仲恺农业技术学院机电工程学院

仲恺农业技术学院机电工程学院机械设计课程设计说明书班级:机械081班学号:200810824114姓名:黄运才指导老师:王旭东目录机械设计课程设计1说明书1设计任务书2设计步骤3电动机的选择5传动件的设计计算7圆锥直齿轮设计7圆锥直齿轮计算8按齿根弯曲强度设计9圆柱斜齿轮设计11轴的设计15轴的材料选择和最小直径的估算15轴的结构设计16轴的校核19求轴上的载荷20按弯扭合成应力校核轴的强度22滚动轴承的选择和验算25键的强度校核26链传动的设计26联轴器的选择和验算27减速器的润滑28箱体结构的设计28设计小结31参考文献32学号T（Nm）V(m/s)D(mm)149000.70300二. 设计要求 1.减速器装配图一张； 2.零件工作图若干张（传动零件、轴和箱体等，具体由教师指定）； 3.设计计算说明书一份 4. 机械设计课程设计结束时进行课程设计总结和答辩。设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6.滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9.润滑密封设计10.联轴器设计传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：原始数据：输送带的扭矩T=900Nm；输送带的线速度V=0.70m/s；驱动滚筒直径D=300mm；工作机传动效率取为0.96。工作条件：运输带速度允差 5，运输机效率=0.96；工作情况：两班制，连续单向运转，轻微冲击；工作年限：8年；工作环境：室内，灰尘较多；动力来源：电力，三相交流，电压380V，检修间隔期：三年一次大圩，两年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。传动方案：如图a-1所示。初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择二级圆锥圆柱齿轮减速器和链轮传动。传动装置的总效率=0.99*0.96=0.7837根据机械设计手册可查得各部件的效率如下：为联轴器效率，取0.99；为滚子轴承效率，取0.98；为球轴承效率，取0.99；为圆锥齿轮效率，取0.97；为圆柱齿轮效率，取0.98；为链传动效率，取0.96；为滚筒效率，取0.96；为运输机效率，取0.96。（齿轮为7级精度，油脂润滑。滚珠链传动为闭式传动）电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/5.36kW, 执行机构的曲柄转速为n=44.59r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，链传动的传动比i23.5，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i615，则总传动比合理范围为i1252.5，电动机转速的可选范围为nin（1252.5）63.69764.283343.73r/min。方案电动机型号额定功率/KW同步转速/（r*min）满载转速/（r*min）总转动比i1Y132M2-65.5100096039.6632Y132S-45.51500144059.4943Y112M-44.01500144047.11综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW额定电流12A，满载转速960r/min，同步转速1000r/min。实际传动比为i=960/63.69=15分配传动比根据传动比分配原则：圆锥-圆柱齿轮减速器，为了便于大齿轮加工，高速级锥齿轮传动比=0.25，且使。根据课程设计指导书P17图12可查得齿轮传动中，高速级传动比为 3,低速级为5，链传动推荐为24，取=4传动装置的运动和动力参数计算各轴转速的计算=n=960r/min=n=960r/min=960/3r/min320r/min320/5r/min64r/min=64/4r/min=24r/min（2）各轴输入功率0P=5.36kW=5.36kW=25.360.990.98KW5.20kW5.200.975.04kW25.040.980.984.84kWP2=4.840.980.964.55kW（3） 各轴输入转矩=Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95505.36/960 Nm=53.32Nm所以: =53.32Nm=53.320.980.99=51.73Nm=51.7330.98=152.09Nm=152.090.980.975=722.88NmT=2=722.8840.980.96=2720.34Nm项目轴1轴2轴3轴4轴5转速(r/min)9609603206424功率(kw)5.365.205.044.844.55转矩(N*m)53.3251.73152.09722.882720.34传动比113.05.04效率10.9760.970.9580.950传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率P=5.36KW，小齿轮转速960r/min，齿数比u=3.，由电动机驱动，工作寿命8年（设每年工作300天），二班制，单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。减速器小批量生产。选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为250HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数z=3*25=75 1、 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数2） 计算小齿轮的转矩=95.510=95.5105.25/960=5.2210N.m选齿宽系数4）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5）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数6） 计算应力循环次数由计算应力值环数N=60nj =609601（283008）=2.2110hN=2.2110/3=0.7410h #(3为齿数比,即3=)7) 由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.92K=0.968) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.92620=570.4=0.96580=556.8圆锥直齿轮计算1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 =2.92=64.71mm2） 计算圆周速度v3） 计算载荷系数根据v=3.25m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数直齿轮由3表10-3查得锥齿轮齿间载荷分配系数，由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数，则接触强度载荷系数4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得5） 计算模数m取标准值m=4mm按齿根弯曲强度设计1. 