单级斜齿圆柱齿轮传动设计链传动.doc

机械设计课程设计说明书设计题目：单级斜齿圆柱齿轮传动设计+链传动系 别：机械工程系专业班级：2002机本学生姓名：xxx 指导老师：xxx 完成日期：2004年12月12日邵 阳 学 院（七里坪校区）目录一 设计任务书二 前言三 运动学与动力学计算 电动机的选择计算 各级传动比的分配 计算各轴的转速，功率及转矩，列成表格四 传动零件设计计算五 齿轮的设计及计算六 轴与轴承的计算与校核七 键等相关标准键的选择八 减速器的润滑与密封九 箱体的设计十 设计小结十一 参考资料机械设计课程设计任务书设计题目：单级斜齿圆柱齿轮传动设计链传动原始数据： F=2600NF：输送带拉力； V=1.5m/sV：输送带速度； D=400mm D：滚筒直径。设计工作量： 设计说明书一份 二张主要零件图（CAD） 零号装配图一张工作要求：输送机连续工作，单向提升，载荷平衡两班制工作，使用年限年，输送带速度允许误差为±5%。运动简图：（见附图）二前言分析和拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。因链传动承载能力低，在传递相同扭矩时，结构尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减小链传动的结构尺寸。故本文在选取传动方案时，采用链传动。众所周知，链式输送机的传动装置由电动机、链、减速器、联轴器、滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计链式输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。 三运动学与动力学的计算第一节 选择电动机电动机是常用的原动机，具体结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。（1） 选择电动机的类型：按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（2） 选择电动机的容量：工作所需的功率：Pd = Pw/Pw = F*V/（1000w）所以： Pd = F*V/（1000*w）由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机的效率）为*w = 1*2*2*3*4*5*6式中1、2、3、4、5、6分别为齿轮传动、链传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。取1 = 0.96、= 0.99、3 =0.97、4 = 0.97、5 = 0.98、6 = 0.96 ，则： *w = 0.96×0.99×0.99×0.97×0.97×0.98×0.96 =0.832所以： Pd = F*V/1000*w = 2600×1.5/(1000×0.832) kW = 4.68 kW根据Pd选取电动机的额定功率Pw使Pm = (11.3)Pd = 4.686.09 kW由查表得电动机的额定功率 Pw = 7.5 kW（3） 确定电动机的转速：卷筒轴的工作转速为：nw = 60×1000V/D = 60×1000×1.5/(3.14×400) r/min = 71.66r/min按推荐的合理传动比范围，取链传动的传动比i1 = 2 5，单级齿轮传动比i2 = 3 5则合理总传动比的范围为: i = 6 25故电动机的转速范围为：nd = i*nw = (625)×71.66 r/min = 429.96 1791.5 r/min 符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min ，再根据计算出的容量，由附表5.1查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。方 案电动机型号额定功率 电动机转速 r/min 传动装置的传动比Ped/kW同步转速满载转速总传动比链齿轮 1YL0L-8 7.5 750 720 10.0433.35 2Y160M-6 7.5 1000 970 13.543.53.87 3Y132M-4 7.5 1500 1440 20.013.55.72 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案3比较适合。因此选定电动机型号为Y160M-6,所选电动机的额定功率Ped = 7.5 kW，满载转速nm = 970 r/min ，总传动比适中，传动装置结构紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示。