二级圆柱直齿轮减速器设计说明书.docx

机械设计课程设计设计题目二级圆柱直齿轮减速器学院（部）机电工程学院专业班级机械学生姓名学号指导老师（签字）2013年05月16日书目第章机械设计课程设计的目的其次章设计条件及要求第三章确定额定功率，选择电动机第四章V带和带轮的设计第五章齿轮的设计第六章轴的设计第七章键的选择与校核第八章轴承的选择与校核第九章箱体及其附件设计第十章总结第十一章参考文献第一章机械设计课程设计的目的机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：<1）通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其他有关选修课程的理论，结合生产实际学问，培育分析和解决一般工程问题的实力，并使所学学问得到进一步巩固，深化和扩展。（2）学习机械设计的一般方法，驾驭通用机械零件，机械传动装置或简洁机械的设计原理和过程。（3）进行机械设计的基本技能的训练，如计算，绘图，熟识和运用设计资料（手册，图册，标准和规范等）以及运用阅历数据，进行阅历估算和数据处理等。其次章设计条件及要求设计条件：输送带工作拉力：F=2400N;输送带速度：V=0.75ms:毂轮直径：Q=330wr：传送带主动轴所需扭矩：670N.ni工作环境:清洁;载荷性质：有轻施：工作时间：“日：工作寿命：8年设计要求：用于带式运输机上的二级绽开式圆柱宜齿轮减速器，运输机连续单向运动。载荷不大，用于中小批量生产，限用期八年，按每天工作16个小时两班制计算。用于多尘环境下。零号装配图纸一张，三号零件图一张，电子版说明书一份。第三章确定额定功率，选择电动机已知所需有效弯矩T=670较轮宜径D=330mm带速v=O.75ms工作机毂轮转速n=60×0×vD=43.4rmin111P=FV得P=TV/2×1OOOD=7OOX0.63/1000XO.33=3.O5KW3=0.99联轴器效率4产098每对轴承连接效率%=0.97闭式圆柱齿轮的传动效率/4=0.96带传动效率,7=i×7*×7x4=0.85电动机功率为Po=P,=3.050.85=1.69Kw额定功率P*<1-1.3)P.则取Pfs=4kW由指导书查表得闭式圆柱齿轮传动比为3-6V型带传动比为2-4由ia=ii1.则18id144由nt=n©xi总则781.2n.t6249.6rmin初选电动机转速为1440rmin查表得选定Y112M4型电动机具额定功率为4KW二，确定传动装置的传动比并安排给部件传动比电机传动功率主轴转速工作状况系数4kw1440rmin1.2总传动比i=n,1.nh=1440/43.7=33.18暂定i皆=3.4减速器齿轮的总传动比it=i/i9.7589高速级、高速级分别为i-i2对于二级圆柱齿轮减速器可取i=(i.3-.5)i1由此可取得i=350,i2=2.79三.计算传动装置的运动和运动参数1 .计算各轴转速：I轴n,=nJi皆=1440/3.4=423.53rmin11轴n2=niwii=14403.4×3.5=121.O1.rZminII1.轴11s11Mi哲i<nii»2=1420/33.18=44.4rmin2 .计算各轴输入功率：I轴P1=P电X小X",=40.980.96=376KWI1.轴P2=PX2X产3.76x0.98X0.97=3.58KW川轴P3=P2Xt1.i×,=3.58×0.98×0.97=3.40KV3 .计算各轴扭矩：T=9550Pn=95503.76/423.53=84.85N.mII轴T2=955OP2n2=955O×3.58/121.01=282.32N.nHI轴T3=955OPn3=955O×3.40/44.4=748.27N.n第四章V带和带轮的设计已知条件:电机传动功率主轴转速工作状况系数4KW1440rmin1.21 .计算功率Pca为:Pe=KP=4x1.2=4.8KW2 .经查表选取A带令dM=118mm3 .i1.1.V1.=乃CUn*/60000得v1=-d,t1.11160000=3.14×118×1440/60000=8.9ms带速在525ms范围内，合格！由&t=i"d,1得in=3.4,dd=i帝dj2=401.2mm经查表得dd2=400mm4 .初步选取中心距：i1.1.0./(d1÷d1.z)3o2(du+d1j;)得362.6mmao1.O36mn令引取800mm计算带长:1.do=23<>+n(d111+c1.u)2+(d1n-d1.11)'/4o=1600+813.67+24.852439mm经查表得1.1=2500mmk1=1.09确定中心距：a=a+(1.-U)/2=800+30.5=83OmnI则中心变动范围：a,111=a-0.O151.,=a+0.031.1.=905mm5 .计算包角：包角以产180-57.3(ddj-1)a=160.53ft90则合格6 .经查表的K,=0.95VP=O.17,则传送带数Z为：由z=PePr=K,Pkuk(Po+<P)=1.2×4(1.92+0.17)×0.95×0.962.21取Z=37 .