同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书

PAGE45同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书设计计算及说明计算结果设计任务设计一用于带式运输机上的同轴式两级圆柱齿轮减速器（如图），工作平稳，单向运转，两班制工作。运输带容许速度误差为5%。减速器成批生产，使用期限10年。设计参数：运输机工作轴扭矩T=1500N·m，运输带速度v=0.85m/s，卷筒直径D=350㎜。 传动方案的分析与拟定如设计任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱。采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。电动机的选择3.1电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，工作电压为380V。3.2选择电动机的容量3.2.1确定电动机所需功率工作机的有效功率===取V带传动效率，滚动轴承传递效率（三对），齿轮传动效率，卷筒传动效率，联轴器传动效率。设计计算及说明计算结果从电动机到工作机输送带间的总效率电动机所需功率因载荷平稳，电动机额定功率，只需稍大于即可，查表确定电动机功率。3.2.2确定电动机转速卷筒轴工作转速V带传动范围，二级圆柱齿轮减速器传动比,总传动比范围,电动机转速可选范围=（16~300）×46.40r／min=（742.4~13920）r／min符合这一范围的同步转速为750r／min、1000r／min、1500r／min和3000r／min四种。初选同步转速为1000r／min和1500r／min的两种电动机比较。方案型号同步转速r／min满载转速r／min效率%质量㎏1Y160M-415001460881232Y160L-6100097087147由表中数据知，两个方案均可行，但方案1电动机质量小，且比价低，故采用方案1，选择电动机型号为Y160M-4。3.2.3确定电动机参数型号功率kW同步转速r／min满载转速r／min效率%质量㎏Y160M-4111500146088123额定转矩2.2最大转矩2.3电机轴键槽宽F(mm)12键槽深GF(mm)5电机轴直径D(mm)电机轴长度E(mm)110H(mm)160G(mm)37电动机型号为Y160M-4设计计算及说明计算结果传动装置运动及动力参数计算。4.1传动装置总传动比和分配各级传动比4.1.1传动装置总传动比==31.4664.1.2分配各级传动比其中，为使两级大齿轮直径相近，取，取V带传动的传动比，两级圆柱齿轮减速器传动比==符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。4.2传动装置的运动和动力参考数的计算4.2.1各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴。=设计计算及说明计算结果4.2.2各轴功率4.2.3各轴扭矩N·mN·mN·mN·mN·m运动和动力参数如下表：轴名参数电动机轴高速轴Ⅰ中速轴Ⅱ低速轴Ⅲ卷筒轴转速n(r／min)1460584164.6046.3946.39功率P（kW）8.938.578.237.907.29扭矩T（N·m）58.41140.14476.341628.381500.74传动比i2.53.5483.5481效率η0.950.960.960.93设计计算及说明计算结果传动零件的设计5.1V带轮的设计5.1.1V带设计电动机功率，转速r／min，传动比，每天工作16小时。确定计算功率由《机械设计（第八版）》156页表8-7查得工作情况系数，故