按齿根弯曲强度设计由3式（10-24）得弯曲强度的设计公式为1.确定齿轮弯曲疲劳强度由3图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2.弯曲疲劳寿命系数由3图10-18取弯曲疲劳寿命系数3.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.3,由3式（10-12）得4.计算载荷系数K5.查取齿形系数由3表10-5查得；6.查取应力校正系数由3表10-5查得；7.计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大大齿轮的数值大8. 设计计算1）.确定模数2）.计算齿数1）.对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按m=3.105接近标准模数m=3,故取模数为m=4,按接触强度算得的分度圆直径2），取大齿轮齿数，1）2）9. 几何尺寸计算1） .计算分度圆直径2） 平均分度圆直径3） 计算齿轮宽度4） 计算分锥角5） 计算当量齿数1） . 2）取齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢，齿面硬度为小齿轮 250HBS 取小齿齿数=20速级大齿轮选用钢，齿面硬度为大齿轮 220HBS z=520=100 圆整取z=100齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.6查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45试选,查课本由图10-26查得=0.76=0.92 =0.76+0.92=1.68应力循环次数N=60njL=603201(283008)=7.3710 N=1.4710由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.94 K= 0.97查课本由图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取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MPa选取齿宽系数 T=95.510=95.5105.04/320=1.510N.m =62.672.计算圆周速度1.053.计算齿宽b=d=162.67=62.674.计算齿宽与齿高之比 模数m= 齿高 h=2.25m=2.253.065=6.896 =9.0885.计算纵向重合度6计算载荷系数K根据v=1.05m/s，七级精度，由图10-8可得动载荷系数为k=1.06由机械设计（第八版）表10-3查得K=K=1.2由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数K=1由机械设计（第八版）表10-3查得由机械设计（第八版）表10-4查得K=11.061.21.42=1.8067.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=62.67计算模数8. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩152.09kNm（2） 确定齿数z因为是硬齿面，故取z20，ziz520100传动比误差 iuz/ z5i0.055，允许（3） 初选齿宽系数按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角初定螺旋角12（5）载荷系数KKK K K K=11.061.21.381.76（6）当量齿数zz/cos20/ cos1221.37zz/cos100/ cos12106.86由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y（7） 螺旋角系数Y轴向重合度1.35Y10.865（8） 计算大小齿轮的由机械设计（第八版）图20-20c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查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.88 K=0.92 S=1.4 计算大小齿轮的,并加以比较小齿轮的数值大,选用小齿轮的尺寸设计计算.10.54342 计算模数对比计算结果，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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=65.252来计算应有的齿数.z=21.27取z=20z=520=100 取z=100初算主要尺寸计算中心距a=184.02将中心距圆整为185修正螺旋角=arccos13.37因值改变不多,故参数,等不必修正分度圆直径 d=58.12d=290.6计算齿轮宽度圆整后取轴的设计1、轴的材料选择和最小直径的估算根据工作条件，初选轴的材料为40Cr钢，调质处理。按扭转强度进行最小直径估算，即：dminA0。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大57，两个键槽时，d增大1015。A0值由教材表15-3确定。高速轴A01125，中间轴A02115，低速轴A03=110。高速轴：,因为高速轴最小直径出安装联轴器，查机械设计手册2.0的联轴器标准件，取联轴器的孔径，所以。中间轴：,因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取标准值。低速轴：，因输出轴最小直径处安装滚动轴承，取标准值=46。轴的结构设计高速轴的结构设计1）各轴段直径的确定d11：最小直径，安装在联轴器上，d11=d1min=20mm；d12：密封处轴段，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），d12=30mmd13：滚动轴承处轴段，d13=35mm，由于该轴同时受到径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，轴承代号为30207，其尺寸为：dDB=30mm72mm17mm。：过渡轴段，由于这段轴在两个轴承的中间，可以选取=40mm:滚动轴承处轴段， =35mm。: 安装齿轮处轴段的直径=30mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。2）各轴段长度的确定：为了满足联轴器的轴向定位要求，轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选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。