帶式運(yùn)輸機(jī)上的兩級減速器設(shè)計機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書

GuangxiUniversitiyofScienceandTechnology-Thedesignofmechanicaldesigncourse≈6.6計算帶的根數(shù)Z①計算單根V帶的額定功率Pr由dd1=100mm和n1=1440r/min,查單根窄V帶基本額定功率表用線性插值法得：P0=1.313KW查單根普通V帶基本額定功率增量表差值得ΔP0=0.169KW。查《機(jī)械設(shè)計》表8-6得Kα=0.95，表8-2得KL=1，于是Pr=（P0+ΔP0）×Kα×KL=1.408KW②計算V帶的根數(shù)ZZ==3.702取4根帶。6.7計算單根的初拉力F0查《機(jī)械設(shè)計手冊》得A型普通V帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以：F0==144.958N6.8計算壓軸力FP==1140NV傳動主要參數(shù)列于下表：名稱結(jié)果名稱結(jié)果名稱結(jié)果帶型A型普通V帶傳動比i帶=3.150根數(shù)Z=4基準(zhǔn)直徑dd1=100mmdd2=315mm基準(zhǔn)長度Ld=1750mm預(yù)緊力F0=144.958N中心距a=580mm壓軸力FP=1140N5.9帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計帶輪的材料采用HT150。查表得：bd=11mm，hamin=2.75mm，hfmin=8.7mm，e=150.3mm，fmin=9mm，現(xiàn)取ha=3mm，f=10mm，hf=10mm。小帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪采用實心式。由電動機(jī)伸出的直徑d=38mm查表13-8以及表13-9可得：d11=（1.8～2）×d=68.4～76mm，取d11=70mmda1=dd1+2ha=100+2×3=106mmB1==（4-1）×15+2×10=65mm由于B1=65mm大于1.5d=57mm，取小帶輪輪轂長度L1=60mm。大帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計大帶輪采用孔板式。大帶輪輪轂直徑由后續(xù)高速軸的設(shè)計而定，取d=24mm。同理由表13-8以及13-9可得d12=（1.8～2）×d=（1.8～2）×24=43.2～48mm，取d12=45mmda2=dd2+2ha=315+2×3=321mmB2=B1=60mm由于B2=60mm小于1.5d=62.5mm，取大帶輪輪轂L2=60mm七、減速器內(nèi)的傳動零件的設(shè)計—齒輪傳動的設(shè)計計算7.1高速級齒輪傳動的設(shè)計計算考慮到此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線圓柱斜齒齒輪1.選擇精度等級、材料以及齒數(shù)①帶式輸送機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用6級精度②材料選擇，材料選擇，大、小齒輪均采用45鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為40～50HRC，σHLim1=875MPa，σFE1=510MPa。選小齒輪齒數(shù)為Z1=23，則大齒輪齒數(shù)Z2=i1×Z1=86.986，取Z2=87④初選螺旋角⑤壓力角2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）由課本式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即1)確定公式中的個參數(shù)值試選載荷系數(shù)=1.3。由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)=2.425。由前面的數(shù)據(jù)得轉(zhuǎn)矩=④由表10-7選取齒寬系數(shù)=1⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8⑥由式（10-21）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)=0.687⑦由公式（10-23）可得螺旋角系數(shù)==0.983⑧計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：、由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)、。取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得試算小齒輪分度圓直徑=27.661mm（2）調(diào)整小齒輪的分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①計算圓周速度②齒寬b2）計算實際載荷系數(shù)①查表10-2得使用系數(shù)=1.25。②由圖10-8，查得動載系數(shù)。③齒輪圓周力，,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。④由表10-4用插值法查得6級精度、小齒輪相對支撐對稱布置時，。則載荷系數(shù)為：3）由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑以及相應(yīng)的齒輪模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）由式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即1）確定公式中的個參數(shù)值①試選載荷系數(shù)=1.3。②由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。