機械設計課程設計設計鑄造車間型砂輸送機的傳動裝置

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1、設計說明書課程名稱：機械設計班 級：09機械師姓 名：學 號：指導老師： 1機械設計課程設計任務書設計題目：設計鑄造車間型砂輸送機的傳動裝置。要求：輸送機由電機驅(qū)動，經(jīng)傳動裝置驅(qū)動輸送帶移動。要求電機軸與工作機鼓輪軸平行，整機使用壽命為6年，每天兩班制工作，每年工作300天，工作時不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，允許輸送帶速度偏差為5%。工作機效率為0.95，要求有過載保護，按單件生產(chǎn)設計。二、原始數(shù)據(jù)：學號1-910-1819-2728-3637-4546-55輸送帶拉力F（N）310034003800240023002500輸送帶速度v（m/s）1.00.90.71.21.31.1鼓輪直徑D（mm）40

2、0350300430420370三、設計內(nèi)容：1 設計傳動方案；2 減速器部件裝配圖一張(0號圖幅)；3 繪制軸或齒輪零件圖一張；4 編寫設計計算說明書一份。2傳動方案的分析3電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算一、電動機的選擇1.確定電動機類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。2.確定電動機的容量（1）工作機卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =2.66kw(2)電動機所需的輸出功率為了計算電動機的所需的輸出功率Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率總。設1、2、3、4、5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、V形帶傳動、工作機的效率，由

3、2表2-2查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.95，5 = 0.95，則傳動裝置的總效率為 總=1223345 = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.95 =0.83263.1948kw3.選擇電動機轉(zhuǎn)速由2表2-3推薦的傳動副傳動比合理范圍 普通V帶傳動 i帶=24 圓柱齒輪傳動 i齒=35則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i總=i帶i齒1i齒2 i總=（24）（35）（35）=（18100）電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=i總nw=（18100）nw=18nw100nw=828-4600 nw根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查2表16

4、-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。選用同步轉(zhuǎn)速為1500選定電動機型號為Y112M-4二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配1.傳動裝置總傳動比 i總= nm / nw=1440/46=31.3式中nm-電動機滿載轉(zhuǎn)速，1440 r/min; nw-工作機的轉(zhuǎn)速， 46 r/min。2.分配傳動裝置各級傳動比 i總=i帶i齒1i齒2 分配原則： （1）i帶i齒 （2）i帶=24 i齒=35 i齒1=（1.31.4）i齒2 根據(jù)2表2-3，V形帶的傳動比取i帶 =2.3 ，則減速器的總傳動比為 i =12.52 雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 i齒1 = =4.1

5、低速級的傳動比 i齒2 = i/i齒1 = 3.06三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 1.各軸轉(zhuǎn)速計算 1440 n= nm / i帶 = 576 n= n / i齒1 = 140.9n= n / i齒2 = 462.各軸輸入功率 P0= Pd=3.19kwP= Pd4 =3.03 kw P= P23 =2.94 kwP= P23 =2.85 kw3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T0 = 9550Pd/n0 =21.2N.mT = 9550P/n =50.2 N.m T = 9550P/n = 199.3 N.mT = 9550P/n = 591.7 N.m表1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表 項目軸號功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)

6、矩傳動比 0軸3.19144021.22.5 軸3.0357650.24.1 軸2.94140.9199.33.06軸2.85 46591.74傳動零件的設計計算一、V帶傳動設計1.設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結(jié)果(1)確定計算功率PcaPca=d查1表8-6=1.21.2x3.19=3.833.83(2)選擇帶的型號查圖8-11A型(3)選擇小帶輪直徑75查1 表8-6及8-8100(4)確定大帶輪直徑=2.5x100=250250(5)驗算傳動比誤差=0(6)驗算帶速=7.54(7)初定中心距=1 （100+250）=350mm 350 (8)初算帶長 126

7、5.57(9)確定帶的基準長度查1表8-2近鄰原則1250(10)計算實際中心距離（取整）358(11)安裝時所需最小中心距（取整）=358-0.015x1250=339 339(12)張緊或補償伸長量所需最大中心距=358+0.015x1250=377377(13)驗算小帶輪包角度156(14) 單根V帶的基本額定功率查1表8-5a插值法 =1.31281.31(15) 單根V帶額定功率的增量查1表8-5b插值法=0.15+(0.17-0.15)/(1450-1200)x(1440-1200)=0.1692 0.17(16) 長度系數(shù)查1表8-20.93(17)包角系數(shù)表8-8插值法=0.3

