带式输送机传动装置优秀课程设计.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 电动机选择计算…………………………………………………………3

第四部分 传动装置运动和动力参数选择计算……………………………………4

第五部分 传动零件设计及计算……………………………………………………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、链轮设计计算………………………………………………………13

第六部分 减速器轴及轴承装置、联轴器、键设计计算…………………………16

一、1轴及轴上联轴器、轴承、键设计计算…………………………16

二、2轴及轴上轴承、键设计计算……………………………………20

三、3轴及轴上轴承、键设计计算……………………………………24

第七部分 润滑和密封方法选择、润滑油和牌号确实定…………………………27

第八部分 箱体及附件结构设计和选择……………………………………………27

第九部分 设计小结……………………………………………………………………30

第十部分 参考资料……………………………………………………………………30

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：
输送带牵引力F，（KN）
输送带速度v,(m/s)
提升机鼓轮直径D，（mm）
7
0.35
300

设计要求：
1） 输送机运转方向不变，工作载荷稳定
2） 输送带鼓轮传动效率取为0.97
3） 工作寿命为8年，每十二个月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

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
输送带牵引力F，（KN）
输送带速度
V，（m/s）
提升机鼓轮直径
D，（mm）
两级齿轮减速+链传动
7
0.35
300
设计要求：
1).输送机运转方向不变，工作载荷稳定。
2).输送带鼓轮传动效率取为0.97。
3).工作寿命为8年，每十二个月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，但齿轮相对于轴承位置不对称，所以要求轴有较大刚度。高速级齿轮部署在远离转矩输入端，这么，轴在转矩作用下产生扭转变形和轴在弯矩作用下产生弯曲变形可部分地相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀现象。因为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。

各关键部件选择：
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 电动机选择计算

根据工作要求和条件选择通常见途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）
依据已知条件，将输送带阻力Fw=7000N、输送带速度Vw=0.35m/s,带式输送机效率=0.97代入上式得
Pw=Kw=2.53Kw
电动机输出功率Po按以下公式计算
Po=Kw
式中 —从滚筒到电动机之间总传动功率，其值按
=计算
查表两对齿轮传动效率全部取0.98；每对（共四对）滚动轴承效率全部取0.99，联轴器效率（弹性联轴器）取0.99，减速器搅油效率取0.96，链传动效率取0.96.所以总效率为
===0.84
所以电动机输出功率为Po==Kw=3.01Kw
查表，取电动机额定功率为Pm=4kw
(2) 电动机转速
滚筒转速为
==r/min=22.28r/min
查表推荐多种机构传动比范围，取单级圆柱齿轮传动比为
=35；=35，链传动比=23.5，则总传动比范围为
=
所以电动机转速可选择范围对应为
r/min=401.041949.5r/min
电动机同时转速符合这一范围有750r/min,1000r/min,
1500r/min三种。为降低电动机重量和价格，查表可选择同时转速为1500r/minY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选择计算

1、 传动装置总传动比及各级传动比
（1） 传动装置总传动比
==64.63
（2） 分配各级传动比
1） 初步确定传动比，各级传动比和总传动比关系为

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，=3.2
2、 计算传动装置运动参数和动力参数
1）0轴（电动机轴）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）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/min
N.m=19.76N.m
3) 2轴（中间轴）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=2.89kw

4)3轴（低速轴）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）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，选择斜齿圆柱齿轮。
2） 运输机为通常工作机器，速度不高，故选择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，二者材料硬度差为40HBS。
4） 选择小齿轮齿数为=24，大齿轮齿数=。
5） 选择螺旋角。初选螺旋角=。
2、 按齿面接触强度设计
按公式计算
（1） 确定公式内各计算数值
1) 试选=1.6。
2) 计算小齿轮传输转矩。

3) 查看区域系数图选择=2.433.
4) 查看标准圆柱齿轮传动端面重合度，查得
=0.76，=0.84，则。
5）查看表格选择齿宽系数=1.
6）查表得到材料弹性影响系数=。
7）按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限=600Mpa;大齿轮接触疲惫强度极限=550 Mpa。
8）计算应力循环次数

9）取接触疲惫寿命系数=0.92，=1.03
10）计算接触疲惫许用应力
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,依据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） 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，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） 依据纵向重合度=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 =2.154928
5) 查取应力校正系数。
查表得 =1.59635 =1.815072
6）查图小齿轮弯曲疲惫强度极限500MPa；大齿轮弯曲疲惫强度极限380MPa；
7) 查图取弯曲疲惫寿命系数=0.86 =0.90；
8）计算弯曲疲惫许用应力
。 取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由式