中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底脚安装尺寸 A×B地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸 D×E装键部位尺寸 F×GD 160600×417×385254×210 15 42×11012×49第二节 计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。（1） 计算总传动比：i = nm/nw = 970/71.66 = 13.54（2） 分配各级传动比：为使链传动的尺寸不至过大，满足ib<ig ,可取ib =3.5 ，则齿轮的传动比：ig = i/ib = 10.15/ 3.5 = 3.87（3） 计算传动装置的运动和动力参数：各轴的转速n= nm/ib = 970/3.87 = 250.65 r/min n= n/ig = 250.65/3.5 = 71.62 r/min nw = n = 71.62 r/min 各轴的功率 P= Pm*1 = 7.5×0.96 = 7.2 kW P=P*2 *3 = 7.2×0.99×0.97 =6.914 kW Pw = P*2*4 = 6.914×0.99×0.97 = 6.64 kW (4 ) 各轴的转矩电动机的输出轴转矩 Td Td = 9550×Pm/nm =9550×7.5/970 = 73.84 Nm其他轴转矩 T= 9550×P/n = 9550×7.2/250.65 = 274.33 Nm T= 9550×P/n= 9550×6.914/71.62 = 921.93Nm Tw = 9550×Pw/nw = 9550×6.64/71.62= 885.34 Nm第三节 各轴的转速，功率及转矩，列成表格 参 数 轴 名电动机轴 轴 轴滚筒轴 转 速 970 250.65 71.62 71.62 功 率 7.5 7.2 6.914 6.64 转 矩 73.84 274.33 921.93 885.34 传动比 3.87 3.5 1效 率 0.96 0.99 0.97四、传动零件的设计计算链传动是由链条和链轮构成，链条由许多链节构成，带齿的大，小轮安装在两平行轴上。链传动属于啮合运动优点有：1）传动比准确，传动可靠，张紧力小，装配容易，轴与轴承的载荷较小，传动的效率较高，可达98%；2）与齿轮传动比较有较大的中心距；3）可在高温和润滑油环境工作，也可用于多灰尘的环境。下面就是改链传动零件的计算：计算项目 计算内容 计算结果1确定设计功率2选择链的型号 根据传递的功率P、载荷的性质和每天工作的时间等确定设计功率 Pc = KA×P = 1×7.2= 7.2 kW1确定链轮齿数z1 , z2 因为小链轮的转速为250.65r/min,假定链速.0.63,希望结构紧凑，由（教材）选取小链轮齿数z1 = 17；从动大链轮齿数z2 =i×z1 =3.5×17 =59.5(z2 < 120，合适)取整数 z 2= 602确定链条链节数Lp 初定中心距a0 = 40p , 则链节数Lp = 2a0/p+(z1+z2)/2+ p/a0*(z2 z1)/(2)2 = 119.7（节） 取Lp =120(1.1)节3计算单排链所能传递的功率P0及链节距p 由教材可知，单跟链传递功率P0 Pca/(Kz*KL*Kp)由图5-29，按小链轮转速估计，链工作在功率曲线的右侧，由表5-16 Kz =0.85 KL=1.1 单排链Kp=1P0 7.2Kw/(0.85*1.1*1)=7.70Kw 根据小链轮转速n1 = 250.65 r/min 及功率P0 = 7.70 kW，由图5-29查得可选链16A，由表5-13可查得P=25.40mm 同时也证实原估计链工作在额定功率曲线凸峰右侧是正确的。4确定链中心距a a=(-)+ =1020 mm中心距调整量a2p=50.8mm实际中心距a1=a-a=1020-50.8=969.2mm5.验证链速v=n1*z1*p/(60*1000)=250.65*17*25.4/(60*1000)=1.81m/s与原估计链速相符。6验算小链轮毂孔dk 查机械设计基础课程设计指导书的附表5.3知电动机轴径D=45mm；查表13-4查得小链轮毂孔许用最大直径dmax=51mm，大于电动机轴径，合适。7. 作用在轴上的压力Q圆周力F=1000*P/V=1000*7.2/1.81=3977.9N按水平布置取压力系数KQ*F=4972.4N 齿轮传动是应用最广泛的一种传动形式。