、、③由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)。算。由當(dāng)量齒數(shù)==25.521、==96.536，查圖10-17，得齒形系數(shù)=2.65、=2.19。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.60、=1.81。由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)、。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得所以有：則取2）試算齒輪模數(shù)=1.106mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①計算圓周速度②齒寬b2）計算實際載荷系數(shù)①由圖10-8，查得動載系數(shù)。②齒輪圓周力，,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。③由表10-4用插值法查得，，查圖10-13，得。則載荷系數(shù)為：3)計算實際載荷系數(shù)從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數(shù)，即，取23，則，取86，Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)。4.幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為85mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角（3）計算大小齒輪分度圓直徑(4)計算齒寬取5.圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整后，、和、、等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以說明齒輪的工作能力。齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核按照公式：校核1）確定公式中的個參數(shù)值①算實際載荷系數(shù),已知=1。由圖10-8，查得動載系數(shù)。齒輪圓周力，,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4用插值法查得，。則載荷系數(shù)為：②由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)=2.424。③由前面的數(shù)據(jù)得的轉(zhuǎn)矩。=，齒寬系數(shù)=1，=189.8式（10-21）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)=0.675⑤由公式（10-23）可得螺旋角系數(shù)小于[σH]=809.375因此該設(shè)計滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核①計算實際載荷系數(shù)查得動載系數(shù);查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4用插值法查得，，查圖10-13，得。則載荷系數(shù)為：②由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)。③由當(dāng)量齒數(shù)=、=，查圖10-17，得齒形系數(shù)=2.60、=2.21。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.60、=1.80。將以上參數(shù)帶入（10-17）式，得到因為σF1<[σF1],σF2<[σF2]，齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。7.2低速級齒輪傳動的設(shè)計計算考慮到低速級所傳遞的轉(zhuǎn)矩以及箱體尺寸，故低速級大小齒輪都選用硬齒面直齒圓柱齒輪傳動。1.選擇精度等級、材料以及齒數(shù)①該對齒輪位于低速軸，速度不高，故選用6級精度②材料選擇，材料選擇，大、小齒輪均采用45鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度為40～50HRC，σHLim1=875MPa，σFE1=510MPa。i2=i總/i帶/i1=2.80。初選小齒輪齒數(shù)為Z1=29，則大齒輪齒數(shù)Z2=i2×Z1=81.2，取Z2=81④壓力角。2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）由課本式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即1)確定公式中的個參數(shù)值試選載荷系數(shù)=1.3。由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)=2.5。由前面的數(shù)據(jù)得的轉(zhuǎn)矩=④由表10-7選取齒寬系數(shù)=1⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8⑥由式（10-21）計算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)======1.670==0.881⑦計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)、。取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得試算小齒輪分度圓直徑=65.632mm（2）調(diào)整小齒輪的分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①計算圓周速度②齒寬b2）計算實際載荷系數(shù)①查表10-2得使用系數(shù)=1.25。