机械设计课程设计-带式输送机传动装置.doc

目录第一部分 设计任务书1第二部分 传动方案分析2第三部分 电动机的选择计算3第四部分 传动装置运动和动力参数的选择计算4第五部分 传动零件的设计及计算5 一、齿轮设计计算5 1、1轴和2轴啮合齿轮设计计算5 2、2轴和3轴啮合齿轮设计计算10 二、链轮的设计计算13第六部分 减速器轴及轴承装置、联轴器、键的设计计算16 一、1轴及轴上联轴器、轴承、键的设计计算16 二、2轴及轴上轴承、键的设计计算20 三、3轴及轴上轴承、键的设计计算24第七部分 润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定27第八部分 箱体及附件的结构设计和选择27第九部分 设计小结30第十部分 参考资料3030第一部分、设计任务书设计题目：带式输送机传动方案：电机两极圆柱齿轮（直齿或斜齿）减速器链传动工作机设计参数：输送带的牵引力F，（KN）输送带的速度v,(m/s)提升机鼓轮的直径D，（mm）70.35300设计要求：1） 输送机运转方向不变，工作载荷稳定2） 输送带鼓轮的传动效率取为0.973） 工作寿命为8年，每年300个工作日。每工作日16小时设计内容：1） 装配图1张2） 零件图3张3） 设计说明书一份指导老师：夏红梅日期：2010-1-15第二部分、传动方案分析题目：带式输送机传动装置传动方案：电机两极圆柱齿轮（直齿或斜齿）减速器链传动工作机设计参数：传动方案输送带的牵引力F，（KN）输送带的速度V，（m/s）提升机鼓轮直径D，（mm）两级齿轮减速+链传动70.35300设计要求：1).输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2).输送带鼓轮的传动效率取为0.97。3).工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。4）带式输送机提升物料：谷物、型沙、碎矿石、煤等等。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。由于高速级直接接电动机输出轴，所以高速级宜用圆柱斜齿轮，低速级用圆柱直齿轮。装置分布如图：辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。各主要部件选择：动力源齿轮链传动联轴器轴承电动机圆柱直齿轮和斜齿轮单排滚子链弹性联轴器滚子轴承第三部分 电动机的选择计算 按照工作要求和条件选用一般用途的Y系列三相异步电动机。(1) 电动机容量 工作机所需功率Pw按以下公式计算 Pw= （kw）根据已知条件，将输送带的阻力Fw=7000N、输送带速度Vw=0.35m/s,带式输送机的效率=0.97代入上式得 Pw=Kw=2.53Kw电动机的输出功率Po按以下公式计算Po=Kw式中 从滚筒到电动机之间的总的传动功率，其值按=计算查表两对齿轮传动的效率都取0.98；每对（共四对）滚动轴承的效率都取0.99，联轴器效率（弹性联轴器）取0.99，减速器的搅油效率取0.96，链传动效率取0.96.所以总效率为=0.84所以电动机的输出功率为Po=Kw=3.01Kw查表，取电动机的额定功率为Pm=4kw(2) 电动机的转速滚筒转速为=r/min=22.28r/min查表推荐各种机构传动比范围，取单级圆柱齿轮的传动比为=35；=35，链传动比=23.5，则总传动比范围为 =所以电动机的转速可选择范围相应为r/min=401.041949.5r/min电动机同步转速符合这一范围的有750r/min,1000r/min,1500r/min三种。为降低电动机重量和价格，查表可选取同步转速为1500r/min的Y系列电动机，型号为Y112M4；其满载转速为=1440r/min.第四部分 传动装置运动和动力参数的选择计算1、 传动装置的总传动比及各级传动比（1） 传动装置的总传动比 =64.63（2） 分配各级传动比1） 初步确定传动比，各级传动比与总传动比的关系为 初选链传动比=3.2 则=20.20可取=（1.21.4），即=（1.21.4），得=3.804.10,取=4.05则=5.00至此，初步确定=5.00，=4.05，=3.22、 计算传动装置运动参数和动力参数1）0轴（电动机轴）的输出功率，转速和转矩 Po=3.01Kw =1440r/min To=()N.m=19.96N.m 2)1轴（高速轴）的输入功率、转速和输入转矩。从O轴到1轴，只经过联轴器传动，所以 =3.010.99Kw=2.98Kw 1440r/minN.m=19.76N.m3) 2轴（中间轴）的输入功率、转速和输入转矩。从1轴到2轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动，所以 kw=2.89kw4)3轴（低速轴）的输入功率、转速和输入转矩。从2轴到3轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动，所以5）4轴（鼓轮轴）的输入功率、转速和输入转矩。从3轴到4轴，经过一对轴承，一对链传动，还要考虑搅油效率，所以第五部分 传动零件的设计及计算 一、齿轮设计计算 1、2轴啮合齿轮设计计算1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3） 材料选择。查表选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。4） 选择小齿轮齿数为=24，大齿轮齿数=。5） 选取螺旋角。初选螺旋角=。2、 按齿面接触强度设计 按公式计算（1） 确定公式内的各计算数值1) 试选=1.6。2) 计算小齿轮传递的转矩。 3) 查看区域系数图选取=2.433.4) 查看标准圆柱齿轮传动的端面重合度，查得 =0.76，=0.84，则。5）查看表格选取齿宽系数=1.6）查表得到材料的弹性影响系数=。7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550 Mpa。8）计算应力循环次数9）取接触疲劳寿命系数=0.92，=1.0310）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，则 （2） 计算1) 计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及模数。b=4） 计算纵向重合度 5） 计算载荷系数k.已知使用系数=1,根据v=2.40m/s,7级精度，查表得到动载系数=1.08；。查图得；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 7） 计算模数 3、 按齿根弯曲强度设计由式 (1) 确定计算参数1） 计算载荷系数。 2） 根据纵向重合度=1.59，查图得螺旋角影响系数=0.88.3） 计算当量齿数。 4） 查取齿形系数。查表得=2.5919 =2.1549285) 查取应力校正系数。