其传动的主要优点是：传递的功率大（可达100000kW以上）、速度范围广、效率高、工作可靠、寿命长、结构紧凑、能保证恒定，齿轮的设计主要围绕传动平稳和承载能力高这两个基本要求进行的Pc =7.2 kWz1 = 17z 2= 60Lp =120 节Pc = 7.2 kWP0 =7.70kwp=25.40mma= 1020mmV=1.81m/sD=45mm=51mmF=3977.9N五齿轮的设计计算计算项目计算内容计算结果1齿轮的材料的选择2按齿根的弯曲设计3中心距与螺旋角的校核4几何尺寸的计算5校核疲劳强度6模数7接触疲劳的校核 料选用20CrMnTiA合金钢渗碳淬火。由表6-5，表6-6，齿面硬度56-62HRC， =1079，=834。由表6-4选择齿轮精度7级。该对齿轮为硬齿面齿轮，先按齿根弯曲疲劳强度设计，再按齿面接触疲劳强度校核。 齿根弯曲疲劳强度设计由公式 由式 T=9.55×*P/N小齿轮转矩=9.55××7.5/970=7.384×N.取=23 i =3.5 , =3.87×23=89.01，取=89实际传动比=89/23=3.8697传动比相对误差=|- i |/ i =0.0078，齿数选择满足要求。大齿轮转速=/=970/3.8697=250.66r/min。由表6-10，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数=0.5,由表6-7查得，使用系数=1.25；参照图6-6b，试取动载系数=1.05，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数=1.14；由表6-8，按齿面硬化，斜齿轮，/b>100N/，齿间载荷分配系数=1.2。由式（6-4）载荷系数K=1.796齿形系数按当量齿数=Z/，由图6-18查得：设螺旋角=15°，=/=25.5,=/ =98.64,则小齿轮齿形系数=2.65，大齿轮齿形系数=2.3由图6-19查得，小齿轮应力修正系数=1.59,大齿轮应力修正系数=1.78由图6-12，图6-13，tan=tan/cos=tan20°/cos15°=0.377=20.6469°=20°3849，查得/=0.032，/=0.0095，代入=23， =89，得=0.736， =0.846,= +=1.472。由式（6-16）=bsin/=0.98由图6-20查得，重合度系数=0.75。由图6-29查得，=0.87。按式（6-14）计算弯曲疲劳许用应力 =/按图6-24查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=500Mpa。由表6-13计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数：小齿轮应力循环次数环次数=60× =60×970×1× =3.399×=/3.8697=0.8958× =（3×/=0.830 =（3×/=0.892由图6-25查取尺寸系数=1。由式（6-14）=2弯曲疲劳强度安全系数=1.25 =/=664MPa =/=713.6Mpa 比较=2.65×1.59/664=0.0063=0.0057,>,应按小齿齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度。 代入公式（6-20） = =2.02按表6-1，取标准模数=2.5由公式a=（+）/2cos=2.5×（23+89）/2cos15° =144.94圆整取中心距a=145mmcos=0.9655=15.0939°,与假设=15°相近。计算大小齿轮分度圆直径 =/ cos=59.51 =/ cos=230.28 校核原假设的系数齿轮的速度v=/60×1000=3.02m/s,v/100=0.695m/s,由图6-8b查得=1.05，与原取值一致。齿宽b=0.5×95.25=29.78取=35,=30 齿面按触疲劳强度校核由式（6-17）=268.4由表6-9查得，弹性系数=0.8；由图6-14查得，节点区域系数=2.42；按图6-12，图6-13查得，重合度系数=0.8；由图6-28查得，螺旋角系数=0.982。接触疲劳许用应力=/由图6-23查得，齿轮材料接触疲劳极限应力=1500Mpa。由表6-11查得接触疲劳度计算的寿命系数：=（5×/=（5×/3.399× =0.879 =（5×/=（5×/0.8958× =0.916 由图6-23查得，工作硬化系数=1 由表6-12，接触疲劳强度安全系数=1 =/=1500×0.879×1/1 =1318.5MPa =/=1374MPa 将以上各值代入斜齿轮接触疲劳校核公式 =268.4=268.4×1×2.42×0.8×0.982 =750.98MPa=1318.5Mpa弯曲强度疲劳足够。 =23 =89=7.384×N. =0.5K=1.796=3.399×=0.8958×=664=713.6=35=30六.轴与轴承的设计计算及校核 轴的设计及键联接的选择与校核轴主要用来支承作旋转运动的零件，如齿轮、带轮，以传递运动和动力。本减速器有两根轴，根据设计要求，设计的具体步骤、内容如下：第一轴的设计 设 计 计 算 与 说 明 结 果1、 选择轴的材料确定许用应力普通用途、中小功率减速器，选用45钢，正火处理。查表2-7,取 =600 Mpa, =95 MPa2、按弯曲许用切应力，初估轴的最小直径由表2-6,查得C=110, =40 Mpa,按式（2-44）得, =32.70mm因轴上开有键槽,应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱,则直径应增大5%7%， 32.70(1+7%)=34.989初定轴的最小直径=35。3.确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度=0.502m/s 齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。4.轴得初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图，如图2-2。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用内嵌式轴承盖实现轴承两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图2-2示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。图 2-25.轴的结构设计轴的结构设计主要有三项内容：（1）各轴段径向尺寸的确定；（2）各轴段轴向长度的确定；（3）其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。（1） 径向尺寸的确定如上草图所示，从轴段=35开始，逐段选取相邻轴段的直径。起定位固定作用，定位轴肩高度h可在（23）C范围内经验选取（C为大链轮内孔倒角尺寸，取C=1），故= +2h35+2×(1×1)=37 mm,按轴的标准直径系列取=37mm 。与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取=40 mm，选定轴承代号为7408AC。起定位作用，上套挡油环，按轴的标准直径系列，取=45 mm。d即为小齿轮部分，将作为分度圆的直径，即=59.51 mm。=45 mm，=40mm（2） 轴向尺寸的确定小齿轮齿宽=35, =38,与大链轮相配合,因链轮宽为108，同理取轴段长=110。考虑安装方便轴承盖至带轮距离=30，初步取=35 mm。与轴承相配合，查轴承安装尺寸宽度=25mm,于是取=25 mm。一般情况下，齿轮端面与箱壁的距离取1015 mm,轴承端面与箱体内壁的距离=35 mm,>箱体的内壁，结合大轴的尺寸取=20mm=20mm, =25 mm两轴承中心间跨距=140mm 6.轴得强度校核（3） 计算齿轮受力转矩 =0.7384N·mm齿轮切向力=4.219kN径向力： F=tan=4.219×tan20°=1.536kN轴向力 =tan=4.219×tan15°=1.13kN（2） 计算支反力和弯矩并校核（a）水平面上=2.11kNC点弯矩: =147.7D点弯矩：=73.85水平面弯矩和受力图如上图：（b）垂直面上 支反力： =0.95kN=0.586KNC点弯矩：66.5kN.D点弯矩：=×35=33.25kN.（c）求合成弯矩 =161.98kN.=81kN. C点当量弯矩：=174.24KN. D点当量弯矩： =103.36KN. 所以,= =26.37=22.15考虑到键,所以=26.37×105%=27.68=22.15×105%=23.26 实际直径为40,强度足够.如所选超凡直径和键连接等计算后寿命和强度均能满足,则该轴的结构设计无须修改. （3）绘制轴的零件工作图。