初拉力(FII)BIiI=500Pz(2.5-KjKazv+qv2经查表得q=0.1则(Fo).1.n=500×4.8×(2.5-0.95)/0.95×3×8.9+0.1×8.92=154.6N应使带的实际初拉力R(F0)min8 .计算压轴力FP压轴力的最小值为(Fp)in=2Z(Fo)111i11sin2=2×3×154.6×sin1.60.53/2=914.3N9 .带轮的设计(略)第七章齿轮的设计一.齿轮Zi,Z2强度校核1 .选定齿轮类型。精度等级。材料级齿数1）依据传动方案。选用宜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3）材料选择选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度相差40HBS4）选小齿轮的Z1=24大齿轮齿数Z2=3.50×24=842 .按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算小，=23服雨.厢J（1）硬性公式内各计算的值1）试选载荷kt=1.32）计算小齿轮传递转矩9549XIO(X)XPi423.53=84850f三3）由表10-7选取齿宽系数d=14）由表10-6查得材料弹性影响系数Z=189.8M-Pab25）由图10-21按齿而硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限,1.1.mI=600MPa:大齿轮的接触疲惫强度极限m2=55OM46）由应力循环次公式jV=6011J=6()×423.53×1.(2×8×365×8)=I.I87xIO''7）由图10-19取接触疲惫寿命K"z=0.90Km,=0958）计算接触疲惫许用应力，取失效概念1%,平安系数S=I卜=K"'6m2=095550=5225MPQS（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径dn,代入口,中比较小的值N罟掌阖3怦件吟圜）2）计算圆周速度V60x10003.1461,594X423.5360XI(XM)=1.366，/S3）计算齿宽bb=tid=1×61.594=61.594w?4）计算齿宽与齿高之比2h包=旦丝=2.566齿高h=2.258/n=2.25×2.566=5.17mm=10.675）计算载荷系数依据，=1.366Ms7级精度，由图10-8查得动载荷系数k>=1,08直齿轮h=h<=由表10-2查得好用示数心=1由表10-4用插值法杳7级精度小齿轮相对支承非对称布置时Amw=1.421由2=10.67,faw=1.421h查图IO-13得re=1.35载荷系数：k=kkvbrh=I×1.08×1.×1.421=1.5356）按实际的载荷示数校正算得的分度圆直径<h=4.=61.594=65.0977）计算模数Ji65.097，=2.71力243 .按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为MZN>）（1）确定公式内各计算数值1）由图10-2OC查得小齿轮弯曲疲惫强度极限g=500MPa大齿轮的弯曲强度极限a，：=380P.2）由图M8取弯曲疲惫寿命系畋:二黑3）计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫平安洗漱S=1.4ct=2、'；上=303.57AfPa>2=K''"=238.86ZS4)计算载荷系数K=KKKfKy=1.×1.08.35=1.4585)查取齿形系数由表10-5查得匕.,=2.65K.,=2.2166)查取应力校正系数由表10-5查得K,=1.58K.,=1.7747)计算大、小齿轮的K.K.¥T并加以比较丫小:2.65x1.58国303.57=0.01379匕“匕，=2.216x1.7762238.86大齿轮的数值大(2)设计计算2X1.458X»48501×242-×0.0IM8=1.92"对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所确定的承载的实力，而齿而接触疲惫强度所确定的承载实力，仅与齿轮直径有关，可取弯I1.1.1.强度算得的模数1.43,并近圆整为标准值m=2.5mm按接触强度算得的分度圆有径法=65.097，算出小齿轮齿数7小65.097Zi=-=26.0326m2.5大齿轮齿数Zz=3.50x26=914 .几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d=Z1.m=26×2.5=65mm（h=Z=91×2,5=227nm（2）计算中心距a=竺22Z=146nun（3）计算齿轮宽度b=如I=I×65=65Wj取区=65inn.Bi=TOnvn二.