选择V带带型根据、，根据《机械设计（第八版）》157页图8-11选用B型。确定V带轮的基准直径并验算带速1）初选小带轮的基准直径。由《机械设计（第八版）》155页表8-6和157页表8-8，取小带轮基准直径。2）验算带速因为，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径由《机械设计（第八版）》157页表8-8，大带轮基准直径圆整为。B型设计计算及说明计算结果确定V带的中心距和基准长度1）由式得，，初定中心距。2）计算带所需的基准长度由《机械设计（第八版）》146页表8-2选带的基准长度。3）计算实际中心距中心距的变化范围是验算小带轮上的包角计算带的根数1）计算单根V带的额定功率由和查《机械设计（第八版）》152页表8-4得，。设计计算及说明计算结果根据，和B型带，查表8-4得，，查表8-5得，查表8-2得，于是2）计算V带的根数，故取5根带。计算单根V带的初拉力的最小值由《机械设计（第八版）》149页表8-3得，B型带的单位长度质量，故应使带的实际初拉力。计算压轴力压轴力的最小值为5根设计计算及说明计算结果5.1.2V带轮的结构设计电动机主轴直径，长度，转速，主轴上键槽深，键槽宽。选择平键。1、小V带轮的设计选材，由于（其中，），故采用腹板式带轮。小V带轮，由《机械设计（第八版）》161页表8-10查得，，，，，。则，，取，，取。轮槽工作表面粗糙度取1.6或者3.2。2、大V带轮的设计选材，由于，故采用轮辐式带轮。查表10-8得。依小V带轮取，取，则，，，，腹板式带轮轮辐式带轮设计计算及说明计算结果，，，，，轮槽工作表面粗糙度取1.6或者3.2。5.2齿轮传动设计5.2.1低速级齿轮强度设计输入功率，扭矩N·m，转速，齿数比，工作寿命10年两班制（每天16h）。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。材料选择。由表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。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。按齿面接触强度设计直齿圆柱齿轮7级精度设计计算及说明计算结果确定公式内的各计算数值。试选载荷系数，计算小齿轮传递的扭矩，由表10-7选取齿轮宽系数，由表10-6查得材料的弹性影响系数，由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限，计算应力循环次数由图10-19取接触疲劳强度寿命系数，，计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，设计计算及说明计算结果计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值计算圆周速度计算齿宽计算齿宽与齿高之比模数齿高计算载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载系数，直齿轮，，由表10-2查得使用系数，设计计算及说明计算结果由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，，由，查图10-13得，故载荷系数按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径计算模数m按齿根弯曲强度设计1）确定公式内的各计算数值①由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限。②由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，，③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，设计计算及说明计算结果④计算载荷系数K⑤查取齿形系数由表10-5查得，，⑥查取应力校正系数由表10-5查得，，⑦计算大小齿轮的，并加以比较，，大齿轮的数值大。2）设计计算对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算的的模数3.42并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数设计计算及说明计算结果，取，大齿轮齿数，取，这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，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，5.2.2高速级齿轮强度计算输入功率，扭矩N·m，转速，齿数比，工作寿命10年两班制（每天16h）。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。直齿圆柱齿轮7级精度设计计算及说明计算结果材料选择。由表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）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。2、按齿面接触强度设计确定公式内的各计算数值。试选载荷系数，计算小齿轮传递的扭矩，由表10-7选取齿轮宽系数，由表10-6查得材料的弹性影响系数，由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限，计算应力循环次数设计计算及说明计算结果由图10-19取接触疲劳强度寿命系数，，计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，2）计算①试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值计算圆周速度计算齿宽计算齿宽与齿高之比设计计算及说明计算结果模数齿高计算载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载系数，直齿轮，，由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，，由，查图10-13得，故载荷系数按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径计算模数m设计计算及说明计算结果3、按齿根弯曲强度设计（1）确定公式内的各计算数值①由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限。②由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，，③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，④计算载荷系数K⑤查取齿形系数由表10-5查得，，⑥查取应力校正系数由表10-5查得，，⑦计算大小齿轮的，并加以比较设计计算及说明计算结果，，大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算的的模数2.25并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数，取，大齿轮齿数，取，这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，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）计算中心距设计计算及说明计算结果（3）计算齿轮宽度，取，。由于减速器为同轴式，要求高低速级齿轮中心距相等。且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。故高速级齿轮传动选择的齿轮与低速级相同。5.2.3齿轮结构设计参数。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.548模数（mm）4中心距（mm）264啮合角齿数2910329103齿宽（mm）125120125120直径（mm）分度圆116421116412齿根圆106402106402齿顶圆124420124420设计计算及说明计算结果轴的设计计算6.1高速轴Ⅰ的设计计算6.1.1按转矩确定Ⅰ轴的最小直径1、高速轴上的功率、转速和转矩功率（）转速（）转矩（）8.57584140.142、作用在轴上的力高速级小齿轮的分度圆直径，3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取，于是得6.1.2Ⅰ轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案设计计算及说明计算结果2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。①为了满足V带轮轴向定位，1-2段轴右端需制出一轴肩，，故取2-3段的直径是。V带轮与轴的配合长度，为了保证轴挡圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略段些，取。按径取挡圈直径。②初选滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组。标准精度级的圆柱滚子轴承，其尺寸为，故取，而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计实践与创新》表14.5查得型轴承的定位轴肩高度，因此套筒左端高度为，且有。③取安装齿轮的轴段4-5的直径，已知齿轮轮毂的宽度为125mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，取，齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位，右端用轴肩定位，，取，轴5-6段的直径，轴环宽度，故取。④轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端设计计算及说明计算结果的装拆，取端盖的左端与V带轮右端面间的距离，故取。取齿轮距箱体避之间距离，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，取，滚动轴承宽度，则有

，考虑到轴承承受载荷的对称性和高低两级的齿轮距离，取。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的周向定位。V带轮与轴的周向定位选用平键，V带轮与轴的配合为，齿轮与轴的周向定位选用平键，为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表15-2，取轴端倒角。轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明1—27845与V带轮键连接配合2—35052定位轴肩3—45255与滚动轴承配合，套筒定位4—512160与小齿轮键连接配合5—61070定位轴环6—72964定位轴肩7—82155与滚动轴承配合总长度361mm设计计算及说明计算结果5）轴上载荷的计算根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。设计计算及说明计算结果载荷水平面H垂直面V支反力F

