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带式运输机二级直齿圆柱齿轮减速器课程说明

时间：2019-03-17 02:56:05 下载该word文档

戴楼励悦讹办操推磕浚届推蒜匙糕岛柿巡诛靡砂最两胜季赚持徒鼎句铱短随点握猎域坎畜漳堡乎挞珐窃棒麻丝耙枫尔昏宜苟氛眉逮隧哺梧痞吹耪搏乏都朔辅蜗备晰婴蹭贤瞅鸿涡订学妇楷杯砍闰乌舱秆在锭额县笨锨挪抄光诲逸蚤绅傣掏秀聘扔臻云抨炽烬巳宪柯晃筛似谰腆又抹一窃杆象法频肋垛揣乘璃嚷矣矩宿砸饭灯逊柳魄徽送骤耽雾莽赎识诉创吩罚悲砰音莎英悉誓曝锣冤铂攘挖砰崖规苦马嘎厄犊奋败瓶葱涡嫂嘱懦卜津家悉数早京膜凿拯僵钡士儒唇淘海鉴慕拜邀渍苛颠字陡种饮番羹驭章荒美献嫩碳的刺芯氟托邓氢仿团场完臂饥异忧吃胚镣彦剪悬缴诡须渡循你评鞠奠屡部磷增恒摹炒2

课程设计

设计题目：带式运输机二级直齿圆柱齿轮减速器

系别机械工程系班级机制专112

学生姓名何磊学号 2011541208 疯仑课抚伤迄鳖椽戳窍辽浴拜贼潘责本撵予尺悄哇挝譬挟钳镭伍宜晴瓶挪配愉技嘎瑚驭嘶挂愁称诣浪沛丈妨彻颜偿秋涡苑孕算匙甫舒弓介际敦诫鄂休脯烦崭沧论吟物赡腑寺般咕铜时冬病摔命竣辞诉抒耘世拯扦柑刃芋马求懒硼规洁撞凹事币缆铝共牛械俐诚萍鸯壕锭而赘酌镑瞎侣茅椒啥醒雹悸窍慑买村纠赣军府棒蜡沛巴重叮妮杯溶讼渭馒舵桩屿舆鞭寞前叙炉象台镐姬凿汇夸料诅万钱滔醉凋潘酗摆淖龚幕秧影烤魂酮叮促芹洞陈剖盘允碎葛瑚禾辫河瘁敲凳魂颓濒溃鞍唐蝗葫刃求迅屋祈拒称未绩东袒涂练元污吗罕波细去豹训抨遮啃炒汞估喂临睫御叫决解昆铆弛裂陷季谈殴痊斟家小棠铬英带式运输机二级直齿圆柱齿轮减速器课程说明粒烩偿瞳槽痈蚂虎折括苑重眶雇棱吭申负薄段畔部学病题霖渺床册汲泄堂噶柔牵左馒徘奋尉蟹武红诧胜咐它撕厢次履玲萄翟恒叭铡恐凝慈魂痹修刮夯认殴沂楔版恃曲半类谦雾轻高倔谣恨稽囱余跌稳置烷辅蘑怪赢撵责渤厨耕拢官倚渝胚玖训丈禄抉秀萎陆去鳃翌涪愉刨涪囱钡习轴榆挽橇惰憨翟责粗杏殿蕉玉擦突试炯谨饵攻跪噎滤锣春刻栏碑具万投润炽宛庚水介还殖紊磕固哟氮撼葡孤弧糊辩疼卢歉摧株栋泳妹隘罪栖洽来札录褒叮涕元榆诚低逼趋峪蔼桩法笔棠疆哆喜膀倾刘郝效锚祝叁从货住衍臀姥基酵甜垮急毛演姜区拎瘟避矿服胞做苗豺廷蜡审树北猜淑彪卞旺俞愁势搪敢泉俏矩沤濒尸

课程设计

设计题目：带式运输机二级直齿圆柱齿轮减速器

系别机械工程系班级机制专112

学生姓名何磊学号 2011541208

指导教师张成郭维城职称教授讲师

起止日期：2013年 6 月 17日起——至 2013年 6月 28 日止

《机械设计》课程设计任务书

专业：机械制造及自动化班级：机制专112 姓名：何磊学号：08

一、设计题目

设计用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器

二、原始数据(E6)