联轴器的计算转矩，查3表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查1表8-5，选TL4弹性套销联轴器，其公称转矩为63，半联轴器的孔径d1=20mm，故取=20mm，联轴器与轴配合的毂孔长度mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应比略短一些，现取=50mm：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=50mm；：由滚动轴承，挡油盘及装配关系确定=20mm：由装配关系、箱体结构等确定， =60mm；：由滚动轴承装配关系确定=18mm；：由小锥齿轮的结构和装配关系等确定，=40mm。3）细部结构设计略，参见中间轴中间轴的结构设计1）各轴段直径的确定：最小直径，滚动轴承处轴段，=30mm，滚动轴承选取30206，其尺寸dDB=30mm62mm16mm；：低速级小齿轮轴段=40mm；：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=45mm；：高速级大齿轮轴段，=40mm； ：滚动轴承处轴段，=30mm。2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定， =38mm；：由低速级小齿轮的毂孔宽度B60mm确定=63mm；：轴环宽度， =20mm；：由高速级大齿轮的毂孔宽度B45mm确定=48mm；：由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定=38mm。低速轴的结构设计1）各轴段直径的确定：最小直径，滚动轴承处轴段，=46mm，滚动轴承选取6208，其尺寸dDB=46mm80mm18mm；：低速级大齿轮轴段=47mm;：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=50mm；：过渡轴段，=46mm；：滚动轴承处轴段，=46mm；：接外部轴段，根据轴唇形密封圈标准，；: 接链轮处轴段，根据链轮大小，=35mm。2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定， =37mm；：由低速级大齿轮的毂孔宽度B70mm确定=67mm；：轴环宽度， =12mm；：由装配关系确定过渡轴段，=66mm；：由滚动轴承、挡油圈及装配关系等确定=30mm；：接外部轴段，根据装配关系确定=45mm；：接传动带轮轴段，根据装配关系确定=50mm。轴的校核(这里以中间轴为例)计算轴上的作用力锥齿轮上：斜齿轮上：，求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如下在确定轴承的支点位置时，应从手册 中查得a值，对于30206型的圆锥滚子轴承，由手册中查得a=13.8。因此作为简支梁的轴的支承跨距L1+L2=108+36mm，由计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如上图所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B出的、及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T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的强度。根据3式15-5及上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr（调质），由3表15-1查得，所以故安全。轴上的受力分析图，可以知道截面处受载荷和弯矩最大，故需要校核截面M左右两侧即可。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面根据轴上的受力分析图，可以知道截面M处受载荷和弯矩最大，故需要校核截面M左右两侧即可。（1） 截面M右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面5右侧弯矩M为截面5上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为40Cr，调质处理。由3表15-1查的 。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按3表3-2查取。因 可查的=1.6又图3-1可得轴的敏性系数为 故有效应力集中系数为 由3附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由3附图3-4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3-1及3-2取碳钢的特性系数于是计算安全系数值，按3式15-615-8故可知其安全。（2） 截面M左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面5左侧弯矩M为截面5上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由附表3表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是=2.52，=0.8*2.52=2.016轴按磨削加工，由3附图3-4得表面质量系数为故综合系数为：于是计算安全系数值，按3式15-615-8故可知其安全。综上，该轴满足要求。滚动轴承的选择和验算轴上滚动轴承的选择1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为,由前计算结果知：轴承所受的径向力，轴向力。2、初选滚动轴承30205（GB/297-1994），基本额定动载荷， 基本额定静载荷3、径向当量动载荷.，查1表6-7GB/297-1994，得 。即。所以动载荷， 根据3P319式13-6得：，满足要求。轴上滚动轴承的选择1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为,由前计算结果知：轴承所受的径向力，轴向力。2、初选滚动轴承30206（GB/297-1994），基本额定动载荷， 基本额定静载荷3、径向当量动载荷.，查1表6-7GB/297-1994，得 。即。查得Y=1.6。所以动载荷， 根据3P319式13-6得：，满足要求。轴上滚动轴承的选择1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为, 2、初选滚动轴承30207（GB/297-1994），基本额定动载荷， 基本额定静载荷3、寿命验算：查3表13-6 取。则轴承的当量动载荷， 合适。滚动轴承的选择和验算轴上滚动轴承的选择1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为,由前计算结果知：轴承所受的径向力，轴向力。