齿轮Z3,乙强度校核材料选择选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度相差40HBS选小齿轮的乙、=28,大齿轮齿数Z4=2.79×28=78.12,Z4=781.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算2.32停陶廊J（1）确定公式内各计算的值1）试选载荷"1.32）计第小齿轮传递转矩=282320N"imT9549100()×P2Ti=121.013）由表10-7选取齿宽系数6d=14）由表10-6查得材料弹性影响系数Ze=1898M-Pa-5）由图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限a.iiny=（M）MPcn大齿轮的接触疲惫强度极限w=550MPa6）由应力循环次公式jV5=60n27=60×!21.01.×1.×（2×8×365×8）=0.34×109NM=-=0.121x10'2.797）由图1019取接触疲惫寿命KHN3=0.95Khna=0.988）计算接触疲惫许用应力，取失效概念1%,平安系数S=Ir1KtNim30.95×600Ia;.Jt=57OMPasI卜=包”吧=0.98X550=539M4s（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d&，代入人中比较小的值八>2.32,巫.巴洛f=|1.3x2K232O=91.735zw,V曲Wv>jV12.791539）2）计算圆周速度V60×100060×103）计算齿宽bb=ddu=1×91.735=94.192mm4）计算齿宽与齿高之比?h模数w=91.735=3276Z328齿高h=2.25n=2.25×3.276=737mmb91.735厂7.37=12.445）计算载荷系数依据V=O58加/s7级精度，由图10-8查得动载荷系数fc=1.04直齿轮标=加=I由表10-2查得好用示数B=I由表10-4用插值法查7级精度小齿轮相对支承非对称布置时灿a=1.418由2=12.44,fo=1.418/1查图IO-13得Are=I.32载荷系数:k=kkvhrhH=IxI.（）4×1×1.418=1.4786）按实际的载荷示数校正算得的分度圆直径th=JvJ1.1-=91.735”=95.744U/V1.37）计算模数2.按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内各计算数值1）由图10-2OC查得小齿轮弯曲疲惫强度极限a-500MPa大齿轮的弯曲强度极限KFN3=0.852）由图IO-18取弯曲疲惫寿命系数=Q883）计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫平安洗漱S=1.4Ma=303.57MQa,i=KpM=238.86M&/4）计算载荷系数K=KKKKH=1.×I.O4.32=1.37286）查取齿形系数=2.224K4=1.768由表10-5查得匕3=2.557）查取应力校正系数由表10-5查得Kr3=1.618）计算大、小齿轮的.¥T并加以比较KM_2.55x1.61同一303.57=0.01352匕必2.224x1.768>4238.86=0.01646大齿轮的数值大（2）设计计算m,1.1.2.3728×2820§1.×282X0.01646=2.534皿对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所确定的承载的实力，而齿而接触疲惫强度所确定的承载实力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数2.534,并近圆整为标准值m=2.75mm)按接触强度算得的分度圆直径5=95.744，算出小齿轮齿数7小95.7441.cZj=34.835m2.75大齿轮齿数Z,=27935=97.65取Z,=984.儿何尺寸计算(1)计算分度圆宣径/=Zvn=35×2.75=96min<h=Zm=98X2.75=269.5mm(2)计算中心距<h+(1.t296+269.52=183mm(3)计算齿轮宽度力=拆八=1x96=96W取约=96Bi-XG1.nvn三.齿轮简图第六章轴的设计1.求作用在轴上的作用力依据三个轴的扭矩计算知：输出轴的扭矩最大，只需校核该轴，其他轴的就能满意强度要求.因已知低速级大齿轮的分度圆直径为：43=240加；则圆周力：E=2=2丝Ui=5553N;(12269.5径向力：Ff=2021N;其中各力方向如图：2初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小宜径。选取轴的材料为40C1-,调质处理。依据表14-3,取4=112,于是得：=儿后=1123琶=47.56"”;输出轴的最小直径明显是安装联轴器处的直径八“。