9）计算大、小齿轮并加以比较。

大齿轮数值大。
（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算法面模数，取=1.25mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲惫强度，需按接触强度算得分度圆直径=33.32mm，算出小齿轮齿数应有齿数。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） 根据传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。
2） 运输机为通常工作机器，速度不高，故选择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，二者材料硬度差为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)确定公式内各计算数值
1）试选载荷系数。
2）计算小齿轮传输转矩。

3）由表10-7选择齿宽系数=1.
4）由表10-6查得材料弹性影响系数=。
5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限=600Mpa;大齿轮接触疲惫强度极限=550 Mpa。
6）由式10-13计算应力循环次数

7）由图10-19取接触疲惫寿命系数=1.03，=1.12.
8）计算接触疲惫许用应力。
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，代入中较小值。
2)计算圆周速度v。

3）计算齿宽b。
b==64.024mm
4)计算齿宽和齿高之比。
模数
齿高

5)计算载荷系数
依据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部署时，=1.423。
由，=1.423查图10-13得=1.35；故载荷系数

6）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10-10a）得

7）计算模数m。
m=
3、按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）得弯曲强度设计公式为

(1)确定公式内各计算数值
1）由图10-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限=500MPa；=380 MPa；
2）由图10-18取弯曲疲惫寿命系数=0.90，=0.95；
3）计算弯曲疲惫许用应力。
取弯曲疲惫安全系数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、小齿轮并加以比较。

大齿轮数值大。
（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算法面模数，取=2.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲惫强度，需按接触强度算得分度圆直径=67.69mm，算出小齿轮齿数应有齿数

大齿轮齿数，取=114。
这么设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲惫强度，又满足了齿根弯曲疲惫强度，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i＝3.2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、依据=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 ＝（30～50）＝952.5～1587.5mm，取＝1000mm，则对应链节数为

取链节数
查表9-7得到中心距计算系数，则链传动最大中
心距
5 、计算链速v，确定润滑方法

由v＝0.715m/s和链号20-A-1，查图9-14可知应采取滴油润滑。
6、计算压轴力Fp
有效圆周力为：
链轮水平部署时压轴力系数,则压轴力为

7、链轮设计
１） 齿形：按3R GB1244-85 要求制造
２） 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
=628.63mm
4）由=41mm（用下面轴3数据）<50mm得K=3.2.轮毂厚度
依据，得，=38mm
5）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轴直径41mm于是取=42mm
链轮基础参数和关键尺寸
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

确定最大轴凸缘直径

12)链轮材料
因为轮胚小，功率小，故采取40钢，淬火，回火，齿面硬度40~50HRC
12)链轮结构
因为，所以采取空心结构。
3、链传动部署和张紧
1）、部署
中心线水平，紧边在上部署
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、键设计计算

一、1轴及轴上联轴器、轴承、键设计计算
1、已知=2.98Kw，1440r/min，=19.76N.m
2、求作用在齿轮上力
高速级小齿轮分度圆直径为
而圆周力
径向力
轴向力
3、初步确定轴1最小直径
先按下式初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理。依据表15－3，取，得，这是轴最小直径.因轴和联轴器经过一个键联接，所以轴径要增大5%7%，取为14mm；它应是安装联轴器处轴直径，至此能够选择联轴器型号。
联轴器计算转矩，查表14－1，取，所以，查标准GB/T5014－选择HL1型弹性柱销齿式联轴器，它公称转矩，许用转速7100r/min，选孔径14mm，半联轴器长度L＝32mm，半联轴器和轴配合毂孔长度L1＝27mm。
4、轴1结构设计
（1）确定轴上零件装配方案
选择下图装配方案

（2）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
1）为满足半联轴器轴向定位要求，轴OA段右端需制出一轴肩，故AB段直径＝16mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D＝18mm。半联轴器和轴配合毂孔长度L1=27mm，为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故OA段比L1略短部分，取＝25mm。
2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参考工作要求并依据＝16mm，初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30304，其尺寸为,故；而＝16.25mm。右端滚动轴承采取轴肩进行轴向定位。30304型轴承定位轴肩直径。
3）安装齿轮处轴DE段直径应稍大于27mm，若取为30mm，而此处装齿轮分度圆直径才33.67mm，故宜用齿轮轴。因为做成齿轮轴后，轮齿材料和轴材料相同，故结合前面得齿轮设计，重新校核之：齿轮当量齿数为，查书本表10－5，得，，
，仍安全，可设计成齿轮轴。
4）轴承端盖总宽度取为20mm，依据轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面和半联轴器右端面距离，故。
5）取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体铸造误差，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，齿轮宽度为，箱体内壁宽为,则
，

