推荐-带式输送机传动装置中的二级圆锥圆柱齿轮减速器

优秀设计

机械设计课程设计 说明书

设计课题： 二级圆锥圆柱齿轮减速器的设计

专业班级: 学生姓名： 指导教师： 设计时间：

工程技术学院

任务书

姓 名： 指导教师： 专 业： 职 称： 班 级： 课程设计题目： 带式输送机传动装置的设计 1. 已知技术参数和设计要求：1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃； 2）使用折旧期：8年； 3）检修间隔期：一年一次大修，半年一次小修。 4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V； 5）运输带速度允许误差：±5％； 6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产 7）已知运输链曳引力F=4KN，运输链速度v=1.6m/s，卷筒直径：D=400mm工作年限8年。 所需仪器设备：电脑。 成果验收形式：1.减速器装配图一张； 2.零件工作图2张( 齿轮和轴,同组的同学不能画相同的零件)； 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。 参考文献：1、《机械设计（第八版）》 高等教育出版社 2、《机械设计课程设计手册（第3版）》 高等教育出版社 3、《机械设计基础实训指导（第三版）》 高等教育出版社 4、《机械原理（第七版）》 高等教育出版社 5、《公差配合与技术测量（第3版）》 高等教育出版社 时间 安排

20**年12月13日～20**年12月27日

指导教师： 教研室主任：

年 月 日。

目 录

设计计算及说明 一、 设计任务书 2. 设计题目：带式运输机传动装置 铸造车间用带式运输机。改运输机由电动机经圆锥圆柱齿轮减速器、带传动传至运输链板以将落砂后的热铸件送至清理工部。 结果 工作平稳，不逆转。运输链速度允许误差为5%。双班制 工作。 3. 传动简图 1.电动机 2.高速级 3.中速级 4.低速级 5.运输带轮 6.运 输带 4. 数据 已知运输链曳引力F=4KN，运输链速度v=1.6m/s，滚筒直 径400mm,工作年限为8年。

二、电动机的选择 1）电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步 电动机。它为卧式封闭结构。 2）电动机容量 由《机械设计课程设计》表2-10查得：弹性柱销联轴器 0=0.99.；8级精度一般圆锥齿轮传动1=0.97；8级精度 一般圆柱齿轮传动2=0.97；V带传动的效率3=0.96；滚 动轴承效率4=0.99；则 (1)输出功率P PwFv41.66.4Kw 0.86 PdP(2)电动机输出功率Pd  Pd7.44Kw 传动装置的总效率 20123.0.990.970.970.960.990.86 3423 故 Pd3）电动机的转速 nwP6.47.44Kw 0.86vv76.2r/min 2dD 推算电动机转速可选范围，根据i16~160，则电动机转速 可选范围为：

ndnwi76.2(16～160)1219.2～12192r/min 选电动机型号Y132M-4，额定功率为7.5KW，满载转速 为nm1440r/min。 4）电动机的技术数据和外形,安装尺寸 由《机械设计课程设计》表12-1查得主要数据，并记录备 用。 三、计算传动装置的运动和动力参数 1）传动装置总传动比 i总nm144018.9 nw76.2 2）分配各级传动比，选择齿数 A.带的传动比i0取3 （2~4） B.锥齿的传动比 i15 C.圆柱齿轮的传动比 i28 i0i1i218.9 i03;i12.1;i23 3）各轴转速（轴号见图一） n1nm1440480r/min i03i28 n2n1480Ⅰ228.6r/min i12.1n2228.676.2r/min i23n34）各轴输入功率

按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即 010120.990.960.990.94 i总18.9 iO3 12230.970.990.96 23240.970.990.96 P1Pd017.440.947Kw P2PⅠ1270.966.7Kw P3P2236.70.966.432Kw 5）各轴转矩 Td9.55106Pd7.449.5510649.3Nm nd1440 z226 T1Tdi00149.330.94139Nm T2T112i11392.10.96280.2Nm T3T223i2280.20.963806.9Nm z255 i2.1 项目 转速(r/min) 功率(kw) 转矩(N*m) 轴1 轴2 轴3 480 228.6 76.2 7 6.7 6.432 49.3 139 806.9 皮带的设计： 根据 PcaKAP