查表得 =1.59635 =1.815072 6）查图的小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380MPa； 7) 查图取弯曲疲劳寿命系数=0.86 =0.90； 8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式 9）计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。 （2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=1.25mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径=33.32mm，算出小齿轮齿数应有的齿数。于是由 取=26，则。4、 几何尺寸计算（1） 计算中心距 将中心距圆整为101mm。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 因改变比较大，所以要修正参数、。=2.435（3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 （4） 计算齿轮宽度 圆整后取2、3轴齿轮设计计算1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按照传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3） 材料选择。查表10-1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，两者材料硬度差为40HBS。4） 选择小齿轮齿数为=24，大齿轮齿数=，取=98。2、按齿面接触强度设计用以下设计计算公式计算(1)确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数。 2）计算小齿轮传递的转矩。 3）由表10-7选取齿宽系数=1.4）由表10-6查得材料的弹性影响系数=。5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550 Mpa。6）由式10-13计算应力循环次数 7）由图10-19取接触疲劳寿命系数=1.03，=1.12. 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 2)计算圆周速度v。 3）计算齿宽b。b=64.024mm4)计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 5)计算载荷系数根据v=0.965m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数=1.08；直齿轮，；由表10-2查得使用系数=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.423。由，=1.423查图10-13得=1.35；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。 m= 3、按齿根弯曲强度的设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 (1)确定公式内的各计算数值 1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；=380 MPa； 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.90，=0.95； 3）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 4）计算载荷系数K。 5）查取齿形系数K。 由表10-5查得=2.65 =2.1804 6）查取应力校正系数。 由表10-5查得 =1.58 =1.7898 7)计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径=67.69mm，算出小齿轮齿数应有的齿数 大齿轮齿数，取=114。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、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=70mm, =75mm.二、链轮的设计计算 1、选择链轮齿数初步选定小链轮齿数 已知传动比i3.2则大链轮齿数2、确定计算功率由表9-6查得，由图9-13查得，单排链，则 3、根据=3.34kw及=71.11r/min查图9-11，可选20A-1.查表9-1，链条节距为。4、计算链节数和中心距 初选中心距 （3050）952.51587.5mm，取1000mm，则相应的链节数为 取链节数 查表9-7得到中心距计算系数，则链传动的最大中心距5 、计算链速v，确定润滑方式 由v0.715m/s和链号20-A-1，查图9-14可知应采用滴油润滑。6、计算压轴力Fp 有效圆周力为： 链轮水平布置时的压轴力系数,则压轴力为 7、链轮的设计） 齿形：按3R GB1244-85 规定制造） 分度圆直径：小轮直径大轮直径3）齿顶圆直径小链轮，大链轮637.40mm =628.63mm4）由=41mm（用下面轴3的数据）50mm得K=3.2.轮毂厚度根据，得，=38mm5）齿根圆直径小链轮大链轮 6）齿宽 7）倒角宽 8）倒角半径，取32mm 9）倒角深10）齿侧凸缘圆角半径11）链轮孔，查表1可知，综合考虑3轴的直径41mm于是取=42mm链轮的基本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿高确定的最大轴凸缘直径12)链轮的材料 由于轮胚小，功率小，故采用40钢，淬火，回火，齿面硬度4050HRC 12)链轮结构 由于，所以采用空心结构。3、链传动的布置和张紧 1）、布置中心线水平，紧边在上布置 2）、张紧 因为功率小，尺寸小，所以不用张紧装置第六部分 减速器轴及轴承装置、联轴器、键的设计计算一、1轴及轴上联轴器、轴承、键的设计计算 1、已知=2.98Kw，1440r/min，=19.76N.m 2、求作用在齿轮上的力高速级的小齿轮的分度圆直径为而圆周力径向力轴向力3、初步确定轴1的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取，得，这是轴的最小直径.因轴与联轴器通过一个键联接，所以轴径要增大5%7%，取为14mm；它应是安装联轴器处的轴直径，至此可以选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表141，取，所以，查标准GB/T50142003选用HL1型弹性柱销齿式联轴器，它的公称转矩，许用转速7100r/min，选孔径14mm，半联轴器长度L32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L127mm。