②根據(jù)、6級精度，由圖10-8，查得動載系數(shù)。③,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。④由表10-4用插值法查得6級精度、小齒輪相對支撐對稱布置時，得齒間載荷分布系數(shù)。則載荷系數(shù)為：由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑以及相應(yīng)的齒輪模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1）由式（10-7）試算齒輪模數(shù)，即1）確定公式中的個參數(shù)值①試選載荷系數(shù)=1.3。②由式（10-5），可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。③計算。由圖10-17，得齒形系數(shù)=2.560、=2.260。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)=1.62、=1.77。由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)、。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得所以有：因為小齒輪的大于大齒輪，則取2）試算齒輪模數(shù)=2.005mm（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①計算圓周速度②齒寬b2）計算實際載荷系數(shù)①根據(jù)、6級精度，由圖10-8，查得動載系數(shù)。②,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。③由表10-4用插值法查得6級精度、小齒輪相對支撐對稱布置時，，查圖10-13，得。則載荷系數(shù)為：3)計算實際載荷系數(shù)對持計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算模數(shù)大于由齒根疲勞強(qiáng)度計算模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)2.193mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。取31，則86.586，取Z2=85，Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)。4.幾何尺寸計算（1）計算中心距（2）計算大小齒輪分度圓直徑(3)計算齒寬考慮不可避免的安裝誤差，取b1=85mm、b2=80mm。5.圓整中心距后的強(qiáng)度校核（1）齒面曲疲勞強(qiáng)度校核按前面的算法，算得KH=1.783，T1=3.098105，=1,d1=77.5,ZH=2.424,ZE=189.8,Zε=0.862,帶入式（10-6）得＜齒面強(qiáng)度滿足要求（2）齒根疲勞強(qiáng)度校核按照前面的做法，先計算（10-6）中的個參數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。①計算圓周速度1）計算實際載荷系數(shù)①由圖10-8，查得動載系數(shù)。②,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。③由表10-4用插值法查得，，查圖10-13，得。則載荷系數(shù)為：2）3）由圖10－17，得齒形系數(shù)＝2.560、＝2.260。由圖10－18查得應(yīng)力修正系數(shù)＝1.620、＝1.775。代入校核公式有：小于小于齒根疲勞彎曲強(qiáng)度滿足要求。（4）傳動比誤差計算實際傳動比，在誤差允許的范圍內(nèi)，該設(shè)計符合要求。7.3齒輪的設(shè)計結(jié)論整理如下表：高速機(jī)齒輪（斜齒輪）低速級齒輪（直齒輪）分度圓直徑mmd1＝35.872d2＝134.128＝77.5d4＝212.5模數(shù)mm2.5mm中心距mma＝85mma＝145mm螺旋角齒數(shù)238852774齒寬齒頂圓直徑；82.5；217.57.4齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于高速級的小斜齒輪的分度圓較小，為了保證該齒輪的強(qiáng)度，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)如下圖：中間軸的齒輪全部采用實心式結(jié)構(gòu)，最大齒輪采用腹板式。八、軸的設(shè)計計算和校核8.1軸的選材及其許用應(yīng)力的確定因為該減速器傳遞的功率不大，工作條件較好，所以初選軸的材料為45剛，調(diào)制處理。查得：硬度為217～255HBW，抗拉強(qiáng)度,屈服強(qiáng)度極限，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，。8.2軸的最小直徑估算1）高速軸最小直徑該軸為轉(zhuǎn)軸，輸入端與大帶輪相連接，所以輸入軸徑應(yīng)最小。按教材15-2計算取，則該高速軸最小直徑為：考慮到高速軸最小直徑處安裝大帶輪，該軸段截面上應(yīng)設(shè)有一個鍵槽，故將此軸徑增大5%～7%查GB/T2822-2005標(biāo)準(zhǔn)，取2）中間軸最小直徑按課本15-2計算取，則該中間軸最小直徑為：查GB/T2822-2005標(biāo)準(zhǔn)，并考慮軸承的安裝。取3）低速軸最小直徑該軸為低速軸，輸出端與聯(lián)軸器相連接去，且該軸安裝有一個齒輪。按課本15-2計算。