（从略）=95 Mpa=7.2 kW=970r/Min=35=1.78m/s=35=37mm=40 mm=45 mm=59.51mm=45 mm=40=35=110=35 mm=25mm=20mm=35mm=20=25 mm=20°L=140 =35mm=4.219kNF=1.536kN=1.13kN=1.13kN=2.11kN147.773.850.95kN0.586KN=161.98kN.=81kN.=174.24KN.=103.36KN.轴径满足要求 根据上述设计结果设计第二轴，2.4第二轴的设计 设 计 计 算 与 说 明 结 果1.择轴的材料确定许用应力普通用途、中小功率减速器，选用45钢，正火处理。查表2-7取=600 MPa, =95 MPa。2、按扭转强度，初估轴的最小直径由表2-6查得C=110，=40 Mpa按式（2-44）得 dC=50.46mm 由于键槽的存在,应增大轴颈以考虑其对轴强度的影响 到d=d×(1+7%)=54轴伸安装联轴器，考虑到该轴传递的扭矩较大，选用弹性柱销联器，查设计手册得联轴器型号标记为 GB5014-85，可知，与联轴器相联的轴的直径为60，也即=60。1.确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度=小齿轮的速度=0.508m/s齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。2.轴得初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图，如图2-4。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用螺栓联接式轴承盖实现轴两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，大齿轮的轴向固定采用轴肩与套筒相配合实现，轴采用阶梯轴的结构来实现零件的轴向固定，如图2-4示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。图 2-43.轴的结构设计轴的结构设计主要有三项内容：（1）各轴段径向尺寸的确定；（2）各轴段轴向长度的确定；（3）其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。a) 径向尺寸的确定如上草图所示，从轴段=60开始，逐段选取相邻轴段的直径。起定位固定作用，定位轴肩高度h可在（23）C（C为联轴器内孔倒角尺寸，取C=1）范围内经验选取，故= +2×2C60+2×（2×1）=59 mm,按轴的标准直径系列取=65 mm 。d与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并查机械设计手册，取=70 mm，选定轴承代号为7214AC。为与大齿轮装配部分，其直径应与大齿轮的内孔直径相一致，即 =72 mm。为轴肩直径，起定位作用，同理，按轴的标准直径系列，取 =75mm，=70 mmb) 轴向尺寸的确定大齿轮齿宽=30 mm,取=30 mm，L与联轴器配合,因选取联轴器是弹性柱销联轴器，取轴段长=110 mm。考虑轴承盖螺钉至联轴器距离=30，轴承端盖长为20，初步取=50 mm。与轴承相配合，查轴承宽度B=24 mm，,定位环长13 mm,于是取=40mm。起定位作用，取=2h=10mm。与轴承相配，查轴承宽度B=24mm,于是取=30 mm4.轴的强度校核1)计算齿轮受力前面计算出:转矩 T=0.92193× N·mm齿轮切向力:F=7.32KN 径向力:F= F×tan=7.32×tan20=2.664KN轴向力: =tan=1.96KN2)计算支承反力及弯矩（a）水平面上=3.66kNC点弯矩 =3.66×140÷2=256.2KN.（b）垂直面上=3.096KN =0.432KNC点弯矩：216.72kN. （c）求合成弯矩 =335.57kN. C点当量弯矩：=609.61KN.所以,=40.03考虑到键,所以 =42.06×105%=42.03实际直径为60,强度足够.如所选超凡直径和键连接等计算后寿命和强度均能满足,则该轴的结构设计无须修改。（8）绘制轴的零件工作图。（从略）P=6.914KNN=71.62r/min =60=0.508 m/s=60=65 mm=70 mm=72 mm=75 mm=70 mmL=110mm=110mm=50 mm=40mm=30 mm=10 mm=30 mm=95MPa=252 mmL=140F=2.664KN=1.96KN=0.6T=0.92193×N·mm 七、键等相关标准键的选择标准键的选择包括键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，销的选择、垫圈、垫片的选择。