二级圆柱齿轮减速器计算说明

目 录

《机械设计》课程设计任务书 ............................... 2 1、传动装置的总体设计 .................................... 4 2、传动装置的总传动比及分配 .............................. 5 3、计算传动装置的运动和动力参数 .......................... 6 4、带传动设计 ............................................ 7 5、齿轮的设计 ............................................ 9 6、轴的设计计算及校核 ................................... 17 7、轴承的寿命计算 ....................................... 23 8、键连接的校核 ......................................... 23 10、联轴器的选择 ........................................ 24 12、润滑及密封类型选择 .................................. 25 13、减速器附件设计 ...................................... 25 14、主要尺寸及数据 ...................................... 26 15、设计完成后的各参数 .................................. 27 16、参考文献 ............................................ 29 17、心得体会 ............................................ 30

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《机械设计》课程设计任务书

专业：机电一体化 班级：16高职1班 姓名： 学号：

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

2017年12月25日至2017年12月31日

六、要求

2

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。

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1、传动装置的总体设计

1 电机选择

设计内容 1、选择电动 机的类型 计算及说明 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 结 果 Y系列防护式笼型三 相异步电动机 Tn工作机有效功率Pw=9550,根据任务书所给数据T=1800Nm，V=1.35ms Pw =2.43kW n=99.22r/min , 工作机卷筒的n=(601000v)/3.14D=99.22r/min 则有：Pw=（Tn）/9550=180099.22/9550=2.43kw. 从电动机到工作机输送带之间的总效率为 =1243245 2、选择电动 机的容量 式中1，2，3，4，5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 1=0.96 1=0.96，2=0.99，3=0.97， 4=0.99，5=0.96， 则有： 2=0.99 3=0.97 4=0.99 5=0.96 η=0.825 Pd=2.945KW =0.825 所以电动机所需的工作功率为： 2.43Pd==0.8417=2.945KW 取Pd=3KW Pw4

按推荐的两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比I齿=8~40和带的传动比I带=2~4，则系统的传动比范围应为： I=I齿i带=（8~40）（2~4） =16~160 所以电动机转速的可选范围为 nd=Inw=（16~160）99.22r/min =（1587~15875）r/min 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 1、 确定电动 电动机型号为Y100L-2 机的转速 Y100L-2.其满载转速为2880r/min,额定功率为3KW。 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=nm288029.03 nw99.22 ianm=29.03 nw因为Ia=i带i齿已知带传动比的合理范围为2~4。 故取V带的传动比i01=3，则 I齿2、分配传动比 i01=3 i123.62 ia9.68i01 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i123.62 低速级传动比i232.67 i232.67

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3、计算传动装置的运动和动力参数

设计内容 1、 各轴的转数 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 计算及说明 结 果 n0=nm=2880 r/min n1＝nm/i01＝2880/3＝960 r/min n2＝n1/i　12＝960/3.62＝265.19 r/min n0=2880 r/min n1=960 r/min n2=265.19 r/min n3=99.32 r/min n4=99.32 r/min n3＝n2i23＝265.19/2.67=99.32 r/min n4=n3=99.32 r/min P1＝2、各轴输入功率 pd×1＝2.95×0.96＝2.83kW P1=2.83kW P2=2.72kW P3=2.61kW P2＝P1×2×3＝2.83×0.99×0.97=2.72kW P3＝P2×2×3＝2.72×0.99×0.97=2.61kW P4＝P3×2×4=2.61×0.99×0.99=2.56kW P1＇＝P1×0.99=2.80kW 3、各轴的输出功率 P4=2.56kW P1＇=2.80kW P2＇＝P2×0.99=2.69kW P3＇＝P3×0.99=2.58kW P2＇=2.69kW P3＇=2.58kW P4＇＝P4×0.98=2.53kW P4＇=2.53kW T09550p02.9595509.78 Nm n02880P12.83955028.15Nm n1960P22.72955097.95Nm n2265.19P32.619550250.96Nm n399.32T 09.78N.m T195503、各轴的输入转矩 T 128.15N.m T29550T 297.95N.m T39550T 3250.96N.m T6