为了使所选直径4“与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩%=K考虑到转矩改变很小，故取KA=1.3,则:Ta=KTj=1.3x748.27x10-Ar=972751N-nvn;依据计算转矩应小于联轴渊公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003,选用H1.5型弹性柱销联轴器，其公称转矩范围为125(XXKWwwo半联轴器的孔径&=55叽，故取dw=55,半联轴器长度5】皿半联轴器与轴协作的毅孔长度4=M>ttno3轴的结构设计3.1拟订轴上零件的装配方案装配方案如图所示：3.2依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度D为了满意半联轴错的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩,故取11.in段的直径4Uu=62E；右端用轴端挡圈定位，挡圈直径。=65皿。半联轴器与轴协作的毂孔长度4=IO4,W,，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故J1.1.段的长度应比。略短一些，现取*=102”"。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力作用和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并依据4川=62”，由轴承产品书目中选取。基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30313,其尺寸为d*£>xr=65nmX140nn×36mm»I/.n=du1.-w=65nun;K1.J=36”0右端滚动轴承采纳轴肩进行轴向定位。由手册上查得30313型轴承的定位轴肩高度/,=,”，因此，取41-U1.=77"”。3)取安装齿轮处的轴段N-V的直径人,=70吟齿轮的右端与右轴承之间采纳套筒定位。己知齿轮轮毂宽度为=80m,为了使套筒端面牢靠地压紧齿轮，此轴应略短于轮毂宽度，故kv=76，齿轮右端采纳轴肩定位，轴肩高度/,>007d,故取/,=6,“，则轴环处的直径d_u=82""。轴环宽度h!1.4,取=12v”°4)轴承端盖总宽为205。取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，=3(故取.=50E»5)取齿轮轮毂距箱体内壁之距离方加，高速级齿轮轮毂与低速级齿轮轮毂之距离°=25"。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离S=8三”,已知滚动轴承T=3Gw",高速级齿轮轮毂宽度1.=15mm,则%不=T+S+4+-76)=(36+8+16+4)u=Mnvn;4轴上的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位，均采纳平键连接。按齿轮轮毂孔直径&,、,=7。"，由表6-1查得平键截面XA=20/12，键槽用键槽铳刀加工长63mm。选择齿轮轮毂与轴的协作为空；半联轴器与轴的连接，选用平键为XX1.=1×1.()zwnX90，半联轴器与$|1|的协作为整，滚动轴承与轴的周向定位是通过过渡协作6来实现的，轴的直径尺寸公差为比。5确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2X45-O各轴端处的圆角半径如图6求轴上的载荷对于30313型圆锥滚子轴承，由手册查得=29”。因此，作为简支梁的支的支承跨距1.=64+76+12+82+36-58=2加依据轴的计算做出轴的弯矩图和扭矩图：从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危急截面。现将计算出的截面C处的M”、及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFftin=3702N.Fw2=1851NFwi=1347V.Fw,=674N弯短MM=262842N-nunMv=95637Nmn总弯矩M1=JWJ+=262842:+956372=279700Nmm扭矩T3=748270/VWM7按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危急截面C）的强度。依据上表的数据，以及釉单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=06,轴的计算应力'M-+(aTO232X2797(X)j+(0.6×748270)2,_ra=-：=34.23MP:W×543前已选定轴的材料为40cr,调质处理，由表15-1查得Sj=G)MPa,故平安。8精确校核轴的疲惫强度1推断危急截面截面A,II,山，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度协作引起的应力集中均将减弱轴的疲惫强度，但由于轴的的最小直径是按扭转强度较为富裕来确定的，所以截面A,II,11I,B均无需校核。