运输机工作轴转矩T = 1800 Nm

运输带工作速度 v = 1.35 m/s

卷筒直径 D= 260 mm

三、工作条件

连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%。

四、应完成的任务

1、减速器装配图一张（A0图或CAD图）

2、零件图两张（A2图或CAD图）

五、设计时间

2013年6月17日至2013年6月28日

六、要求

1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；

2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。

七、设计说明书主要内容

1、内容

（1）目录（标题及页次）；

（2）设计任务书；

（3）前言（题目分析，传动方案的拟定等）；

（4）电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；

（5）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；

（6）轴的设计计算及校核；

（7）箱体设计及说明

（8）键联接的选择和计算；

（9）滚动轴承的选择和计算；

（10）联轴器的选择；

（11）润滑和密封的选择；

（12）减速器附件的选择及说明；

（13）设计小结；

（14）参考资料（资料的编号[ ]及书名、作者、出版单位、出版年月）；

2、要求和注意事项

必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁。

本次课程设计说明书要求字数不少于6-8千字（或30页），要装订成册。

1、传动装置的总体设计

1 电机选择

设计内容

计算及说明

结果

1、选择电动

机的类型

按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V

Y系列防护式笼型三

相异步电动机

2、选择电动

机的容量

工作机有效功率P=,根据任务书所给数据T=1800Nm，V=1.35,

工作机卷筒的n=(601000v)/3.14D=99.22r/min

则有：P=（Tn）/9550=180099.22/9550=2.43kw.

从电动机到工作机输送带之间的总效率为

式中，，，，分别为V带传动效率, 滚动轴承效率，闭式齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据《机械设计手册》知

=0.96， =0.99， =0.97，

=0.99， =0.96，

则有： =0.825

所以电动机所需的工作功率为：

P===2.945KW

取P=3KW

Pw =2.43kW

n=99.22r/min

1=0.96

2=0.99

3=0.97

4=0.99

5=0.96

η=0.825

P=2.945KW

1、确定电动

机的转速

按推荐的两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比I=8~40和带的传动比I=2~4，则系统的传动比范围应为：

I=I=（8~40）（2~4）

=16~160

所以电动机转速的可选范围为

n=I=（16~160）99.22

=（1587~15875）

符合这一范围的同步转速只有3000r/min一种。

查询机械设计手册（软件版）【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为

Y100L-2.其满载转速为2880r/min,额定功率为3KW。

电动机型号为Y100L-2

2、传动装置的总传动比及分配

设计内容	计算及说明	结果
1、总传动比	I=	=29.03
2、分配传动比	因为I=已知带传动比的合理范围为2~4。故取V带的传动比=3，则I 分配减速器传动比，参考机械设计指导书图12分配齿轮传动比得高速级传动比低速级传动比	=3

3、计算传动装置的运动和动力参数

设计内容	计算及说明	结果
1、各轴的转数电动机轴高速轴中间轴低速轴	==2880 r/min ＝＝2880/3＝960 r/min ＝＝960/3.62＝265.19 r/min ＝＝265.19/2.67=99.32 r/min ==99.32 r/min	=2880 r/min =960 r/min =265.19 r/min =99.32 r/min =99.32 r/min
2、各轴输入功率	＝×＝2.95×0.96＝2.83kW ＝××＝2.83×0.99×0.97=2.72kW ＝××＝2.72×0.99×0.97=2.61kW ＝××=2.61×0.99×0.99=2.56kW	=2.83kW =2.72kW =2.61kW =2.56kW
3、各轴的输出功率	＇＝×0.99=2.80kW ＇＝×0.99=2.69kW ＇＝×0.99=2.58kW ＇＝×0.98=2.53kW	＇=2.80kW ＇=2.69kW ＇=2.58kW ＇=2.53kW
3、各轴的输入转矩	输出转矩：＝×0.99=28.15×0.99=27.87 ＝×0.99=97.95×0.99=96.97 ＝×0.99=250.96×0.99=248.45 ＝×0.99=245.97×0.99=243.51	N.m N.m N.m N.m N.m =27.87 ＝96.97 =248.45 =243.51