由表8—7（书） 选KA1.2 PcaKAP1.27.59Kw 根据图8—11选带为A型 dd112~140mm 1 符合要求 nⅠ480r/min 据表8—8 选dd112 1 ddidd1123336mm 圆整到315 21 v1ddnd16010008.44m/s 0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2) 298.9a08 初选a0400 nⅡ228.6r/min nⅢ76.2r/min v22a0(dddd)212(dd2dd1)4a02800703.631.361535 PⅠ7Kw PⅡ6.7Kw PⅢ6.432Kw aa0LdLd0240016001535432.4 2 其中，Ld根据表8—2选1600 KL0.99 amina0.015Ld408.4amaxa0.03Ld480.4 验算小带轮山上的包角： 57.315090 a1180(dd2dd1)a Td49300Nmm ZPcaKAP 根据表8—5 选Ka0.92 Pr(P0P0)KaKLTⅠ139000Nmm TⅡ280200Nmm

据表8—4a 选p0x1.6 插值法 1450144014401200 1.61xx1.3995.86 1.770.9250.96 据表8—4b 选 P00.169 则Z 选Z=6 确定带的初拉力 F0

TⅢ806900Nmm

F01.3(F0)min (F0)min500 压轴力 Fp2ZF0sin12(2.5Ka)Pcaqv12152.6NN KaZv1 1768.8N 根据表14—1 选KA1.5 则 TcaKAT74.55Nm 据Tca查表选LT6型弹性套柱销联轴器 轴径为32~42之间 （电动机轴径为38mm) 选定轴材料为45刚，[T]=45 A0120 表(15-3) dA037.4420.75 1440 根据所选联轴器，将轴径设计为32mm 因dd300mm 所以选腹板式小带轮 1 带轮宽为 5e+2f=93 四、传动件的设计计算 圆锥直齿轮设计 已知输入功率P17Kw，小齿轮转速480r/min，齿数比u1=2.1，由电动机驱动，工作寿命8年，两班制，工作平 稳，不反转 1.选定齿轮精度等级、材料及齿数 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用8级精度(GB10095-88) 1） 材料选择 由《机械设计（第八版）》表10-1选 择小齿轮材料为40Cr(调质，表面淬火)，硬度为 280HBS、大齿轮材料均为45刚(调质，表面淬火)，

齿面硬度为240HBS，材料硬度差为40HBS。 2） z124，z250 2.按齿面接触强度设 由设计计算公式进行试算，即 d1t2.923(ZE R0.33 H)^2KT1 R(10.5R)^2•u（1） 确定公式内的各计算数值 1） 2） 试选载荷系数Kt=1.3 计算小齿轮的转矩 TⅠ139Nm 选齿宽系数R0.33 4）由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1770MPa Hlim2730MPa 5）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa ，确定区域载荷系数标准直齿圆锥齿轮传动，由图10-30 得ZH2.5 6） 计算应力循环次数 N160n1jLh604801(283658)1.1109 12N260n1jLhN15.21108 u17) 由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.92KHN20.97 8) 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数SH1，得 σHlim1KHN17700.92708.4MPa =[σ]H1SHσHlim2KHN20.97710708.1MPa =[σ]H2SH（2） 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值 KT1zdIt2.923（）(E)2 σφR(10.5R)u[H]1.31391031.822.92()=85mm 3=20.33(10.50.33)2.1708.1dmd1t(10.5R)71mm 2） 计算圆周速度v vdmn16010003.14714801.78ms 601000计算模数 m=3.5 计算载荷 根据v1.78ms，8级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数Kv=1.08 由表10-3查得KH=KF1 由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数KA1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置 查表10-9，选KHbe1.25则KHKF1.5KHbe1.875 接触强度载荷系数KKAKVKHKH2.025

3） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 Hlim1600MPa d1d1t3K2.025398.5mm Kt1.3 4） 计算模数m md198.54.1 z124 N11.1109 5） 计算齿宽 u2137mm 2 bmzRN10.52109 锥齿齿宽相同 b1b237mm 3.按齿根弯曲强度设计 m34KT1φR(10.5R)2z12YFaYSa 2σu1[F] [σH]1(1) 确定公式内的各计算数值 1）K=2.025 2)cos1uu210.9 125.8;2901.2 =408.6Mpa [σH]2=3）计算当量齿数 ZV1ZV12426.7 cos1cos25.8Z250114.9 cos2cos.2368.6Mpa ZV24）由《机械设计（第八版）》表10-5查得两齿轮齿形系数 YFa12.579,YFa22.168 由《机械设计（第八版）》表10-5 查得两齿轮齿形系数YSa11.599,YSa21.802 5)由《机械设计（第八版）》表10-20C查得两齿轮弯曲疲 劳强度极限FE1650MPa,FE2600MPa 由图10-18查的弯曲疲劳强度系数 6) 计算弯曲疲劳许用应力KFN10.88;KFN20.86