从应力集中对轴的疲惫强度的影响来看，截面VI和Vn处过盈协作引起的应力集中最严峻；从受载的状况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面Iv的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈协作及键槽引起的应力集中均在两端)，而这里的轴径最大，故截面C也不必校核。截面VI和截面V1.1.明显更不必校核,因为键槽的应力集中系数比过盈协作的小，因而该轴只需校核截面Iv左右两侧即可。2截面IV右侧:抗弯截面系数W,=ti32=11×65,/32=2746为加；抗扭截曲系数W.=t'/16=11×65'/16=54925>nn'截面Iv左侧的弯矩M为M=2797OO×Nmm=137880fmm;71截面IV±的扭矩T,为=748270Nmm;截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力1.=1.=/4X27（）MPa=3.62MPa;'Wf54925轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得Of1.=640MPa,.,=275MPa,r.1.=155MPao截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数1及%按表3-2查取。因=型=0.031,=1.08;a65(I65经插值后可查得,Cfr=2oan=1.31又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为%=().82,qr=0.S5o故有效应力集中系数为幺=1.+%(,-D=1.+082x(2.0-I)=I.82;r=1.+<7r-D=I+O.85×(1.3I-1)=1.26;由附图3-2的尺寸系数心=。而；由附图3-3的扭转尺寸系数4=0.82o轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为乩=4=0.92。轴未经表面强化处理，即A=1,则综合系数为心1I82IICQKC=-S+1=+1=2.8:at,0.670.92“k.111.2611.ie=-1.+1K1=1.62；rt,0.820.92乂由合金钢的特性系数5三0.10.2,且仍H0&P。,即0.05-0.1,故取外=0.1,/=0.05于是，计算平安系数加值，则2752.8×5.O2+0.1×0=19.561.K1.62*1.054一22c.SS19.56x13.63,、V兀=-尸-=-=11.1.»5s=1.5：5j+s;J1.9.56+13.63，故可知其平安。3截面右侧：抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。V=11×7(/32mm=343(X>w,r;抗扭截面系数叼=x70'I6=68600"w:截面IV左侧的弯矩M及弯曲应力为M=1378SONnum扭矩7及扭转切应力为T1=748270N-n»n;过盈协作处的匕，由附表3-8查得，并取k=o8/,%JJ于是得1.=3.I6;-=O.8×3.I6=2.53;轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为a=A=0.92故得综合系数为K=-+-1=3.16+-1=3.25；%A0-92所以轴在截面IV右侧的平安系数为CC-I275Ktj+n,3.25×4.02+0.1.×0-'、'Sr=777=9；二10.91=,064;r-WrE2.62X+0.05×22S.=-7三=9,50>>Ss=1.5;yS-+S；2I.O52+10.64-故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严峻的应力循环不对称性，故可省略静强度校核。大齿轮处:由输出轴的结构设计，选定：低速级大齿轮处键为“=2的“X,"，键槽用键槽铳刀加工长63/»/«；键的接触高度k=0.5=0.5×1.2mm=bnvn:键的工作长度/=1.一=63-20w",=43w”：传递的转距品轮=T.=748.27Nw;查表6-2得键的许用挤压应力”.=100.”/h0Gm27×IO2×748.27×10'.1.SOC,1.tf.加以，CP=MPa=82.86,iz<f,=I(X)AwZ：kid6×43×70故大齿轮处的键联接强度足够。半联轴器处：半联轴器与轴的联接采纳平键联接：选用平键为/，XA=I6mi×IOmm,键槽用键槽铳刀加工长90w；健的接触高度&=0.5=0.5×10"=5nn：键的工作长度/=-b=90-16?/?/?