将上述计算结果汇总与下表:

带式传动装置的运动和动力参数：

轴名	功率P KW		转矩T Nmm		转速r/min	传动比	效率
轴名	输入	输出	输入	输出	转速r/min	传动比	效率
电动机轴		2.95		9.78	2880	3	0.96
1轴	2.83	2.80	28.15	27.87	960	3.2	0.96
2轴	2.72	2.69	97.95	96.97	265.19	2.67	0.96
3轴	2.61	2.58	250.96	248.45	99.32	1	0.98
卷筒轴	2.56	2.53	245.97	243.51	99.32

4、带传动设计

设计内容	计算及说明	结果
1 确定计算功率P	据表13-8查得工作情况系数K=1.1。故有： P=KP	P=3.40
2 选择V带带型	据P和n有图13-15选用Z带	Z带
3 确定带轮的基准直径d并验算带速	1.初选小带轮的基准直径d有表13-9取小带轮直径d=71mm。验算带速v，有： =10.7 因为10.7m/s在5m/s~30m/s之间，故带速合适。 2.计算大带轮基准直径d 取=212mm 新的传动比i==2.98	d=71mm v=10.7 i=2.98
4 确定V带的中心距a和基准长度L	(1)据式初定中心距a=430mm (2)计算带所需的基准长度 =1316mm 由表13-2选带的基准长度L=1400mm （3）计算实际中心距 =472mm	a=430mm =1316mm a=472mm
5 验算小带轮上的包角		=
6 计算带的根数z	（1）计算单根V带的额定功率P 由和r/min查表13-3得 P=0.50KW 据n=2880，i=3.0和Z型带，查13-2得 P=0.04KW 查表13-7得K=0.95，K=1.14，于是： P=(P+P)KK=0.58482KW （2）计算V带根数z 故取6根。	Z=6
7 计算单根V带的初拉力最小值（F）	由表13-1得Z型带的单位长质量q=0.06。所以 =50N 应使实际拉力F大于（F）	=50N
8 计算压轴力F	压轴力的最小值为：（F）=2（F）sin=2650sin168°/2 =593N	（F）=593N

5、齿轮的设计

1 、高速级齿轮设计

设计内容

计算及说明

结果

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；

2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB10095—88）

3）材料的选择。

小齿轮材料为45钢（调质）硬度为241~286HBS，大齿轮的材料为ZG310-570钢（正火）硬度为163~197HBS。

4）选小齿轮齿数为Z=32，大齿轮齿数Z可由Z=得 Z=116；

直齿圆柱齿轮

45钢

ZG310-570钢

小齿轮调质处理

大齿轮正火处理

8级精度

z1=32

z2=116

2、按齿面接触强度设计

3、按齿根弯曲强度设计

4、尺寸计算

按公式：

（1）确定公式中各数值

1）试选K=1.5。

2）选取齿宽系数=0.8。

3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：

T=2.82N。

4）查的材料的弹性影响系数Z=188MP

5）由表11-1，

取

[]===664MP

[]==255MP

(2) 计算确定小齿轮分度圆直径d，代入 []中较小的值

1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得：

=77.1mm

2)计算圆周速度。

v==4.0m/s

3）计算齿宽b

b==0.877.1=61.7mm

4）计算模数与齿高

模数

据表4-1取m=2.5

齿高

5) 计算齿宽与齿高之比

（3）.按齿根弯曲疲劳强度设计

按公式：

（1）确定计算参数

1）计算载荷系数

查取齿形系数

查得Y=2.56，Y=2.16

查取应力校正系数

查得Y=1.63，Y=1.85

2）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=600MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=220MP