H1KHN1lim10.94750MPa705MPaH2s652.8MPa HH1H2=678.9 2 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 d1t3（21.428020042.431.82）()67.2mm 1.5913678.9 2） 计算圆周速度v vd1tn16010003.1467.2228.60.8ms 601000 N15.27108N21.761083） 计算齿宽b及模数mnt b=dd1t=1×67.2=67.2mm d1tcos67.2cos152.7mm 模数 mnt=Z124 齿高 h=2.25×mnt=2.25×2.7=6.08mm bh =67.2/6.08=11.05 4)计算纵向重合度 0.318dz1tan0.318240.2682.04 5).计算载荷系数 H1705MPa 根据V=0.8，8级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8H2652.8MPa查得动载系数KV1.05 由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数KA1 由表10-4查得 KH=1.46, 由表10-13查得KF= 1.39,

由表10-3查得KHKF1.4

故载荷系数 K＝KAKvKHKH=1×1.05×1.4×1.46=2.146 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 3H=678.9MPa d1t67.2mm d1=d1tK=70.2×Kt32.14677.5mm 1.47)计算模数mn3d1cos77.5cos153.12mm z1242KT2Ycos2YYFS[F]3.按齿根弯曲强度校核 m≥dZ21 1） 载荷系数K K＝K K K K=1×1.05×1.4×1.39=2.04 2） 当量齿数 Z12426.6 ZV133coscos15Z27279.9 ZV23coscos3153)由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y YF2.582 YS1.599 a1a1 YF2.219 YS1.768 a2a24)螺旋角系数Y 轴向重合2.04 由图10-28查得Y0.87 5)查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1610MPa FE2550MPa 查课本由图10-18c得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.9 KFN2=0.87 S=1.4

mn2.25mm

KFN1FE10.9610392.1MPa S1.4K0.87550341.8MPa [F]2=FN2FF2S1.4YF6)计算大小齿轮的FaSa,并加以比较 [F]YFa1FSa12.5821.5990.0105 [F]1392.1[F]1= 大 YFa2FSa22.231.7660.0115 [F]2343.3齿轮的数值大,选用小齿轮的尺寸设计计算 (2)计算模数 3mn22.042802000.85cos2150.0115mm2.25 21241.59对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn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mn=3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d1=77.5mm来计算应有的齿数. d1cos77.5cos15 Z125 mn3取Z126,则 Z2uZ175 4.初算主要尺寸 1)计算中心距 (zz)m(2575)3a=12n==155.29mm 2cos2cos15将中心距圆整为155 mm 2)修正螺旋角 arccos(12)mn(2575)3arccos14.07 22155

因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正 分度圆直径 z1mn25377.3mm coscos14.07z2mn753232mm d2=coscos14.07mn=3mm d1=3)计算齿轮宽度 bdd1177.577.5mm 圆整后取 B278mm 五、轴的设计计算 输入轴设计 B182mm 1、求输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 Pin 17kw n1480r/m2初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0105，得dminA03P125.6mm,因为轴上有一个键槽，故轴要加大 n15%输入轴的最小直径，初选轴承为7307AC。 3.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 选大带轮为腹板式，则大带轮宽度 d5e2f2951593 2） 端盖厚度 e1.2d31.267.2 d3为螺钉直径 根据轴承选出固定端盖所用螺钉为M16的。 3）取 d128mm ， l193mm。

4）轴承端盖的总宽度为17.2mm。根据轴承端盖的装拆 及便于对轴承添加润滑油 求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 l2’30mm ，故取l247.2mm 5） 轴承宽度为35mm 6)轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d67由《机械设 计（第八版）》表6-1 查得平键截面bh87 ，键槽用键槽铣刀加工，长 为60mm，同时为保 证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴 H7 的配合为k6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来 保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。 7)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245 4.轴结构设计