=74""；查衣6-2得键的许用挤压应力分=100M&u而in27"×IO2X748.27XIO''.nc.tv.j!h"以，f,=-=-MPa=73.54f¼<f.J=I(X)AfPu;kid5×74×55故半联轴器处的健联接强度也足够。第八章轴承的选择与校核1轴承的选择：依据输出轴载荷及速度状况，轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。由输出轴的结构设计，参照工作要求并依据4川=50网”，由轴承产品书目中选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30211,其尺寸为d×D×T=55“"X1.oowX36nn,C,=90.8AN,Co=I1.5AN,e=0.4,F=1.5,%=0.8。2轴承的校核：1）轴承受力图：2 ）径向载荷工：由于圆柱宜齿轮的齿轮所受轴向力为零，所以Fae三UK依据轴的分析，可知：A点总支反力Ff1.=届+=JIM/+3702）=3939N：B点总支反力：Fri=F-m+F-v2=1851.2+6742=197ON。3 ）轴向载荷:对于圆锥滚了轴承，按表13-7,轴承派生轴向力£,=名，/T其中y为表13-5中冬>e的y值，查表得轴承30211的y值为F,y=.5,故喙=舞=3N,%1970IF=21.5=657N则因为必=0,4=&7NV几=313N,所以A处1轴承被放松，8处2轴承被压紧。故=&=657N,Ftj=Fn=6574）求轴承当量载荷P1和:依据工况，由表13-6取得载荷系数4=10且e=0.4,故1轴承：因为=黑=O.I7<e=O.4,由表136可知F113939>=/,（If；.+011）=F,1=3939A/；2轴承：因勺=空=O.33e=O4,由表13-6可知FC19706=.（阴2+%）=970N。5）验算轴承寿命：因/：>，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8年)X300(天)X16(小时)=384(X)A。=15551552%>3K4(X协；J%C"I。"(KX)S1.0160P160x44.43939故轴承具有足够寿命。第九章箱体及其附件设计1.减速器铸造箱体的结构尺寸(1)箱座，箱盖箱座壁厚：SHO.O25a+3=0.025×294+3=10.356,取b=IOmm；箱盖壁厚：J1(0.851.)J6.取4=9"»：箱座凸缘厚度：b=1.5r=1.5×10/nm=5nun；箱盖凸猿厚度：b1.=1.5J1=1.5×9nrM=3.5nvn；箱座底凸缘厚度：p=2.5(5=2.5×IOmni=25mm;箱座上的肋厚：m>O.85<y=0,85×1(wj=8.5/»/?,»取，”=9”“；箱盖上的肋厚：mI20.856=0.85×9nu>t=7.65nun,取n=9mm:(2)地脚螺栓直径：d<=0.036+12=0.036×294+12=22.584。，取力为M22;数目：6个：通孔.宜径：d(=24；沉头座11径：OM=42，阳”；地脚凸缘尺寸：C1=28/,Wj,C2=24m:(3)轴承旁螺栓轴承旁螺栓直径4=07d,=0.7X22=15.4E,取&为M16;螺栓孔直径：=沉头座立径：DIo=34/mw?；剖分面凸缘尺寸：G=24"»，C2=22Iittii:<4)其它上下箱连接螺栓宜径：d2(0.6-0.7)Jz(13.2-I5.4)三,取4为M14：螺栓通孔直径：Z=16/»/»沉头座宜径：Oo=32nvn剖分面尺寸：G=22。，C2=20:定位销：选用削G8/T117-20006x260第十章总结通过近三周时间，本组完成了二级绽开式圆柱齿轮减速瑞的课程设计。通过本次设计使我们明白学问应相互沟通，将先修课程（如机械制图,理论力学,材料力学,CAD制图，机械原理，机械设计等）中所获得的理论学问在实际的设计中综合的加以应用，使这些学问的到巩固和加强，并有所发展此外我们还熟识和驾驭了运用机械零件、机械传动系统以及简洁机械的设计方法和步骤，培育了创建性思维实力和增加独立、全面、科学的工程设计实力。本设计方案优点：本设计的主要优点，条理清楚，让读者一目了然。缺点：体积稍大，齿数的选择和齿面软硬上可有改进.有些地方思索不够完善，而且缺少实际阅历第十一章参考文献1杨可珍，程光蕴，李仲生主编.机械设计基础第五版.高等教化出版社（第五版），20052殷玉枫主编.机械设计课程设计.机械工业出版社3陆玉,何在洲,佟延伟主编.机械设计课程设计.第3版.北京:机械工业出版社，20004孙桓，陈作模主编.机械原理.第6版.北京：高等教化出版社,20015王世刚，张秀亲，苗淑杰主编.机械设计实践.哈尔滨：哈尔滨工程高校出版社，20036徐潮主编.机械设计手册.第2版.北京：机械工业出版社,20017机械设计手册编委会主编.机械设计手册.新版.北京：机械工业出版社，20048林景凡，王世刚，李世恒主编.互换性与质量限制基础.北京：中国科学技术出版社，19999濮良贵,纪名刚主编.机械设计.第八版.北京.高等教化出版社.2006.510刘鸿文主编.材料力学.第3版.北京：机械工业出版社,1992