4、轴1的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 选用下图的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度 1）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴OA段右端需制出一轴肩，故AB段的直径16mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D18mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=27mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故OA段比L1略短一些，取25mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据16mm，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30304，其尺寸为,故；而16.25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。30304型轴承的定位轴肩的直径。3）安装齿轮处的轴DE段直径应稍大于27mm，若取为30mm，而此处装的齿轮分度圆直径才33.67mm，故宜用齿轮轴。因为做成齿轮轴后，轮齿的材料与轴的材料相同，故结合前面得齿轮设计，重新校核之：齿轮的当量齿数为，查课本表105，得，仍安全，可设计成齿轮轴。4）轴承端盖的总宽度取为20mm，根据轴承端盖的装拆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的距离，故。5）取齿轮距箱体内壁之距离，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，已知滚动轴承宽度，齿轮的宽度为，箱体内壁宽为,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半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按表61查得平键截面mm，键槽用键槽铣刀加工，长L为20mm，键的材料选用钢。半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，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课本表152，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见高速轴零件图。5 求轴上的载荷首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30304型圆锥滚子轴承，查得，因此，作为简支粱的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图相关力计算如下：1）已算得作用在齿轮上的力，。轴力产生的对轴的弯矩2）轴承1对轴的作用力。，。3）轴承2对轴的作用力。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮DE段截面是轴的危险截面。现将该截面的载荷情况列于下表：DE段的载荷情况载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩M总弯矩扭矩T6 按弯扭合成应力校核轴的强度只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表151查得。，因此安全。7 键的强度校核普通平键连接，连接键校核：，因为键的材料为钢，而且载荷稳定，所以安全。二、2轴及轴上轴承、键的设计计算1 轴2的功率，转速和转矩前面已经计算出，2 作用在齿轮2上的力低速级的小齿轮1的分度圆直径为而圆周力径向力齿轮2与轴1的齿轮啮合，因此齿轮2上的作用力与轴1的作用力是一对作用力和反作用力，因此,。轴力对轴的弯矩3 初步确定轴2的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取，得，这是轴的最小直径，因轴与齿轮通过一个键联接，所以与小齿轮联接处的最小轴径要增大5%7%，而与大齿轮联接处的最小轴径要增大3%。则取，它应该是与轴承配合处的直径。4 轴2的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案选用下图的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴2装有两个齿轮（反向安装以减小对轴承的轴向力），通过前面的计算可知，它受到大齿轮施加的轴向力，轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据选定最小直径，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为,故。两端的轴承都采用套筒定位。又知左端齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，同理，右端装齿轮的段取为 。 30306型轴承的定位轴肩高度h3mm，因此取。 2）取齿轮距箱体内壁之距离，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，已知滚动轴承宽度，3）两齿轮间隔取为 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滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。两齿轮与轴的周向定位由平键保证，因为左右齿轮的配合轴的直径一样，根据轴的直径为36mm，但因轴段长度不同，查标准后，初选左端的键为，右端的键为，键的材料都选钢。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径参考课本表152。5 求轴上的载荷首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30306型圆锥滚子轴承，查得，因此，作为简支粱的轴的支承跨距可知。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。相关力的计算如下：1）轴承1对轴的作用力。2）轴承2对轴的作用力。求得图中，从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出AB段截面是轴的危险截面。现将该段的最大载荷情况列于下表：表7 轴2危险截面载荷情况载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩6 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表151查得。