿顶高=3齿根高=(+)m=3.75全齿高=(2+)m=6.75分度圆直径=mZ=83.14=m344.86齿顶圆直径=（）m=87=（）m=342齿根圆直径=()m=73.5=()m=328.5基圆直径表6-27.轴类零件设计7.1I轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P=10.89KW，n=970r/min，T=N2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为d=64.14mmF=3342N3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-2，取A=115，于是得：d=A25.8mm输入联轴器处轴的直径为了使所hghghgbvcgwb的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号nvnbvnnnvkvkvkv弹性不好租销联轴器cbbbvb联轴器的计算转矩按照计算计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，半轴器长度L=82mm，半联轴器与与轴配合的孔长度轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-1图7-1（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）I-II段是与带轮连接的其d=30mm，L=58mm。2）初步选择角接触球轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取L=20mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=36mm。3）初选轴承，因为有轴向力故选用角接触球轴承，参照工作要求并据d=36mm，由轴承目录里初选7008C号其尺寸为d=40mm68mm15mm故d=40mm。所以L=20mm,mm，因为箱体内壁长度已确定为179mm，齿轮由于直径较小所以选择齿轮轴，，，所以剩余长度，，4）取安装齿轮段轴径为d=46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为75mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l=71mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选用7008C轴承，则此处d=40mm。取l=46mm（3）轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由[5]P表4-1查得平键，,键槽用键槽铣刀加工长为45mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，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[2]表15-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷从手册上查取值，。因此作为简支梁的轴的长度L=59.25+146.25=205.5mm先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图7-2图7-2现将计算出的各个截面的M，M和M的值如下：F=2491.12F=850.88NF=803.85NF=444.15NM=124057.776NM=130356.707NmmT=1.072N6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力:=5.836MPa前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[]=60Mp，，故安全。7.2II轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得P=10.565KW，n=326.82，T=3.056N2.求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为d=189.86mmd=86.14mmF=3219.21N，F=7351.46NF=F1202.46NF=F2746.26N3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A=114，于是得：d=A36.32mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=40mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用角接触球轴承，参照工作条件可选7008C其尺寸为：d=故d=40mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取21mm所以l=36mm4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-4图7-4（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）II-III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为65mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。所以L=61mm，d=45mm。2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件，轴肩高度h=（2-3）R，由轴径d=40mm查表15-2得R=1.6mm故取 h=4.8，计算得L=6mm，d=54.6mm。3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由于齿轮直径较小选择齿轮轴，由其齿轮宽度为90mm可取L=80mm，d=83.14mm4）V-VI段为轴承同样选用角接触球轴承7800C，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为17mm则L=32mmd=40mm（3）轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由[5]P表4-1查得平b,其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，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[2]表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的M，M和M的值如下：F=4646.08NF=5924.59NF=728.235NF=-2272.035NM=NM=NmmM=NM=NM=253010.97NM=395312.57NT=3.056N图7-46.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和Ⅵ的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力=7.58MPa前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[]=60Mp，。7.3III轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P=10.459KW，n=78.638r/min，T=1.27N2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=344.86mm而F=NF=F7365.311766.08N3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A=114，于是得：d=A同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=K查[2]表14-1取K=1.3.则：T按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P表8-7可选用LX4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2500000N。半联轴器孔径d=60mm，故取d=60mm半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm。轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5图7-5（2）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，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=66mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=70mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为105mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取L=105mm.2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据d=66mm和方便拆装可取L=30mm。3）初选轴承，因为有轴向力故选用角接触球轴承，参照工作要求d=70mm，由轴承目录里初选7014C号其尺寸为d=70mm110mm20mm，=44mm取安装齿轮段轴径为d=77mm，L=80mm，轴肩高度h=（2-3）R，由轴径d=70mm查表15-2得R=2，h=6mm则轴环处直径d=89mmmm，L=6mm。4）因为内壁宽度已确定为179mm，则L=76+8=84mm。d=70mm。取L=20mm（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d由[5]P表4-1查得平键截面b键槽用键槽铣刀加工长为80mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，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[2]表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。现将计算出各个截面处的M，M和M的值如下：F=4944.1NF=2421.21NF=-315.62NF=2081.7NM=317905.63NM=-20294.366NT=1.27N图7-66.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力=19.05MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[]=60Mp，，故安全。8.轴承的寿命计算8.1I轴上的轴承7800C寿命计算预期寿命：已知N，47000h>44800h故I轴上的轴承7800C在有效期限内安全。8.2II轴上轴承7800C的寿命计算预期寿命：已知，20820h<44800h故II轴上轴承6210须在四年大修时进行更换。8.3Ⅲ轴上轴承6214的寿命计算预期寿命：已知426472h>44800h故=1\*ROMANIII轴上的轴承6214满足要求。9.键连接的校核9.1I轴上键的强度校核查表4-5-72得许用挤压应力为I-II段键与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。9.2II轴上键的校核查表4-5-72得许用挤压应力为II-III段键与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。9.3III轴上键的校核查表4-5-72得许用挤压应力为I-II段键与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。IV-V段与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。10.润滑及密封类型选择10.1润滑方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。10.2密封类型的选择1.轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。2.箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3.轴承箱体内，外侧的密封（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。11.减速器附件设计11.1观察孔及观察孔盖的选择与设计观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。查表[6]表11-4选观察孔盖的尺寸分别为。11.2油面指示装置设计油面指示装置采用杆式油标指示选择M16型。11.3通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表[6]表11-5选型通气罩。11.4放油孔及螺塞的设计放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表7-11选型外六角螺塞。11.5起吊环的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。（单位mm）11.6起盖螺钉的选择为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有2个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。11.7定位销选择为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。d=8mm12.主要尺寸及数据箱体尺寸：箱体壁厚=8.35mm箱盖壁厚=8mm箱座凸缘厚度b=1.5=mm箱盖凸缘厚度b=15mm箱座低凸缘厚度b=mm地脚螺栓直径d=mm 取20mm地脚螺栓数目因为a=214<250,所以n=4轴承旁联接螺栓直径d=取16mm机座与机盖联接螺栓直径d=mm联接螺栓d的间距l=179mm轴承端盖螺钉直径d=窥视孔盖螺钉直径d=定位销直径d=d,d,d至外箱壁的距离c=26mm，22mm，16mmd，d至凸缘边缘的距离c=24mm，14mm轴承旁凸台半径R=14mm凸台高度根据低速轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离L=60mm大齿轮顶圆与内箱壁距离=11mm齿轮端面与内箱壁距离=9mm箱盖，箱座肋厚m=m=7mm轴承端盖外径D2：凸缘式端盖：D+（5~5.5）d以上数据参考机械设计课程设计指导书传动比：分配传动比：i=2.968i=4.156各新的转速：n=970r/minn=各轴的输入效率：各轴的输入转矩：轴号功率（KW）转矩（N）转速（）电机轴111.0279701轴10.891.0279702轴10.5653.056326.823轴10.4591.2778.638卷同轴10.1471.2778.638参考文献:1宋宝玉，王连明主编，机械设计课程设计，第3版。哈尔滨：哈滨工业大学出版社，2008年1月。2濮良贵，纪明刚主编，机械设计，第8版。北京：高等教育出版社，2006年5月。3蔡春源主编，机械设计手册齿轮传动，第4版，北京：机械工业出版社，2007年3月。4吴宗泽主编，机械零件设计手册，第10版，北京：机械工业出版社，2003年11月。5吴宗泽，罗圣国主编，机械课程设计手册，第3版，北京：高等教育出版社。6骆素君，朱诗顺主编.机械设计课程设计简明手册，化学工业出版社，2000年8月.设计心得：机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节通过了几个周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，如：在选择计算标准间是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确。课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。通过可程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中海培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。目录TOC\o"1-2"\h\z\u第一章总论 51.1项目概要 51.2可行性研究报告编制依据 81.3综合评价 8第二章项目背景及必要性 112.1项目建设背景 112.2项目建设的必要性 13第三章建设条件 163.1项目区概况 163.2项目建设条件优劣势分析 21第四章市场分析与销售方案 264.1市场分析 264.2销售策略、营销方案和模式 294.3风险分析 30第五章项目建设方案 325.1建设任务和规模 325.2建设规划和布局 325.3工艺（技术）方案 325.4建设内容 35HYPERLINK\