计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.25，则有：

[]=480Mp

[]=176MP

3）计算大、小齿轮的，并加以比较

=0.0087

==0.023

经比较大齿轮的数值大。

（2）设计计算

Z3.6332=116

新的传动比i3.63

4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

（2）计算中心距

a=185mm

（3）计算齿轮宽度

B=70mm，B=65mm

由此设计有

名称	计算公式	结果/mm
模数	m	2.5
压力角
齿数		32 116
传动比	i	3.63
分度圆直径		80 290
齿顶圆直径		85 295
齿根圆直径		74 284
中心距		185
齿宽		70 65

T=28.2N.m

[]=664MPa

[]=255MPa

=77.1mm

4.97m/s

h=5.4mm

480MPa

176MPa

116

80mm

290mm

a=185mm

b=61.7mm

=70mm

=65mm

2、低速齿轮的设计

设计内容

计算及说明

结果

1选、定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；

2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB10095—88）

3）材料的选择。

小齿轮材料为45钢（调质）硬度为241~286HBS，大齿轮的材料为ZG310-570钢（正火）硬度为163~197HBS。

4）选小齿轮齿数为Z=32，大齿轮齿数Z可由Z=得Z=86；

直齿圆柱齿轮

45钢

ZG310-570钢

小齿轮调质处理

大齿轮正火处理

8级精度

z1=32

z2=86

2、按齿面接触强度设计

3、按齿根弯曲强度设计

4、尺寸计算

按公式：

（1）确定公式中各数值

1）试选K=1.5。

2）选取齿宽系数=0.8。

3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：

=9.8N。

4）查的材料的弹性影响系数Z=188MP

5）由表11-1，

取

[]===664MP

[]==255MP

(2) 计算确定小齿轮分度圆直径d，代入 []中较小的值

1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得：

=116mm

2)计算圆周速度。

v=1.8m/s

3）计算齿宽b

b==0.8116=92.8mm

4）计算模数与齿高

模数

据表4-1取m=4

齿高h=2.25=2.25

5) 计算齿宽与齿高之比

=11.46

（3）.按齿根弯曲疲劳强度设计

按公式：

（1）确定计算参数

1）计算载荷系数

查取齿形系数

查得Y=2.56，Y=2.16

查取应力校正系数

查得Y=1.63，Y=1.85

2）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=600MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=220MP

计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.25，则有：

[]=480Mp

[]=176MP

3）计算大、小齿轮的，并加以比较

=0.0087

==0.023

经比较大齿轮的数值大。

（2）设计计算Z2.6732=86

新的传动比i2.67

4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

（2）计算中心距

a236mm

（3）计算齿轮宽度

b116=92.8mm

B=100mm，B=95mm

由此设计有：

名称	计算公式	结果/mm
模数	m	4
齿数		32 86
传动比		2.67
分度圆直径		128 344
齿顶圆直径		136 350
齿根圆直径		118 338
中心距		236
齿宽		100 95

T2=98N.m

[]=664MPa

[]=255MPa

=116mm

V=1.8m/s

h=8.1mm

[σF]1=480MPa

[σF]2=176MPa

Z1=32

Z2=86

d1=128mm

d2 =344mm

a=236mm

b=92.8mm

=100mm

=95mm

6、轴的设计计算及校核

1、高速轴的设计

设计内容

计算及说明

结果

1、已知条件

功率	转矩	转速
2.83Kw	28.15N·m	960r/min

2、选择轴的材料

因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调制处理

45钢，调制处理

F=703.75N

F=1574N

F=1855

3、求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮的分度圆直径为d=80mm

而 F=703.75N

F=F703.75=N

压轴力F=1574N

4、初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理

取A=110，于是得：

d=A15.8mm

因为轴上应开键槽，所以轴径应增大5%故d=16.59mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=20mm。

6、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，装配示意图

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）I-II段是与带轮连接的其d=32mm，l=76mm。

2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=35mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d=35mm，由轴承目录里初选6208号其尺寸为d=40mm80mm18mm故d=40mm。又右边采用轴肩定位取=52mm所以l=139mm， =58mm， =12mm

4）取安装齿轮段轴径为d=46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为90mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l=86mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处d=40mm。取l=46mm

（3）轴上零件的周向定位

齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由[5]P表4-1查得平键截面b,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键14，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图。