至此，已初步确定了轴各段直径和长度。
（3）轴上零件周向定位
半联轴器和轴周向定位采取平键连接。按表6－1查得平键截面mm，键槽用键槽铣刀加工，长L为20mm，键材料选择钢。半联轴器和轴配合为。滚动轴承和轴周向定位由过渡配合来确保，此处选轴直径尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考书本表15－2，取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径见高速轴零件图。
5 求轴上载荷
首先依据轴结构做出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于30304型圆锥滚子轴承，查得，所以，作为简支粱轴支承跨距。依据轴计算简图做出轴弯矩图和扭矩图

相关力计算以下：
1）已算得作用在齿轮上力，，。轴力产生对轴弯矩
2）轴承1对轴作用力。
，
。

3）轴承2对轴作用力。

从轴结构图和弯矩和扭矩图中能够看出齿轮DE段截面是轴危险截面。现将该截面载荷情况列于下表：
DE段载荷情况
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

6 按弯扭合成应力校核轴强度
只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面强度。依据上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力

前面选定轴材料为45号钢，调质处理，由表15－1查得。，所以安全。
7 键强度校核
一般平键连接，连接键校核：，因为键材料为钢，而且载荷稳定，，所以安全。
二、2轴及轴上轴承、键设计计算
1 轴2功率，转速和转矩
前面已经计算出，，
2 作用在齿轮2上力
低速级小齿轮1分度圆直径为
而圆周力
径向力
齿轮2和轴1齿轮啮合，所以齿轮2上作用力和轴1作用力是一对作用力和反作用力，所以,。轴力对轴弯矩
3 初步确定轴2最小直径
先按下式初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理。依据表15－3，取，得，这是轴最小直径，因轴和齿轮经过一个键联接，所以和小齿轮联接处最小轴径要增大5%7%，而和大齿轮联接处最小轴径要增大3%。则取，它应该是和轴承配合处直径。
4 轴2结构设计
（1）确定轴上零件装配方案
选择下图装配方案。

（2）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
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轴向力），经过前面计算可知，它受到大齿轮施加轴向力，轴承同时受径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参考工作要求并依据选定最小直径，初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为,故。
两端轴承全部采取套筒定位。又知左端齿轮轮毂宽度为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，右端装齿轮段取为 。
30306型轴承定位轴肩高度h＝3mm，所以取。
2）取齿轮距箱体内壁之距离，考虑到箱体铸造误差，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，已初步确定了轴各段直径和长度。
（3）轴上零件周向定位
滚动轴承和轴周向定位由过渡配合来确保，此处选轴直径尺寸公差为m6。两齿轮和轴周向定位由平键确保，因为左右齿轮配合轴直径一样，依据轴直径为36mm，但因轴段长度不一样，查标准后，初选左端键为，右端键为，键材料全部选钢。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径参考书本表15－2。
5 求轴上载荷
首先依据轴结构做出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于30306型圆锥滚子轴承，查得，所以，作为简支粱轴支承跨距可知。依据轴计算简图做出轴弯矩图和扭矩图。

相关力计算以下：
1）轴承1对轴作用力。

2）轴承2对轴作用力。

求得图中，
从轴结构图和弯矩和扭矩图中能够看出AB段截面是轴危险截面。现将该段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强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面强度。依据上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力

前面选定轴材料为45号钢，调质处理，由表15－1查得。
7 连接键强度校核
一般平键连接，左端齿轮连接键校核：，因为键材料为钢，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、键设计计算
1 轴3功率，转速和转矩
前面已经计算出，，
2 齿轮和链轮作用力
1）此轴上齿轮分度圆直径为
而圆周力
径向力
2）轴右端链轮对轴作用力
前面已算得链传动压轴力为
3）轴扭矩
3 初步确定轴3最小直径
先按下式初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理。依据表15－3，取，得，因轴和链轮经过一个键联，故轴径要增大5%-%7,取为41mm.接它应该是和链轮配合处直径。
4 轴3结构设计
（1）确定轴上零件装配方案
选择下图装配方案。