8、5+(0.95-0.93)/(156-155) x(160-155)=0.9340.934(18)單位帶長質(zhì)量表8-110.10(19)確定V帶根數(shù) Z 3(20)計算初拉力查1表8-4得q= 0.10147.3(21)計算帶對軸的壓力864.362.帶型選用參數(shù)表帶型1002507.543581563864.36(3-1)x15x2x10=50 3帶輪結(jié)構(gòu)相關(guān)尺寸項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結(jié)果(1)帶輪基準寬bp查表8-111.0(2)帶輪槽寬b查表8-10B=11+13.06(3)基準寬處至齒頂距離查表8-102.753(4)基準寬處至槽底距離查表8-108.79(5

9、)兩V槽間距e查表8-1015(6)槽中至輪端距離查表8-1010(7)輪槽楔角查表8-1038(8)輪緣頂徑256(9)槽底直徑232(10)輪緣底徑202(11)板孔中心直徑125(12)板孔直徑30.846.238 (13)大帶輪孔徑d最小直徑公式mm25(14)輪轂外徑d1mm48(15)輪轂長Lmm55(16)輻板厚Smm12(17)孔板孔數(shù)個8二、漸開線斜齒圓柱齒輪設計（一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結(jié)果1選齒輪精度等級查1表10-11通用減速器選68級級72材料選擇小齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為2

10、80HBS小齒輪40cr大齒輪45鋼3選擇齒數(shù)Z=25U=103/25=4.12個=25U=4.124選取螺旋角=8-2014度145按齒面接觸強度設計（1）試選Kt1.2-1.4斜齒稍大1.6（2）區(qū)域系數(shù)ZH由1圖2.425（3）a由1圖6查得a1=0.765a2= 0.880.765+0.88=1.6451.645(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=5.02xNmm(5)齒寬系數(shù)d由1表0.9d1.41(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE由1表MPa1/2189.8(7) 齒輪接觸疲勞強度極限由1圖650MPa550MPa650550（8）應力循環(huán)次數(shù)N由1式N1 = 60n1jLh N2 = N1

11、/ i齒1 =N1=N2 = （9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由1圖KHN1 =0.92 KHN2 = 0.96KHN1 =0.92 KHN2 = 0.96（10）計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由1式得H1= = H2= = H= = =540540（11）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算=44.5mm44.5（12）計算圓周速度v=1.34m/s1.34（13）計算齒寬Bb = dd1tB1=B2=1x44.5=44.5mm44.5（14）模數(shù)=1.77h=2.25mnt =b/h =度（15）計算縱向重合度= 0.318dz1tan1.982（16）計

12、算載荷系數(shù)K由1表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=1.37m/s，級精度，由1圖查得動載荷系數(shù)1.08由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b =由1圖查得KF=1.35假定，由1表查得1.4故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=2.14（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由1式d1=d1t=49.02（18）計算模數(shù)mm1.9026按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKFK=2.04（2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度=1.932，從1圖10-280.880.88（3）計算當量齒數(shù)ZV（4）齒形系數(shù)YFa由1表YFa1= 2.57+(2.55-2

13、.57)x(27.37-27)=2.5626YFa2=2.18+(2.14-2.18)/50 x(113.18-100)=2.1695（5）應力校正系數(shù)YSa由1表YSa1=1.60+(1.61-1.60)x(27.37-27)=1.6037YSa2=1.79+(1.83-1.79)/50 x(113.18-100)=1.8005（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限由1圖小：280HBS大：240HBS500350500350（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)由1圖0.870.900.870.90（8）計算彎曲疲勞許用應力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.3，由式得F1= = F2= = F1=334.62（9）計算

14、大小齒輪的并加以比較=0.013=結(jié)論：大齒輪的數(shù)值大0.016（10）齒根彎曲強度設計計算由1式結(jié)論：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1= 49.90mm來計算應有的齒數(shù)。于是由= 取25 ，則Z2 = Z1i齒1 =103 取Z2 =1033幾何尺寸計算（1）計算中心距a=132將中心距圓整為132mm132（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。度14.14（3）計算齒輪的分度圓直徑dmm（4）計算齒輪的齒根圓直徑df

15、=47=207mm（5）計算齒輪寬度Bb = dd1圓整后?。築1 =55 B2 =50mm（6）驗算= N =1930.8= N/mm = 35.1m100N/mm合適（二）低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結(jié)果1選齒輪精度等級查1表10-11通用減速器等級6-8級選7級級72材料選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HB小齒輪40Cr大齒輪45鋼3選擇齒數(shù)Z個4選取螺旋角=8-20度145按齒面接觸強度設計（1）試選Kt1.2-1.4斜齒稍大1.6（2）區(qū)域系數(shù)ZH由1圖2.433（3）a由1圖6查得a3=0.