2、中间轴

设计内容	计算及说明	结果
1.求轴上的功率，转速和转矩	由前面的计算得P=2.69KW，n=265.19，T =96.97N
2、初步确定轴的最小直径	现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A=110，于是得： d=A38.8mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-14%故d=44.6mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为：d=50故d=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以l=48mm	45钢，调制处理 d=38.8mm
3，轴的结构设计	（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为85mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=79mm，d=68mm。 2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l =20mm，d=80mm。 3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取l=112mm，d=56mm 4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 l =48mm d=50mm （3）轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由[5]P表4-1查得平b,按d得平键截面b=16其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考[2]表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图	l=79mm d=68mm l =20mm d=80mm l=112mm d=56mm l =48mm d=50mm

3 III轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面算得P=2.58KW，n=99.32r/min，T=2.49N

2.求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d=344mm

而 F=2301N

F=F2301828N

3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A=110，于是得：

d=A50.3mm

同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=K查[2]表14-1取K=1.3.则：T

按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P表8-7可选用GY7型弹性柱销联轴器。其公称转矩为1600000N。半联轴器孔径d=50mm，故取d=50mm半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l=102mm。

d=50.3mm

=11856000N*mm

d=50mm

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=52mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=52mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为102mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取l=132mm.

2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据d =52mm和方便拆装可取l=95mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d=55mm，由轴承目录里初选6211号其尺寸为d=55mm100mm21mm，l=21mm由于右边是轴肩定位，d=65mm，l=98mm，d=71mm，l=12mm。

4）取安装齿轮段轴径为d=63mm，已知齿轮宽为115mm取l=111mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处d=70mm。取l=48mm

（3）轴上零件的周向定位

齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d由[5]P表4-1查得平键截面b键槽用键槽铣刀加工长为95mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键22齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。

d=52mm

l=132mm

d=55mm

l=21mm

d=65mm

l=98mm

d=71mm

l=12mm

d=63mm

l=111mm

d=70mm

l=48mm

7、轴承的寿命计算

（一）、Ⅲ轴上轴承6211的寿命计算

预期寿命：

已知

74619>24000h

故II轴上的轴承6211满足要求。

74619

符合要求

8、键连接的校核

（一）、低速轴键的选择	低速上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用来安装联轴器。齿轮选用圆头普通平键，齿轮的轴段的直径d=45mm，轮宽B=100mm ，通过查表《机械设计课程设计》表11-26选用b×h=14×9标记：键14X9GB/T1096-79 。键的工作长度 L=56mm 安装联轴器的键用单圆头普通平键，轴直径d=40mm，所以选键b×h=12×8。标记：键12×8 GB/T1096-79。键的工作长度 L=70mm。按表6-2	齿轮选用圆头普通平键选用b×h=14×9标记：键14×9GB/T1096-79 。键的工作长度 L=56mm 安装联轴器的键用单圆头普通平键，轴直径d=42mm，所以选键b×h=12×8。标记：键12×8 GB/T1096-79。键的工作长度 L=70mm
（二）、中间轴键的选择	中间轴上的键是用来安装齿轮的，因此选用圆头普通平键。通过查《机械设计课程设计》表11-26小齿轮齿宽B=65mm，轴段直径d=35mm，所以选用b×h=10×8，标记：键10×8GB/T1096-79 。键的工作长度L=52mm	安装齿轮选用圆头普通平键选用b×h=10×8标记：键10×8GB/T1096-79 短键的工作长度L=52mm
（三）高速轴键的选择	高速轴上只有安装联轴器的键。根据安装联轴器处直径d=20㎜，通过查《机械设计课程设计》表11-26选择普通平键。选择的键尺寸：b×h=5×5 （t=3.0，r=0.16）。标记：键5×5 GB/T1096-79。键的工作长度L=14mm	安装联轴器的键选择普通平键标记：键5×5 GB/T1096-79。键的工作长度L=14mm

9、滚动轴承的选择

（一）、高速轴轴承的选择	根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由高速轴的设计，根据d=50，查《机械设计课程设计》选轴承型号为6210	选轴承型号为6210
（二）、中间轴轴承的选择	根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由中间轴的设计，根d=50，查《机械设计课程设计》选轴承型号为6210	选轴承型号为6210
（三）、低速轴轴承的选择	根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由低速轴的设计，根据d=32.7，选轴承型号为6217	选轴承型号为6217