取，則該低速軸最小直徑為：考慮到該軸安裝有齒輪和聯(lián)軸器，該軸段截面上應(yīng)設(shè)有一個個鍵槽，故將此軸徑增大5%～7%輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查課本表14-1，考慮轉(zhuǎn)矩變化小，故取，則：按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003，選用HL4型彈性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000。半聯(lián)軸器的孔徑，故取48mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度L1=84mm。8.3高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）軸上零件的位置與固定方式的確定高速軸采用齒輪軸。軸承采用脂潤滑，可以端蓋定位。高速軸的結(jié)構(gòu)見附圖1。2）各軸段長度和直徑的確定①各軸段直徑及長度的確定最小直徑，安裝大帶輪外伸（即大帶輪的孔徑），L1=60-3=57mm。過度軸段，取d2=28mm，L2=38mm。滾動軸承處軸段，考慮拆裝以及維修的方便，因使d3＞d2，現(xiàn)取d=30mm，L3=14mm。選用角接觸球軸承。查GB292-83，選取角接觸球軸承7206AC，其基本尺寸為dDB=30mm62mm16mm，其安裝尺寸為da=36mm，采用反裝法。小軸環(huán)，取d4=34mm，L4=10mm。齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。采用45鋼，調(diào)制處理。兩齒輪中間軸段，d5=34mm，L5=115mm。滾動軸承處軸段，應(yīng)與右支撐相同，所以有d5＝d1＝40mm，L5=16mm。高速軸的總長為：LZ＝L1＋L2＋L3＋2L4＋L5＋2b1＝260mm8.4中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）軸上零件的位置與固定方式的確定該軸上的齒輪全部通過鍵連接，軸承對稱布置，采用角接觸球軸承。由于軸兩端采用兩端固定。軸承采用脂潤滑，可以端蓋定位?？紤]高速軸的結(jié)構(gòu)，中間軸軸的結(jié)構(gòu)見附圖1。2）各段直徑及長度的確定最小直徑處，安裝角接觸球軸承，查GB292-83，選取角接觸軸承7207AC，其基本尺寸為dDB=35mm72mm17mm，由于對稱安裝，所以d1=d6=45mm，L1=L6=59mm。d2：安裝齒輪段，取d2=42.5mm，由于對稱，所以d2=d5=42.5mm,L2=38mm，L5=60mm。d3：該處為定位軸肩處，取d3=50，L3=20mm。中間安裝齒輪段，d4=45mm，L4=83mm中間軸的總長度L=319mm4）校核鍵連接強(qiáng)度 中間軸L2、L5和L4處都安裝有鍵，且L2、L5兩處軸徑相等即d=42.5mm，查課本表10-6可得鍵的截面尺寸：寬度b=12mm高度h=8mm，取鍵的長度l=32，查課本表6-2許用擠壓應(yīng)力100-120Mpa，取其平均值，110Mpa。連接鍵的工作長度l=32由課本公式（6-1）得：,小于110Mpa，所以這兩個連接鍵的設(shè)計符合使用要求；L4處軸徑d4=45mm，查課本表10-6可得鍵的截面尺寸：寬度b=14mm高度h=9mm，取鍵的長度l=70，查課本表6-2許用擠壓應(yīng)力100-120Mpa，取其平均值，110Mpa。連接鍵的工作長度l=32由課本公式（6-1）得：,小于110Mpa，所以這個連接鍵的設(shè)計符合使用要求；該軸連接鍵分別標(biāo)記為：GB/1096-2003鍵B12×8×32GB/1096-2003鍵B14×9×70GB/1096-2003鍵B12×8×328.5低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）低速軸結(jié)構(gòu)見附圖1在7.2中可知低速軸的聯(lián)軸器選用HL4型彈性聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與配合的轂孔長度L1=84mm。2）軸上零件的位置與固定方式的確定大齒輪安裝在箱體的中間，軸承布置在齒輪兩側(cè)。軸的外伸段安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器靠軸肩軸向固定。由于該軸的徑向力非常小，故采用深溝球軸承，軸承采用兩端固定，脂潤滑，通過擋油零件和軸承端蓋固定。直齒輪靠定位軸肩和和套筒實現(xiàn)軸向定位。3）各軸段直徑及長度的確定最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段,L1=84mm。密封處軸段，取d2=50mm，L2=32。滾動軸承處軸段，考慮拆裝以及維修的方便，因使d3＞d2，現(xiàn)取d3=55mm，L=37。選用角接觸球軸承。查GB292-83，選取角接觸球軸承7211AC，其基本尺寸為dDB=55mm100mm21mm，其安裝尺寸為da=64mm，采用反裝法。軸肩處取d4=64，長度由畫圖決定。軸環(huán)處取d5=72，L5=20.安裝齒輪處取d6=63mm，L6=78mm。安裝軸套處取d7=53mm，長度由畫圖決定。滾動軸承處軸段取d8=d3,L8=36mm。5）校核鍵連接強(qiáng)度①中間軸c處安裝有鍵，且該處處軸徑d=63mm，查課本表10-6可得鍵的截面尺寸：寬度b=18mm高度h=12mm，取B型鍵的長度查課本表6-2許用擠壓應(yīng)力100-120Mpa，取其平均值，110Mpa。連接鍵的工作長度、由課本公式（6-1）得：小于于110Mpa，所以這個連接鍵的設(shè)計符合使用要求。該鍵標(biāo)記為：GB1096-2003鍵B18×11×706）按彎扭合成校核該軸受力分析圖如下：根據(jù)分析，C截面為危險截面。因為是單向回轉(zhuǎn)，所以轉(zhuǎn)矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取折合系數(shù)，危險截面c的當(dāng)量彎矩為：，因為軸的材料為45剛，查得，所以小于，該軸設(shè)計符合要求。4）滾動軸承的校核b點(diǎn)和e點(diǎn)的總支反力為：查軸角接觸軸承7012AC的基本額定動載荷Cr=40.8KN、Co=33.8KN先預(yù)計壽命。