弯矩M

总弯矩，扭矩T6.1.3按弯矩合成应力校核轴的强度根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力，已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，因此，故安全。6.2中速轴Ⅱ的设计计算6.2.1按转矩确定Ⅱ轴的最小直径1、中速轴上的功率、转速和转矩功率（）转速（）转矩（）8.23164.60476.342、作用在轴上的力高速级大齿轮分度圆直径，，安全设计计算及说明计算结果，。高速级小齿轮分度圆直径，，，。3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取，于是得6.2.2Ⅱ轴的设计计算1）拟定轴上零件的装配方案设计计算及说明计算结果2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力作用，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求确定，据此由轴承产品目录中初步选取0基本游隙、标准精度级的圆柱滚子轴承，其尺寸为。左右两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，由查得型轴承定位轴肩高度，因此左边套筒左侧和右边套筒右侧高度为。②取安装齿轮的轴段2-3和4-5直径。齿轮与轴承之间采用套筒定位，大齿轮轮毂长，小齿轮轮毂长，为了使套筒压紧齿轮端面故取，。③大齿轮右端和小齿轮左端用轴肩定位，轴肩高度，取，则，考虑高低速轴的配合，取。④大齿轮左端面与箱体间距，小齿轮右端面与箱体间距，考虑箱体铸造误差，故。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的周向定位大小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。大齿轮周向定位按查选用平键，小齿轮周向定位按查选用平键。同时为了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，滚动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表15-2，取轴端倒角。设计计算及说明计算结果轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明1—25450与滚动轴承配合2—311655与大齿轮键连接配合3—422067定位轴肩，保证高低速齿轮配合4—512155与小齿轮键连接配合5—65450与滚动轴承配合总长度565mm5)轴上载荷的计算根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。设计计算及说明计算结果载荷水平面H垂直面V支反力F

弯矩M

总弯矩，扭矩T6.2.3按弯矩合成应力校核轴的强度根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力，已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，因此，故安全。6.3低速轴Ⅲ的设计计算6.3.1按转矩确定Ⅲ轴的最小直径1、低速轴上的功率、转速和转矩功率（）转速（）转矩（）7.9046.391626.322、作用在轴上的力高速级大齿轮分度圆直径，安全设计计算及说明计算结果3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取，于是得6.3.21）拟定轴上零件的装配方案设计计算及说明计算结果2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。联轴器的设计计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则。按照，查标准，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。①为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需制出一轴肩，取该段直径，则取6-7段直径，右端用轴端挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面，故取7=8段直径比略短，取。②初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆柱滚子轴承，其尺寸为，故，而。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，查得定位轴肩高度，因此取.③取安装齿轮处的轴段4-5的直径，齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取。则轴环处的直径，轴环宽度，取。④轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端的装拆，取端盖的左端与V带轮右端面间的距离，故取。设计计算及说明计算结果⑤取齿轮距箱体避之间距离，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，取，故。考虑到轴载荷对称分布以及装配工艺性，取。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按选用平键，同时为保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为。半联轴器与轴连接按选用平键，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为。轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明1—22885与滚动轴承配合2—32095定位轴肩3—412104定位轴环4—511690与大齿轮键连接配合5—65985与滚动轴承配合，套筒定位6—75082定位轴肩7—813075与半联轴器键连接配合总长度415mm设计计算及说明计算结果5）求轴上载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。载荷水平面H垂直面V支反力F