4245.97N.m

T49550P42.569550245.97Nm n499.32 T1=27.87Nm T2＝96.97Nm 1T3=248.45Nm 11输出转矩： T1＝T1×0.99=28.15×0.99=27.87Nm T2＝T2×0.99=97.95×0.99=96.97Nm 1T3＝T3×0.99=250.96×0.99=248.45Nm 11T4=243.51Nm 1T4＝T4×0.99=245.97×0.99=243.51Nm 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： 功率P KW 轴名 输入 电动机轴 1轴 2轴 3轴 卷筒轴 2.83 2.72 2.61 2.56 输出 2.95 2.80 2.69 2.58 2.53 输入 28.15 97.95 250.96 245.97 输出 9.78 27.87 96.97 248.45 243.51 2880 960 265.19 99.32 99.32 3 3.2 2.67 1 0.96 0.96 0.96 0.98 转矩T Nmm 转速r/min 传动比 效率 14、带传动设计

设计内容 计算及说明 据表13-8查得工作情况系数KA=1.1。故有： Pca=KAP1.22.833.40KW 2 选择V带带型 3 确定带轮的基准直径dd1据Pca和n有图13-15选用Z带 Z带 结 果 1 确定计算功率Pca Pca=3.40 1.初选小带轮的基准直径dd1有表13-9取小带轮直径dd1=71mm。 7

dd1=71mm

并验算带速 验算带速v，有： vv=10.7ms dd1n0601000ms3.14712880 601000dd2212 i带=2.98 =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dd2 dd2n12880d1(1)71(10.02)208.74mm n2960取dd2=212mm 新的传动比i带=212=2.98 71(1)据式a01.5(d1d2)初定中心距a0=430mm (2)计算带所需的基准长度 (dd1dd2)2 Ld02a0(dd1dd2) 24a0a0=430mm 4 确定V带的中心距a和基准长度Ld 3.14(21271)2(71212) 2320 24430 =1316mm 由表13-2选带的基准长度Ld=1400mm （3）计算实际中心距 Ld0=1316mm a=472mm aa05 验算小带轮上的包角 LdLd0430(14001316)/2=472mm 257.3dd1)163120 a180(dd2=163 8

（1）计算单根V带的额定功率Pr 由dd171mm和n02880r/min查表13-3得 P0=0.50KW 据n0=2880rmin，i=3.0和Z型带，查13-2得 6 计算带 P0=0.04KW 的根数z 查表13-7得K=0.95，KL=1.14，于是： Pr=(P0+P0)KLK=0.58482KW （2）计算V带根数z ZZ=6 pca3.405.81 Pr0.58482 故取6根。 由表13-1得Z型带的单位长质量q=0.067 计算单根V带的初拉力最小值（F0）min kgm。所以 (F0)min500(2.5K)Pcaqv2 Kzv(F0)min=50N (2.50.95)3.40 5000.0610.72 0.95610.7 =50N 应使实际拉力F0大于（F0）min 压轴力的最小值为： 8 计算压p （Fp）min=2z（F0）（Fp）min=593N 轴力F minsin2=2650sin168°/2 =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 9

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。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 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Z1=32，大齿轮齿数Z2可由Z2=i12Z1得 Z2=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、按齿面接按公式： 触强度设计 d1t3 2KtT1u1ZEZH2() du[H] T1=28.2N.m （1）确定公式中各数值 1）试选Kt=1.5。 1）计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式可得： 10