2、初选滚动轴承30205（GB/297-1994），基本额定动载荷， 基本额定静载荷3、径向当量动载荷.，查1表6-7GB/297-1994，得 。即。所以动载荷， 根据3P319式13-6得：，满足要求。轴上滚动轴承的选择1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为,由前计算结果知：轴承所受的径向力，轴向力。2、初选滚动轴承30206（GB/297-1994），基本额定动载荷， 基本额定静载荷3、径向当量动载荷.，查1表6-7GB/297-1994，得 。即。查得Y=1.6。所以动载荷， 根据3P319式13-6得：，满足要求。轴上滚动轴承的选择1、按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为, 2、初选滚动轴承30207（GB/297-1994），基本额定动载荷， 基本额定静载荷3、寿命验算：查3表13-6 取。则轴承的当量动载荷， 合适。键的强度校核轴联轴器的键联接校核1、选择键联接的类型和尺寸 ，与联轴器联接处选用普通圆头平键（A型）2、校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由3表6-2查得许用挤压应力为。键的工作长度， ,键与联轴器键槽的接触高度，。由3式（6-1）得, 合适轴齿轮的键联接校核1、选择键联接的类型和尺寸选用圆头普通平键（A型）。联接齿轮：校核键联接的强度由3表6-2查得许用挤压应力为,键与联轴器键槽的接触高度，。由3式（6-1）得, 合适轴联轴器的键联接校核1、选择键联接的类型和尺寸 ，与联轴器联接处选用普通圆头平键（A型）2、校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由3表6-2查得许用挤压应力为。键的工作长度， ,键与联轴器键槽的接触高度，。由3式（6-1）得, 合适轴齿轮的键联接校核1、选择键联接的类型和尺寸选用单圆头平键（C型）。联接齿轮：校核键联接的强度由3表6-2查得许用挤压应力为,键与联轴器键槽的接触高度，。由3式（6-1）得, 合适轴联轴器的键联接校核1、选择键联接的类型和尺寸 ，与联轴器联接处选用普通圆头平键（A型）2、校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由3表6-2查得许用挤压应力为。键的工作长度， ,键与联轴器键槽的接触高度，。由3式（6-1）得, 合适轴齿轮的键联接校核1、选择键联接的类型和尺寸选用圆头普通平键（A型）。联接齿轮：校核键联接的强度由3表6-2查得许用挤压应力为,键与联轴器键槽的接触高度，。由3式（6-1）得, 合适链传动的设计传动比 主动轮转速虚拟电动机额定功率(1)轮齿 取，则,取2）计算功率查表9-6，查图9-13， 单排链3） 链条型号和节距 由和n 查表选型号32A ，查表9-1，p=50.8mm4) 连接和中心矩 初选 取取查表9-7 最大中心矩 5） 链速v和润滑方式查图9-14 采用地油润滑6） 压轴力 有效圆周力水平布置 联轴器的选择和验算见各轴的设计在轴的计算中已选定联轴器型号。输入轴选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。减速器的润滑1、润滑方式的选择齿轮用润滑油润滑，并利用箱内传动件溅起的油润滑轴承。2、密封方式的选择计算可得，各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320号润滑。箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1、 机体的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2、机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.、 机体结构的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4、 对附件设计A 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B 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。C 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.D 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。E 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.F 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.G 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：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于（2m/s），所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。从密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，150mm为宜。并匀均布置，保证部分面处的密封性。设计小结这次关于带式运输机上的两级直齿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。通过二个星期的设计实践，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.1. 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、公差与配合、CAD实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体。2. 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,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、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。3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.5. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。参考文献1.濮良贵，纪名刚主编.机械设计.北京：高等教育出版社，20072.孙恒，陈作模，葛文杰主编.机械原理.北京：高等教育出版社，20063.龚溎义主编.机械设计课程设计图册.北京：高等教育出版社，20064.龚溎义主编.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社，2006年5.机械设计手册电子版R2.0