弯矩M总弯矩扭矩T设计计算及说明计算结果6.3.3按弯矩合成应力校核轴的强度根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力，已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，因此，故安全。7、滚动轴承的选择计算轴承预期寿命7.1高速轴Ⅰ上滚动轴承的选择计算7.1.1Ⅰ轴上轴承的选择选用型圆柱滚子轴承，，。7.1.2Ⅰ轴上轴承寿命计算1、两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程可知，，；，；，。2、轴承当量动载荷和查《机械设计（第八版）》表13-6，载荷系数，安全设计计算及说明计算结果3、验算轴承寿命因为，所以按照轴承1的受力大小验算，故所选轴承满足寿命要求。7.2中速轴Ⅱ上滚动轴承的选择计算7.2.1Ⅱ轴上轴承的选择选用型圆柱滚子轴承，，。7.2.2Ⅱ轴上轴承寿命计算1、两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程可知，，；，；，。2、轴承当量动载荷和查《机械设计（第八版）》表13-6，载荷系数，满足寿命要求设计计算及说明计算结果3、验算轴承寿命因为，所以按照轴承2的受力大小验算，故所选轴承满足寿命要求。7.3低速轴Ⅲ上滚动轴承的选择计算7.1.1Ⅲ轴上轴承的选择选用型圆柱滚子轴承，，。7.1.2Ⅰ轴上轴承寿命计算1、两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程可知，，；，；，。2、轴承当量动载荷和查《机械设计（第八版）》表13-6，载荷系数，3、验算轴承寿命满足寿命要求设计计算及说明计算结果因为，所以按照轴承2的受力大小验算，故所选轴承满足寿命要求。8、键连接的选择计算普通平键链接的强度条件为，键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计（第八版）》表6-2取。8.1电机上键键连接的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，，故该键满足强度要求。8.2Ⅰ轴上键连接的选择计算8.2.1V带轮处的键的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，，故该键满足强度要求。满足寿命要求该键满足强度要求该键满足强度要求设计计算及说明计算结果8.2.2小齿轮处键的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，，故该键满足强度要求。8.3Ⅱ轴上键连接的选择计算8.3.1大齿轮处键的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，，故该键满足强度要求。8.3.2小齿轮处键的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，，故该键满足强度要求。8.4Ⅲ轴上键连接的选择计算8.4.1大齿轮处键的选择计算该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求设计计算及说明计算结果取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，，故该键满足强度要求。8.4.2联轴器周向定位键取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，，故该键满足强度要求。9、联轴器的选择根据轴输出转矩，联轴器计算转矩，查选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，符合要求。10、润滑和密封类型的选择10.1润滑方式根据前面计算，齿轮最大圆周速度，故采用浸油润滑。10.2润滑油根据工作环境，选择润滑油为矿物油。10.3装油量计算该键满足强度要求该键满足强度要求设计计算及说明计算结果10.4密封类型的选择1、机体与机盖之间的密封使连接处凸缘有足够的宽度，连接表面应精刨，保证机盖与机座连接处的可靠密封，表面粗糙度不大于。在机座凸缘上铣出回油沟，使渗入连接面的油重新流回箱底。2、滚动轴承与机座间的密封选择接触式垫圈密封。11、附件选择设计11.1观察孔及观察孔盖的选择与设计查《机械设计实践与创新》表4.7，观察孔，孔盖，，孔径，孔数。11.2油面指示装置设计查表4.10选用油标尺。11.3通气器的选择查表4.8选用一次过滤装置的通气帽。11.4放油孔及螺塞的设计查表4.9选用六角螺塞及封油垫，封油圈材料为耐油橡胶。油塞材料为。11.5起吊环、吊耳的设计箱盖上吊耳环，，箱座上吊钩，，，，11.6起盖螺钉的选择选用螺钉设计计算及说明计算结果11.7定位销选择选用圆锥销12、箱体设计箱体材料为，结构尺寸如表：(单位：mm)代号名称数据代号名称数据箱座壁厚10地脚螺栓M22箱盖壁厚9轴承螺栓M16箱座加强肋厚8.5连接分箱面的螺栓M14箱盖加强肋厚7.6轴承盖螺钉高速中速箱座分箱面凸缘厚15低速箱盖分箱面凸缘厚14检查孔盖螺钉平凸缘底座厚23.5地脚螺栓数6轴承座孔边缘至轴承螺栓轴线的距离30轴承螺栓的凸台面65轴承座孔外端面至箱外壁的距离45箱座深度260箱体分箱面凸缘半径35箱体内壁圆角半径10轴承座孔外径高速，，中速，，低速，，中间支承，，设计计算及说明计算结果13、设计小结机械设计课程设计只有本着人真负责的态度才能做好。选定轴承后立即校核，若不适合及早更换，以免最后进行大的修改。成熟的设计需要扎实的基本知识和日积月累的经验。14、参考文献《机械设计（第八版）》濮良贵、纪名刚高等教育出版社《机械原理（第七版）》孙恒、陈作模、葛文杰高等教育出版社《机械设计实践与创新》王世刚、王树才国防工业出版社《画法几何及机械制图（第六版）》朱冬梅、胥北澜、何建英华中科技大学出版社《机械设计课程设计手册（第三版）》吴宗泽、罗圣国高等教育出版社基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究基于单片机的模糊控制器在工业电阻炉上的应用研究基于双单片机冲床数控系统的研究与开发基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究基于TCP/IP协议的单片机与Internet互联的研究与实现变频调速液压电梯单片机控制器的研究基于单片机γ-免疫计数器自动换样功能的研究与实现基于单片机的倒立摆控制系统设计与实现单片机嵌入式以太网防盗报警系统基于51单片机的嵌入式Internet系统的设计与实现单片机监测系统在挤压机上的应用MSP430单片机在智能水表系统上的研究与应用基于单片机的嵌入式系统中TCP/I