取載荷系數(shù)，因為0小于e，則徑向動載荷系數(shù)X1=X2=1,軸向Y1=Y2=0軸承在35攝氏度下工作，查課本可得溫度系數(shù)ft=1，則大于所以軸承壽命合格。九、箱體的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合.1.機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體軸承座處加肋，外輪廓為長方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2.考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因該減速器傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm，軸采用水平布置。3.機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡單，拔模方便.4.對附件設(shè)計（1）視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固（2）油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。（3）油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。（4）通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.（5）蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.（6）位銷：為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M16機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑=（0.5～0.6）M10視孔蓋螺釘直徑=（0.3～0.4）8大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離>1.28齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離>8機(jī)蓋，機(jī)座肋厚7設(shè)計小結(jié)經(jīng)過兩周時間的努力，終于把機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計完整地做出來了。在這次設(shè)計作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設(shè)計方案修改，同一個數(shù)據(jù)有時候也要計算好幾遍，通過兩周多計算設(shè)計和畫圖終于把設(shè)計完整的做出來。盡管這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,但我的收獲還是很大的.不僅僅掌握了帶傳動以及齒輪的設(shè)計步驟與方法;也對制圖有了更進(jìn)一步的掌握。對我來說,收獲最大的是掌握解決問題的方法。在這段時間里我了解了許多新知識，尤其對機(jī)械原理和機(jī)械設(shè)計有了系統(tǒng)的掌握。但由于時間有限，學(xué)習(xí)心得不夠深刻，還不能對所學(xué)的知識達(dá)到熟練的運(yùn)用，這就需要我們在今后的工作中有待學(xué)習(xí)和提高。人生中會遇到很多的問題和坎坷，無論它們有多么的棘手，但我相信，只要努力，成功就一定會在眼前！再一次衷心感謝韋丹柯老師。參考資料機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計（第二版）/楊光等主編—高等教育出版社—2010.6機(jī)械設(shè)計（第九版）/濮良貴，紀(jì)名剛主編—高等教育出版社—2013.5機(jī)械原理/高中庸，孫學(xué)強(qiáng)，汪建曉主編—華中科技大學(xué)出版社—2011.3畫法幾何及機(jī)械制圖/毛昕，黃英，肖平陽主編—高等教育出版社—2010.7附件附圖1雙級圓柱齒輪減速器裝配圖附圖2小直齒輪附圖3中間軸 目錄TOC\o"1-2"\h\z\u第一章總論 1一、項目概況 1二、項目提出的理由與過程 6三、項目建設(shè)的必要性 8四、項目的可行性 12第二章市場預(yù)測 15一、市場分析 15二、市場預(yù)測 16三、產(chǎn)品市場競爭力分析 19第三章建設(shè)規(guī)模與產(chǎn)品方案 22一、建設(shè)規(guī)模 22二、產(chǎn)品方案 22三、質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn) 22第四章項目建設(shè)地點(diǎn) 25一、項目建設(shè)地點(diǎn)選擇 25二、項目建設(shè)地條件 25第五章技術(shù)方案、設(shè)備方案和工程方案 28一、技術(shù)方案 28二、產(chǎn)品特點(diǎn) 30三、主要設(shè)備方案 32四、工程方案 32第六章原材料與原料供應(yīng) 35一、原料來源及運(yùn)輸方式 35二、燃料供應(yīng)與運(yùn)輸方式 35第七章總圖布置、運(yùn)輸、總體布局與公用輔助工程 37一、總圖布置 37二、運(yùn)輸 38三、總體布局 38四、公用輔助工程 39第八章節(jié)能、節(jié)水與安全措施 44一、主要依據(jù)及標(biāo)準(zhǔn) 44二、節(jié)能 44三、節(jié)水 45四、消防與安全 45第九章環(huán)境影響與評價 47一、法規(guī)依據(jù) 47二、項目建設(shè)對環(huán)境影響 48三、環(huán)境保護(hù)措施 48四、環(huán)境影響評價 49第十章項目組織管理與運(yùn)行 50一、項目建設(shè)期管理 50二、項目運(yùn)行期組織管理 52第十一章項目實施進(jìn)度 55第十二章投資估算