（2）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
1）链轮配合轴段直径为，它左端略大，取为。
2）初步选择滚动轴承。选择单列圆锥滚子轴承。图，右端轴承段右端已确定为，所以选定轴承段直径，初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为,故。
右端轴承用轴肩定位，依据轴承装配尺寸，轴CD段直径为。左端轴承采取套筒定位。
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，依据轴肩高度，取BC段为 ，其长度为。
3）依据齿轮和轴2上齿轮啮合，左端距箱体内壁之距离为，考虑到箱体铸造误差，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长度， 要小于38mm，取36mm，
至此，已初步确定了轴各段直径和长度。
（3）轴上零件周向定位
滚动轴承和轴周向定位由过渡配合来确保，此处选轴直径尺寸公差为m6。齿轮和轴周向定位由平键确保，查标准后，初选键为，右端链轮用平键定位，键尺寸选为。键材料全选钢。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸（参考书本表15－2）
取轴端倒角为，其它圆角依据配合和轴直径选择。
5 求轴上载荷
首先依据轴结构做出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于型圆锥滚子轴承，查得，所以，作为简支粱轴支承跨距。依据轴计算简图做出轴弯矩图和扭矩图。

相关力计算以下：
前面已经算出两齿轮上作用力，现在求支反力。
1）轴承1对轴作用力。

2）轴承2对轴作用力。

从轴结构图和弯矩和扭矩图中能够看出DE段截面是轴危险截面。现将改段载荷列于下表：
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T

6 按弯扭合成应力校核轴强度
依据上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力

前面选定轴材料为45号钢，调质处理，由表15－1查得。，安全。
7 连接键强度校核
一般平键连接，左端齿轮连接键校核：，因为键材料为钢，而且载荷稳定，，所以安全。右端链轮连接键校核：，强度不够，因相差过大，故应用双键。双键工作长度，经校核仍不安全，改用，仍用双键，经检验安全。此时，安装链轮处轴径要重新选择，轴径要增大10%-15%，取42mm。因变动不大，以上计算数据变动也不大。
第七部分 润滑和密封方法选择、润滑油和牌号确实定
1．润滑方法选择
因为润滑脂承受负荷能力较大、粘附性很好、不易流失，齿轮靠机体油飞溅润滑。I，II，III轴速度因子，查机械设计手册可选择钠基润滑剂2号
2．密封方法选择
因为I，II，III轴和轴承接触处线速度，所以采取毡圈密封
3．润滑油选择
因为该减速器属于通常减速器，查机械手册可选择中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选择ZGN－2润滑脂
第八部分 箱体及附件结构设计和选择

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

（3~4）轴承座连接螺栓孔径

吊环螺钉
座凸缘

吊环螺钉孔深+（10~15）

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

6
6
轴承座
连接螺
栓直径

底座和
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
螺栓孔凸缘配合尺寸

选

地脚螺栓孔凸缘配合尺寸

选M10

铸造壁相交部分尺寸

箱体内壁和齿顶圆距离

箱体内壁和齿轮端面距离

底座深度

底座高度

箱盖高度

连接螺栓间距

150~200

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
其它

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，过程很艰苦，我翻阅了大量机械手册资料，不停地查表找数据，进行大量计算。之前没想过类似于输送机这么机械设备设计有多么难，直到开始设计了才知道机械设计要考虑原因很多，要考虑材料用量、强度大小、刚度大小等等原因，从而进行种种校核，验算是否达成要求，要是某首先不能满足要求就必需毫不犹豫地处理，。而在这里，我仅仅是进行了一些方面校核，而不是全部，就要如此大篇幅，如此大工作量，实在令人感叹。一切一切是因为自己对机械设计不熟悉，经验不丰富。我这次设计只是根据书本步骤一步步来设计，没有自己思想，只是机械地计算查表，而且各部件是分开设计，到以后联络在一起时候有些部件尺寸很大偏差，只好重新选择参数并重新计算。很多时候还忽略部分关键信息，造成到以后出现问题。在以上设计计算中存在不少问题，不过因为时间关系，无法再修改。能在设计计算中发觉问题，找四处理问题措施就心满意足了，没有必需花大把时间去修改。因为对AUTO CAD软件、word软件不精通，我效率很低，欲速不能，不过在这个过程中提升了效率，学到了新知识。这次课程设计给我带来了不少烦恼，不过它带来成就感和欢乐更多。
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
《机械设计》第八版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社
《机械设计学基础》 孙建东 主编 机械工业出版社
《机械设计手册（新编软件版）》 数字化手册编委会编写 化学工业出版社
《机械设计计算手册》 王三民 主编 化学工业出版社
《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