5轴上载荷 6合成应力校核轴的强度 根据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0.6，轴的计算应力 M2(T2)2ca53.7MPa W 已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得160MPa,ca1，故安全

载荷 支反力F 弯矩M 水平面H FNH11843N 垂直面V FNV14329.5N FNH25243N FNV23675N MV1153Nm

MH1184.3Nm 扭矩T 中间轴设计: T139Nm 1、求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T3 P1=6.7kw; n1=480r/min; T1=139NM 2、求作用在大齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 dm2d2(10.5d)206.250.833171.875mm 而 FT2T222802003260Ndm2171. tann516NcosFa3Ft3tan1068NFr2Ft33、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45（调质）， 根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0110，得 dminA03A6.7110333.91， 4.轴的结构设计 n1228.6

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1 取轴的最小直径为44mm，非定位轴肩高度为2mm，锥 齿对的轴长为44mm，轴颈为直径48mm，轴肩宽度为38mm， 斜齿对的轴经为44mm，长度为82mm，配有盘对的轴颈为 40mm，长为18mm，轴承对的长度为18mm （3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d23由《机械设 计（第八版）》表6-1查得平键截面bh10mm8mm，键 槽用键槽铣刀加工，长为28mm，同时为保证齿轮与轴配 H7 合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为m6；

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处 选轴的尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245 3、 求轴上的载荷 水平面H FNH14728N 垂直面V FNV12704N载荷 支反力F FNH25728N FNV2500N 弯矩M 总弯矩 扭矩T MH117500NmmMH2146300NmmMV138000NmmMV240200Nmm 22MMH2MV4407190Nmm 280200 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据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0.6，轴的计算应力 M2(T2)2ca47.8MPa W前已选定轴的材料为 45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得170MPa,ca1，故安全 输出轴设计: 1、求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3 P3 =6.432kw; n3=76.2r/min; T3=806.9Nm

2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 d3mtz22.068120232mm 而 Ft32T328069006956Ndm3232tann2610NcosFa3Ft3tan1746NFr3Ft3Ft33252NFr31224N Fa3852N3.初步确定轴的最小直径 1)先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0112，得dminA03P36.432103350mm, n376.2与联轴器相连的轴长112mm，联轴器选LT9，非定位轴肩为1，端盖厚度为7.2，轴承选用7011AC,挡油盘宽度为7.2，轴肩长度为12，轴的长度分别为L1=112mm，L2=59.6，L3=26,L4=82,L5=12，L6=78，L7=38. 3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按d67由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面 bh1610，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键m6

16mm10mm40mm.，半联轴器与轴的配合为H7，滚动轴m6承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。 （3） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245 3、 求轴上的载荷 4、

5、 载荷 支反力F FNH25026N 水平面H FNH11930N 垂直面V FNV11823.6N FNV2786.4N 弯矩M 总弯矩 扭矩T MH257000Nmm MV1113415.68NmmMV27767.32Nmm 22M1MHMV1163709.38Nmm M2121.24.8540200N.mmT2806.9Nm 126、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据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0.6，轴的计算应力 M2(T3)2ca14MPa W前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得160MPa,ca1，故安全。 六、滚动轴承的选择及计算： 输入轴承： 初步选择滚动轴承，由《机械设计课程设计》表5-12中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴7307AC，其尺寸为dDT35mm80mm21mm， Fa3815N，e=0.68, ,额定动载荷Cr32800N 22Fr1FNH1FNH200NFr24705N 则 Fd1eFr10.680043NFd23199.4NFd2FaeFd1则Fa2Fd2Fae3815N Fa2Fd143NFa10.68eFr1则 Fa20.8eFr2P1fp(X1Fr1Y1Fa1)00NP25248NP1P2 所以按轴承1的受力大小验算

106C3Lh()5000hL\"h故所选轴承满足寿命要求。 60nP210中轴： 2. 初步选择滚动轴承，由《机械设计课程设计》表5-12中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承7208C，其尺寸为dDT40mm80mm18mm， Fa24307NFa33558N，e=0. 68,额定动载荷Cr35200N 则 22Fr1FNH1FNv26334NFr24808N 则 Fd1eFr14307NFd23269N Fd1FaeFd2则Fa14307N Fa23558NFa10.68eFr1则 Fa20.74eFr2P1fp(X1Fr1Y1Fa1)6334NP25067NP1P2 所以按轴承2的受力大小验算 106C3Lh()12513hL\"h故所选轴承满足寿命要求。 60nP210输出轴轴滚动轴承计算 初步选择滚动轴承，由《机械设计课程设计》表5-12中