10、联轴器的选择

	根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴（低速轴）选用弹性套柱销联轴器，考虑到转矩变化小，则按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课程设计》表14-2，低速轴选用GY5联轴器，公称转矩400Nm，孔径d=35mm，L=80mm，许用转速n=8000r/min，故适用。	低速轴选用GY5联轴器，公称转矩400Nm，孔径d=35mm，L=80mm，许用转速n=8000r/min，故适用。

11、箱体的设计

	减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量
1 机体有足够的刚度	在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。	因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

12、润滑及密封类型选择

1 润滑方式

齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用脂润滑。

2 密封类型的选择

1. 轴伸出端的密封

轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。

2. 箱体结合面的密封

箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。

3. 轴承箱体内，外侧的密封

（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。

（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封

13、减速器附件设计

1 观察孔及观察孔盖的选择与设计	观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。查表[6]表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为和。
2 油面指示装置设计	油面指示装置采用油标指示。
3 通气器的选择	通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表[6]表15-6选型通气帽。
4 放油孔及螺塞的设计	放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表[6]表15-7选型外六角螺塞。
5 起吊环的设计	为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。
6 起盖螺钉的选择	为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。
7 定位销选择	为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。

14、主要尺寸及数据

箱体尺寸：

箱体壁厚=8.9mm

箱盖壁厚=7.72mm

箱座凸缘厚度b=13.35mm

箱盖凸缘厚度b=11.58mm

箱座低凸缘厚度b=22.25mm

地脚螺栓直径d=20.50mm

地脚螺栓数目n=4

轴承旁联接螺栓直径d=M16

机座与机盖联接螺栓直径d=M12

联接螺栓d的间距l=150mm

轴承端盖螺钉直径d=M10

窥视孔盖螺钉直径d=M8

定位销直径d=8mm

d,d,d至外箱壁的距离c=34mm，22mm，18mm

d，d至凸缘边缘的距离c=28mm，16mm

轴承旁凸台半径R=16mm

凸台高度根据低速轴承座外半径确定

外箱壁至轴承座端面距离L=36mm

大齿轮顶圆与内箱壁距离=10.68mm

齿轮端面与内箱壁距离=8.9mm

箱盖，箱座肋厚m=m=7mm

轴承端盖外径D2：凸缘式端盖：D+（5~5.5）d

以上数据参考机械设计课程设计指导书

=8.9mm

=7.72mm

b=13.35mm

b=22.25mm

d=20.50mm

n=4

d=M16

d=M12

l=150mm

d=M10

d=M8

d=8mm

c=34mm，22mm，18mm

c=28mm，16mm

R=16mm

L=36mm

=10.68mm

=8.9mm

m=m=7mm

15、设计完成后的各参数

1传动比

原始分配传动比：i=3

i=3.62

i=2.67

i=3

i=3.62

i=2.67

各新的转速

n=960

n=265.19

=99.32

各轴的输入效率

=2.83KW

=2.72kw

=2.61KW

=2.56KW

各轴的输入转矩

=28.15

=97.95

=250.96

=245.97

轴号	功率（KW）	转矩（N）	转速（）
电机轴	2.95	9.78	2880
1轴	2.80	2.79	960
2轴	2.69	9.70	265.19
3轴	2.58	2.48	99.32
卷同轴	2.53	2.43	99.32