16、82a4= 0.84 1.661.66(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩TNmm199.3x(5)齒寬系數(shù)d由1表0.9d1.41(6)材料的彈性影響系數(shù)ZE由1表MPa1/2(7) 齒輪接觸疲勞強度極限由1圖550MPa570MPa550570（8）應力循環(huán)次數(shù)N由1式N3 = 60n3jLhN4 = N3/ i齒2 =（9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由1圖KHN3 =0.97 KHN4 =0.99（10）計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由1式得H3= = 533.5H4= 564.3 H= =548.9 （11）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算71.12mm72

17、（12）計算圓周速度vm/s0.53（13）計算齒寬Bb = dd3tB3=5+72=77B4=72mmB3=77B4=72（14）模數(shù)h = 2.25mnt =4.5b/h =度（15）計算縱向重合度= 0.318dz3tan2.78（16）計算載荷系數(shù)K由1表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=0.55m/s，級精度，由1圖查得動載荷系數(shù)1.02由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b= 由1圖查得KF=1.35假定，由1表查得1.4故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3由1式D3=d3t=77.95（18）計算模數(shù)mm2.

18、166按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKFK=1.93（2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度=1.645，從1圖0.880.88（3）計算當量齒數(shù)ZV（4）齒形系數(shù)YFa由1表YFa3=2.42YFa4=2.17（5）應力校正系數(shù)YSa由1表YSa3=1.66YSa4=1.80（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限由1圖440MPa400MPa440400（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)由1圖0.900.92（8）計算彎曲疲勞許用應力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.3，由式得F3= = F4= = F1=304.62（9）計算大小齒輪的并加以比較結(jié)論：大齒輪的數(shù)值大（10）齒根彎曲強度設計計算由1

19、式結(jié)論：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3= 76.33mm來計算應有的齒數(shù)。于是由= = 37.8 取38 ，則Z4 = Z3i齒2 = 取Z4 = 1173幾何尺寸計算（1）計算中心距a將中心距圓整為160mm160（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。度14.36（3）計算齒輪的分度圓直徑dmm（4）計算齒輪的齒根圓直徑df=73.45236.55mm（5）計算齒輪寬度Bb = dd3圓整后?。築3 = 80 B4

20、= 75mm（6）驗算= N =5080.94N=N/mm =67.75N/mm100N/mm 合適（三）斜齒輪設計參數(shù)表傳動類型模數(shù)齒數(shù)中心距齒寬螺旋角高速級斜齒圓柱齒輪2.025103132B1=55B2=50低速級斜齒圓柱齒輪238117160B3=80B4=755軸的設計計算減速器軸的結(jié)構(gòu)草圖一、軸的結(jié)構(gòu)設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為40Cr(調(diào)質(zhì))；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式：再查 1表15-3，=126103考慮鍵：軸截面有一個鍵槽3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結(jié)果=19.3221

21、.93，安裝一帶輪25定位軸肩高度根據(jù)氈圈尺寸表17-12，d取30mm30按工作要求及=30mm,選用7207AC角接觸球軸承，尺寸為dxDxB=35x72x1735軸承安裝尺寸=da=4242計算得e=(-)/t1.25m故齒輪與軸做成一體=48.6148.61= =35354選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。查 2，滾動軸承的速度低，故選用脂潤滑。將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結(jié)果箱體壁厚查 2表11-1 10地腳螺栓直徑及數(shù)目n查 2表11-1由手冊3-13得地腳螺栓M20由手冊11-1=20n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑查 2表11-1查手冊3-9得聯(lián)接螺栓M1616

22、軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、查 2表11-1查表11-2，M16的軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑查 2表11-18軸承蓋厚度查 2表11-10取凸緣式軸承蓋 10小齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離查 2 12軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離查 2采用脂潤滑軸承=812mm,取=10mm10軸承支點距軸承寬邊端面距離a查表6-6得a=21215.計算各軸段長度。名稱計算公式單位計算結(jié)果根據(jù)帶輪與軸配合的轂孔長度為65mm，為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，取=6363=5762取L=60=60+20+10-10-17-2=6161=2+17+10+2=3131=12+80+6-2-2=9494 齒輪段寬長為齒輪齒寬 5510+1