（1） 键的选择查表4-1（机械设计基础课程设计） 轴与齿轮相配合的键：b = 12 mm, h = 8 mm, t = 5.0mm, t1=3.3mm 轴与大齿轮相配合的键：b = 18mm, h = 11mm, t = 7.0mm, t1 = 4.4mm 轴与联轴器相配合的键：b = 14mm, h = 9mm, t = 5.5mm, t 1= 3.8mm（2） 联轴器的选择根据轴设计中的相关数据，查表4-1（机械设计基础课程设计），选用联轴器的型号为HL2, GB5014 85。（3） 螺栓、螺母、螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续想体的附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓GB5782 86, M6*25和GB5782 86, M10*35 ，GB5782 86, M10*25三种。选用螺母GB6170 86, M10和GB6170 86, M12两种。选用螺钉GB5782 86, M6*25和GB5782 86, M6*30两种。八、减速器的润滑与密封1、 传动件的润滑浸油润滑：浸油润滑适用于齿轮圆周速度V12m/s的减速器。为了减小齿轮的阻力和油的升温，齿轮浸入油中的深度以12个齿高为宜，速度高时还应浅些，在0.7个齿高上下，但至少要有10mm,速度低时，允许浸入深度达1/61/3的大齿轮顶圆半径。油池保持一定深度，一般大齿轮齿顶圆到油池底面的距离不应小于3050mm。以免太浅会激起沉积在箱底的油泥，油池中应保持一定的油量，油量可按每千瓦约350700cm3来确定，在大功率时用较小值。2、 滚动轴承的润滑：减速器中滚动轴承的润滑应尽可能利用传动件的润滑油来实现，通常根据齿轮的圆周速度来选择润滑方式，本设计采用润滑脂润滑，并在轴承内侧设置挡油环，以免油池中的稀油进入舟车功能而使润滑脂稀释。3、 润滑剂的选择：润滑剂的选择与传动类型、载荷性质、工作条件、转动速度等多种因素有关。轴承负荷大、温度高、应选用粘度较大的润滑油。而轴承负荷较小、温度低、转速高时，应选用粘度较小的润滑油，一般减速器常采用HT-40,HT-50号机械油，也可采用HL-20,HL-30齿轮油。当采用润滑脂润滑时，轴承中润滑脂装入量可占轴承室空间的1/31/2。4、 减速器的密封：减速器的密封是为了防止漏油和外界灰尘和水等进入常见的漏油部位有分箱面、轴头、盖端及视孔盖等。分箱面的密封，可在箱体剖分面上开回油槽，轴伸出处密封的装置有垫圈，O型橡胶圈和唇形密封圈。九、箱体结构设计一、 小型圆柱齿轮，为了使结构紧凑，重量较轻，采用整体式箱体，它的材料为HL150。名称符号 减速器形式及尺寸关系/mm本次设计取值/mm 齿 轮箱体壁厚 =8箱盖壁厚=8箱盖凸缘厚度=12箱座凸缘厚度=12箱座底凸缘厚度=20地脚螺栓直径及数目、n时，n=4=18,n=4轴承旁联接螺栓直径0.75=13盖与座联接螺栓直径=10联接螺栓的间距=180检查孔盖螺钉直径=6定位销直径=7、至外箱壁距离由螺栓确定=16、至凸缘距离由螺栓确定=14轴承旁凸台半径=14凸台高度 根据低速级轴承座外径确定=30外箱壁至轴承座端面的距离=50齿轮顶圆与内箱壁间的距离>=20齿轮端面与内箱壁间的距离>=10箱盖、箱座肋厚、,=7=7轴承座外径=125/90轴承端盖螺钉直径=6轴承旁联接螺栓距离S 一般取S=150十、设计小结 在申爱琳老师的耐心指导下，以及各位同学的讨论中，经过两周多时间的设计，本课题单级斜齿圆柱齿轮传动设计+链传动。其说明书的编写终于完成。本设计虽然较简单，但通过这一设计实践，我感到自己在这方面仍存在许多不足之处，对于我的本次设计，我觉得设计计算部分非常认真，该方案结构简单，易于加工，装配。且经济实用，可适用于精度要求不高的场所。同时也存在有一些尺寸设计方面的误差，对材料的选择也并非完全合理。希望指导老师能批正。通过此设计，使我加深了对机械设计基础及有关课程和知识，提高了综合运用这些知识的能力。并为在今后学习本专业打下了 必须的基础，并提高了运用设计资料，及国家标准的能力。十一、参考文献1孙桓、陈作模主编.机械原理.高等教育出版社出版.2000.82 席伟光、杨光、李波主编.机械设计基础课程设计. 高等教育出版社出版.2002.93吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.高等教育出版社出版.1998.124吴宗泽主编.机械设计.高等教育出版社出版.2003.5附件图纸