7 连接键的强度校核普通平键连接，左端齿轮连接键校核：，因为键的材料为钢，而且载荷稳定，所以安全。右端齿轮连接键校核：，也安全三、轴3及轴上轴承、键的设计计算1 轴3的功率，转速和转矩前面已经计算出，2 齿轮与链轮的作用力1）此轴上的齿轮的分度圆直径为而圆周力径向力2）轴右端的链轮对轴的作用力前面已算得链传动的压轴力为3）轴的扭矩3 初步确定轴3的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取，得，因轴与链轮通过一个键联，故轴径要增大5%-%7,取为41mm.接它应该是与链轮配合处的直径。4 轴3的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案选用下图的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度1）链轮配合的轴段的直径为，它的左端略大，取为。2）初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。如图，右端轴承段的右端已确定为，所以选定轴承段直径，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为,故。右端轴承用轴肩定位，根据轴承装配尺寸，轴的CD段直径为。左端的轴承采用套筒定位。因为齿轮齿宽为70mm，为了使套筒能压紧齿轮，取轴段AB长度小于70mm，故取为，这段轴直径略大于50mm，取为57mm。齿轮右端用轴肩定位，根据轴肩高度，取BC段为 ，其长度为。 3）根据齿轮与轴2上的齿轮啮合，左端距箱体内壁之距离为，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，已知滚动轴承宽度，则轴段OA的长度， 要小于38mm，取36mm，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滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。齿轮与轴的周向定位由平键保证，查标准后，初选的键为，右端的链轮用平键定位，键的尺寸选为。键材料全选钢。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸（参考课本表152）取轴端倒角为，其它圆角根据配合与轴的直径选取。 5 求轴上的载荷首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于型圆锥滚子轴承，查得，因此，作为简支粱的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。相关力的计算如下：前面已经算出两齿轮上的作用力，现在求支反力。1）轴承1对轴的作用力。2）轴承2对轴的作用力。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出DE段截面是轴的危险截面。现将改段的载荷列于下表：表8 轴3危险截面载荷情况载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩M总弯矩扭矩T6 按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表151查得。，安全。7 连接键的强度校核普通平键连接，左端齿轮连接键校核：，因为键的材料为钢，而且载荷稳定，所以安全。右端链轮的连接键校核：，强度不够，因相差过大，故应用双键。双键的工作长度，经校核仍不安全，改用，仍用双键，经检验安全。此时，安装链轮处的轴径要重新选择，轴径要增大10%-15%，取42mm。因变动不大，以上的计算数据变动也不大。第七部分 润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定1润滑方式的选择 因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。I，II，III轴的速度因子，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号 2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZGN2润滑脂第八部分 箱体及附件的结构设计和选择 名称代号尺寸取值底座壁厚箱盖壁厚底座上部凸缘厚度箱盖凸缘厚度底座下部凸缘厚度平底座轴承座连接螺栓凸缘高度（34）轴承座连接螺栓孔径吊环螺钉座凸缘吊环螺钉孔深+（1015）底座加强肋厚度箱底加强肋厚度地脚螺栓直径地脚螺栓数目66轴承座连接螺栓直径底座与箱盖连接螺栓直径轴承盖固定螺钉直径视孔盖固定螺钉直径吊环螺钉直径轴承盖螺钉分布圆直径轴1 轴2 轴3 轴承底座凸缘端面直径轴1 轴2 轴3 螺栓孔凸缘的配合尺寸选地脚螺栓孔凸缘的配合尺寸选M10铸造壁相交部分的尺寸箱体内壁与齿顶圆的距离箱体内壁与齿轮端面的距离底座的深度底座的高度箱盖的高度连接螺栓的间距150200外箱壁至轴承座端面距离轴承座连接螺栓距离轴1 轴2轴3箱体内壁横向宽度轴1 轴2轴3其他第九部分 设计小结这是我第一次如此详尽地设计机械设备，过程非常艰难，我翻阅了大量的机械手册资料，不断地查表找数据，进行大量的计算。之前没想过类似于输送机这样的机械设备的设计有多么难，直到开始设计了才知道机械设计要考虑的因素很多，要考虑材料用量、强度大小、刚度大小等等因素，从而进行种种校核，验算是否达到要求，要是某一方面不能满足要求就必须毫不犹豫地解决，。而在这里，我仅仅是进行了某些方面的校核，而不是全部，就要如此大的篇幅，如此大的工作量，实在令人感叹。一切的一切是因为自己对机械设计的不熟悉，经验不丰富。我这次设计只是按照书本的步骤一步步来设计，没有自己的思想，只是机械地计算查表，而且各部件是分开设计的，到后来联系在一起的时候有些部件尺寸很大的偏差，只得重新选用参数并重新计算。很多时候还忽略一些重要的信息，导致到后来出现问题。在以上的设计计算中存在不少问题，但是由于时间的关系，无法再修改。能在设计计算中发现问题，找到解决问题的办法就心满意足了，没有必要花大把时间去修改。由于对AUTO CAD软件、word软件的不精通，我的效率很低，欲速不能，不过在这个过程中提高了效率，学到了新知识。这次的课程设计给我带来了不少烦恼，但是它带来的成就感和欢乐更多。第十部分 参考资料机械原理第七版 孙桓 陈作模 葛文杰主编 高等教育出版社 2005年机械设计第八版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2005年机械设计学基础 孙建东 主编 机械工业出版社 2004年机械设计手册（新编软件版）2008 数字化手册编委会编写 化学工业出版社 2008年机械设计计算手册 王三民 主编 化学工业出版社 2009年机械设计课程设计（1994年修订版） 张富洲主编 西北工业大学出版社 1998年