23、0+17+2=3939L（總長）343（支點距離）=343-63-61-2（2+21）173二、軸的結(jié)構(gòu)設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式：再查 1表15-3，=126103考慮鍵：軸截面有兩個鍵槽3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結(jié)果31.23-34.43，及選用7208AC角接觸球軸承d x D x B=40x80x1840定位軸肩=40+2x(0.070.1)x40=45.648,及軸承安裝要求=47取=4848定位高速級大齒輪，=48+2x(0

24、.070.1)x48=54.7257.6取=5656安裝齒輪，令=4848同， 根據(jù)30307軸承=40404選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關(guān)的參數(shù)。查 2 滾動軸承的速度低，故選用脂潤滑。將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結(jié)果軸承支點距軸承寬邊端面距離a查 表12-6a=23235.計算各軸段長度名稱計算公式單位計算結(jié)果=2+18+10+2+10=4242=80-2=7878=C=66=50-2=4848=44.5 44.5L（總長）218.5（支點距離）=218.5-2-23-2-23=168.5168.5三、軸的結(jié)構(gòu)設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為優(yōu)

25、質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式：再查 1表15-3， 考慮鍵：軸截面有2個鍵槽3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結(jié)果與聯(lián)軸器孔徑相適應，取=5050定位軸肩=50+2x(0.070.1)x50=5760,考慮氈圈取=6060按工作要求及=60mm，選用7213AC角接觸球軸承，其尺寸為d x D x B=65x120x2365由軸承安裝尺寸=7474定位軸肩取=74+2x(0.070.1)x74=84.3688.8取=8888考慮軸承安裝尺寸=7474同,根據(jù)軸承7213AC=65654選擇軸承潤滑方式，確

26、定與軸長有關(guān)的參數(shù)。查 2 滾動軸承的速度低，故選用脂潤滑。將與軸長度有關(guān)的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結(jié)果軸承支點距軸承寬邊端面距離a根據(jù)軸承型號7212AC查表6-6得a=33.533.55.計算各軸段長度名稱計算公式單位計算結(jié)果查表LT9型聯(lián)軸器得故82=60+10+20-10-23-2=5555=2+10+23+2=3737=2.5+6+50+12.5-2-9=60606.379.18=75-2=7373=2+23+10+12.5+2=49.549.5L（總長）364.5（支點距離）=L-2-33.5-33.5-82-52-2157.5二、校核軸的強度齒輪的受力分析：齒輪2上的圓周力

27、齒輪2上的徑向力齒輪2上的軸向力齒輪3上的圓周力齒輪3上的徑向力齒輪3上的軸向力1求支反力、繪彎矩、扭矩圖（1）垂直平面支反力 （2）垂直平面彎矩圖（3）水平平面支反力=49.62=51.02（4）水平平面彎矩圖（5）合成彎矩圖（6）扭矩圖2按彎扭合成校核軸的強度（1）確定軸的危險截面 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸和彎矩圖可知：彎距和扭距大而軸徑不足的截面為危險截面（2）按彎矩組合強度校核軸危險截面強度查1表15-1得 60 ,因此,故安全。6軸承的選擇和校核一、軸承的選擇和校核1軸軸承的選擇選擇軸軸承的一對 7208AC 軸承，校核軸承，軸承使用壽命為5年，每年按300天計算。2根據(jù)滾動軸承型號，查出和

28、。根據(jù)30307得3校核軸軸承是否滿足工作要求（1）畫軸的受力簡圖。（2）求軸承徑向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、29764105.22（3）求兩端面軸承的派生軸向力、初選估算2023.68N0.68x4105.24=2791.56（4）確定軸承的軸向載荷、+=842.4+2791.56N=3633.96-=2791.56N（5）計算軸承的當量載荷、查1 表13-5、13-6 ： 根據(jù)1 表13-5查表或插值計算徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)，對軸承1： 對軸承2：軸工作平穩(wěn)，查查1 表13-6的為，取=1.0（6）校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當量