初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承7011C，其尺寸为dDT55mm100mm26.75mm，Fa1376N，e0.68 ，则 22Fr1FNH1FNv25087NFr22655N 则 Fd1eFr13052.2NFd21805.4N Fd2FaeFd1则Fa13052N Fa24798NFa10.6eFr1则 Fa21.8eFr2P15087NP25263N P1P2所以按轴承1的受力大小验算 106C3Lh()65000hL\"h故所选轴承满足寿命要求。 60nP210七、键连接的选择及校核计算 输入轴键计算 1、 校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为bhl8mm7mm74mm，接触长度l'lb66mm，则键联接所能传递的转矩为： 2T103P12.79[p] KLd键可以。

中间轴键计算 1、 校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为bhl10mm8mm28mm，接触长度l'281018mm，则键联接所能传递的转矩为： p2T51.6MPa[p] KLd，故单键即可。 输出轴键计算 1、 校核小链轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为bhl14mm9mm94mm，接触长度l'lb80mm，则键联接所能传递的转矩为： 校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为bhl18mm11mm40mm，接触长度l'401822mm，则键联接所能传递的转矩为： T0.25hl'dp0.251122691201000500.94Nm TT1403.032Nm，故单键既可 八、联轴器的选择 在轴的计算中已选定联轴器型号。 1.、输入轴选LT4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为63000N•mm，半联轴器的孔径d120mm，故取d1220mm，半联轴器长度L52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。 2、输出轴选LT8型弹性柱销联轴器，其公称转矩为

710000N•mm，半联轴器的孔径d145mm，故取d1245mm，半联轴器长度L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm 3.减速器附件的选择 由《机械设计（机械设计基础）课程设计》选定通气帽M362，A型压配式圆形油标A20（GB1160.1-），外六角油塞及封油垫M141.5,箱座吊耳，吊环螺钉M12（GB825-88），启盖螺钉M8。 4，润滑与密封 齿轮采用浸油润滑，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表16-1查得选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。由于大圆锥齿轮的直径185mm，大圆柱齿轮的直径240mm，圆柱齿轮与锥齿轮直径相差较大，可利用带油轮将油到未浸入油池内的锥齿轮齿面上。齿轮圆周速度v12m/s，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm。由于大圆锥齿轮v3.23m/s2m/s，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。 密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失 九．箱体结构的设计

符名称 号 机匣壁厚  考虑铸造工艺，壁厚取10 减速器型式及尺寸 mm机座底凸缘厚度 b2 2.525mm b225mm 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承端盖螺钉直d3 df 0.018(d1md2m)112 df18mmn 取n60.4~0.5df 取d318mm径 窥视孔盖螺钉直d4 0.3~0.4df d37.2mm径 定位销直径 蜗轮外圆与内机Δ1 >1.212mm 取Δ1=15mm壁距离 齿轮轮毂端面与Δ2 >10mm 取Δ2=15mm内机壁距离 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 九、设计总结 带式运输机上的两级圆锥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

d 取d7.2mm D2 D5~5.5d3 取D2140~190mmt 1~1.2d3 取t15mm

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。通过两个星期的设计实践，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. 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》、《互换性与技术测量》、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础）课程设计》等于一体。 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,结合生产实际反应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。这次课程设计也使我重新温习了以前的制图知识及电脑知识，更好的利用了绘图软件。 平时的学习仅仅是片面的，这次总体性的学习使我感受到了统筹兼顾的重要性，使我深刻的认识到了细节的重要性。同学们分组进行学习，也使我感受到了团队合作的快乐及重要性。有些问题自己看不出来，队友的提醒却起了很大的作用 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。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，继续培养设计习惯从而提高设计实践操作能力。 十、参考文献 【1】、《机械设计（第八版）》 高等教育出版社 【2】、《机械设计课程设计手册（第3版）》 高等教育出版社 【3】、《机械设计基础实训指导（第三版）》 高等教育出版社 【4】、《机械原理（第七版）》 高等教育出版社 【5】、《公差配合与技术测量（第3版）》 高等教育出版社

附件图纸

装配图

轴

大齿轮