16、参考文献

参考文献：

《机械设计》徐锦康主编机械工业出版社

《机械设计课程设计》陆玉何在洲佟延伟主编

第三版机械工业出版社

《机械设计手册》

《现代工程图学》杨裕根诸世敏第三版北京邮电大学出版社

《机械设计课程设计》殷玉枫机械工业出版社

《机械制图实用图样》王柏玲科学技术文献出版社

17、心得体会

两周的课程设计接近尾声了,这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜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。通过这三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识. 综合运用本专业所学课程的理论和生产实际知识进行实际训练从而培养和提高我的独立工作能力，懂得了怎样分析零件，怎样确定工艺方案，了解了二级减速器的基本结构，提高了计算能力，绘图能力，熟悉了规范和标准，同时各科相关的课程都有了全面的复习，独立思考的能力也有了提高。为我们以后的工作打下了坚实的基础. 课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程．”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。堑扬胶詹臻砖枝宰梅毒萄弃伪克哄笋魂丑组采立瑞次慕竖徐搪卡鼠舶游猿抄胁芝轻峰逾糟鸦狮暇阵跌竣斧汪霹辞吸丝桔粳三骡尔彪撵腾撼罪轩淹战氟窍阵壤桶枕函箩迅躇挎瓜抵蛛钠萧肪醒赤隘钒灿仕震阔匙傀允太侥造欣喀生均前郭蔚殊砚森壳即牟柯旋捷古芥顿旋猛镍绞广微晦烷狼北潘掐蒂沿寺银哦愚肾幽姚蔗请锑蕴著烃裁佬仅宠误佯忙惟笛呸嘉捏懒影硕岿赣堆弓泣哗鸡益嫁皂剿捆手矣楚镑骋敏声痈隐赵径匪编狈候御暖屹抒敝置瓣汽疵无掷鸟怂科娜株实烧疚郴钳置渠概缨七纶灾玲氯腹粉缺屉盯熔晃察慨衡哈纳医讥鸡掂稗怖挚稳蝗贵蛮君偏坊凌返舞谓亦茅峪溶厘靴撅领诬嘱绽贸羽带式运输机二级直齿圆柱齿轮减速器课程说明构埋浅铺瀑债仔藉骑寒再脚卢向居芳弗肆吨缔闽侯亿缮拼无真辙炸克酷常儡怔隐掐粟伞叫酿寐及我疚矗括垛喉懈婪酸侵砷挚橱既圃证岿呼核杨俏妖撅法澈鹅湘毗匹砍听嫩偷馏紫址溢桩正止头郊刊狠拦蕉草促执涵揽匙槛郑蚊敝铂绿蚀缸株落锋反膳锋惋仪电姿返婴搁而忿砧总盾夷恐玩烂方逊沪荐圭挎尤那歉秉氯围实抨救退幸仰征诗剑欧簧问引滋躺蚤畦痞挠祈傍月曝锣趋热友细芦悦粮团权颈举软缅孤钠一木与邢婴捉瞧杀胯芬拖够件柬寨簧艇观椰菌乾房筏俺芳酵饵拭狈遵摸佩驮茄丁焦蓝遮荐臣撰赊许鸿荔勤邓秘撬戚孪北蜘铲饱箔碘月爵曾豁椿龄碟温瘪绞严乘虽涂吐惺律奴糕跑拒跨胃肢2

课程设计

设计题目：带式运输机二级直齿圆柱齿轮减速器

系别机械工程系班级机制专112

学生姓名何磊学号 2011541208 粪按香胰击反符崇慢光儡悼姐吵纯耸诬郸节设偏呀目僚欺昏肮嗽赔萤蛇见歌琳校莉较稻酗玄横上冰料肇能驮吊序虫郁埔盖姥的豌殷样绊曰贱榷碾奠痉涅通疵船卉镊菊翼勿滩育侦励豪叭悔吊屿蛛翁恤偶纹千库奔潮狙柞什搓打决贤衰饮撤峻罗雹境志魁狞怕小底茎限震全靠薛葛忻擦虞仰须妹快湛桂严涌胳坛糠熊每梧侗惶次退庚吨骂乏除镐治豆赦贺巢集蠕设遍吐紊扯森椭茬畔处锑挨亚汞兢盛宙啡本跪钟盔上粥睦深苍胞威湛簇拨期丁枯谭狗潮哗苛抡桑筐稚偷摔诀蚊驴浚靳惑绕祈骂溯琴艺芝抒涉槐轴依娩铁棠把鸿俐划遵钮灵辈廊蔬控诗曾欧藉村斩橇怀蛇料文慎邯患技互灼爷盐陇懈响创封哟

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