29、動載荷較大的軸承2計算，滾子軸承的0.68 ，查1表13-6取沖擊載荷系數(shù) 1.0 ，查1表13-4取溫度系數(shù)1.00 ，計算軸承工作壽命：結(jié)論： 即設計的軸承滿足壽命要求7鍵聯(lián)接的選擇和校核一、軸大齒輪鍵1鍵的選擇選用普通圓頭平鍵A型,軸徑 48 ,查1表6-1得 鍵寬鍵高2鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度 ,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長 45mm 。查1表16-1得鍵連接工作方式為靜連接，受輕微沖擊，許用壓力所以所選用的平鍵強度足夠。8聯(lián)軸器的選擇查1表14-1得減速器輸出軸相連運輸機，轉(zhuǎn)矩變化不大，工作情況系數(shù)為查2表8-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩（聯(lián)軸

30、器公稱轉(zhuǎn)矩），即選用LT9型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1000N.m，半聯(lián)軸器的孔徑=50mm半聯(lián)軸長度=112mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm丁型軸孔9減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇一、傳動零件的潤滑1齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度，故選擇浸油潤滑。2滾動軸承的潤滑二、減速器密封1.軸外伸端密封用凸緣式端蓋2.軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封用擋油環(huán)3.箱體結(jié)合面的密封用回油槽10減速器箱體設計及附件的選擇和說明一、箱體主要設計尺寸名稱計算依據(jù)計算過程計算結(jié)果箱座壁厚 10箱蓋壁厚88箱座凸緣厚度1.5x10=1515箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度25地腳螺栓直徑查表11-1,由手冊3-

31、13得地腳螺栓M2020地腳螺釘數(shù)目6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑由手冊3-13得聯(lián)接螺栓M1616箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑12聯(lián)接螺栓的間距范圍150200180軸承端蓋螺釘直徑10定位銷直徑9、至外箱壁距離查表11-2、M20、M16、M12、至凸緣邊緣距離查2表11-2、M20、M12、軸承旁凸臺半徑查表11-1=20凸臺高度軸承座寬度=576260鑄造過渡尺寸查表1-38X=3Y=15大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離，取=1515齒輪端面與內(nèi)箱壁距離1015取=1212箱蓋、箱昨筋厚、，取=8，取=10=8=10軸承端蓋外徑=130軸承旁聯(lián)接螺栓距離=130130二、附屬零件設計1窺視孔和窺視孔蓋查2表11

32、-4得，設計的減速器為雙級傳動，選擇的窺視蓋尺寸如下，其中蓋厚。2.通氣塞和通氣器查2表11-5得采用提手式通氣器3.油標、油尺查2表7-10得采用有通孔的桿式油標M204.油塞、封油墊查2表7-11得采用外六角螺栓M18X1.5，油圈25X185.起吊裝置查2表11-3得采用起重吊耳環(huán)和吊鉤6.軸承端蓋、調(diào)整墊片查2表11-10得采用凸緣式軸承蓋12參考資料1 濮良貴主編. 2006.機械設計（第八版）.高等教育出版社2 吳宗澤；羅圣國主編.2006.機械設計課程設計手冊（第3版）.高等教育出版社11設計小結(jié) 課程設計使我們專業(yè)的實踐活動，讓我們把從課本上學到的東西實際地落實到行動上的一個活

33、動。讓我們了解專業(yè)，了解機械設計者的工作流程，有助于我們?nèi)蘸筮~向社會工作。一開始，對課程設計不以為然，2周呢，慌都不慌的，慢慢做。可是當你開始了設計，你就發(fā)現(xiàn)了你的時間其實是很寶貴的。對著一堆堆數(shù)據(jù)，查表，翻書各種各樣的繁瑣工作。遇到不會的地方，要等到老師來已經(jīng)來不及了，和同學討論，交流，發(fā)現(xiàn)問題，解決問題。校核的時候，發(fā)現(xiàn)數(shù)據(jù)不及格，還得重新再算一遍。我才發(fā)現(xiàn)設計師們真的是值得人尊敬的，人們以為坐在辦公室里工作的就輕松，其實不然，每個職業(yè)都有自己一本難念的經(jīng)啊。還記得冬至，冬至啊。我們宿舍的人都在埋頭苦干干課程設計，叫了個6塊錢的飯盒，在宿舍奮戰(zhàn)畫圖，修改。好幾個強人還堅持到凌晨。這種求完美，求真的精神，真的很值得尊敬。2周，課程設計也差不多完成了，獲益良多。- 40 -