2）选取齿宽系数d=0.8。 3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T1=2.8210Nmm。 124 [H]1=664MPa 4）查的材料的弹性影响系数ZE=188MP 5）由表11-1， 取SH1.1,SF1.25 [H]1=Hlim1SH=730=664MP 1.1[H]2=Hlim1SH=255MP [H]2=255MPa (2) 计算 确定小齿轮分度圆直径d1t，代入 [较小的值 H]中

d1t321.52.821044.631882.52() 0.83.63255d1t=77.1mm =77.1mm 2)计算圆周速度。 v=vd1tn13.1480960=4.0m/s 6010006010004.97m/s 3）计算齿宽b b=dd1t=0.877.1=61.7mm 4）计算模数与齿高 模数mtd1t77.12.4mm z132据表4-1取m=2.5 齿高h2.25mt2.252.45.4mm 5) 计算齿宽与齿高之比b hmt2.5 h=5.4mm 3、按齿根弯曲强度设计 （3）.按齿根弯曲疲劳强度设计 查得YSa1=1.63，YSa2=1.85 按公式： mn3b61.7 11.43 h5.42KT1YFaYSa •2[F]dZ1 （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 查取齿形系数 查得YFa1=2.56，YFa2=2.16 查取应力校正系数 2）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE1=600MP，大齿轮 11

4、尺寸计算 的弯曲疲劳强度极限FE2=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： [F]1 FE1S600=480Mp 1.25FE2176F2 []=176MP S1.25YFaYSa[F] ，并加以比较 3）计算大、小齿轮的 YFa1YSa12.561.63=0.0087 [F]1480YFa2YSa22.161.85==0.023 176[F]2 F1480MPa 经比较大齿轮的数值大。 （2）设计计算 Z2F2176MPa i12Z13.6332=116 新的传动比i124.几何尺寸计算 1163.63 32z132 z2116 （1）计算分度圆直径 d1mz12.53280mm d2mz22.5116290mm （2）计算中心距 ad1 80mm d2290mm =185mm a=185mm 12 (Z1Z2)m2（3）计算齿轮宽度 b=dd10.877.161.7mm B1=70mm，B2=65mm 由此设计有

名称 模数 压力角 齿数 计算公式 m 结果/mm 2.5 b=61.7mm B1=70mm o z1z2 20 32 116 3.63 80 290 85 295 74 284 B2=65mm 传动比 分度圆直径 齿顶圆直径 i d1d2 *da1d12hamda2d22hm*a齿根圆直径 *df1d12(hac*)m*df2d22(hac*)m 中心距 am(z1z2) 2185 齿宽 B1 B2 70 65 2、低速齿轮的设计

设计内容 计算及说明 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Z1=32，大齿轮齿数13

结 果 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 1选、定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 Z2可由

Z2=i23Z1得Z2=86； z1=32 z2=86 2、按齿面接 按公式： 触强度设计 4）查的材料的弹性影响系数 5）由表11-1， 取SH1.1,SF1.25 ZE 1）试选Kt=1.5。 d1t32KtT1u1ZEZH2() du[H] T2=98N.m （1）确定公式中各数值  2）选取齿宽系数d=0.8。 3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T2=9.810Nmm。 4=188MP 12 [H]1=664MPa [H]1=Hlim1SH=730=664MP 1.1[H]2=Hlim1SH=255MP [H]2=255MPa (2) 计算 确定小齿轮分度圆直径中较小的值 d1t，代入 [H] 1）计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式可得： d1tm 321.59.81043.671882.52()=116m0.82.67255d1t=116mm V=1.8m/s 2)计算圆周速度。 d1tn13.14128265.19v=1.8m/s 60100060100014

3）计算齿宽b b= =0.8116=92.8mm dd1t 4）计算模数与齿高 模数mtd1t1163.6mm z132mt4mm h=8.1mm 据表4-1取m=4 m 齿高h=2.25t=2.253.68.1mm b 5) 计算齿宽与齿高之比h b92.8 =11.46 h8.1 3、按齿根弯 （3）.按齿根弯曲疲劳强度设计 曲强度设计 按公式： [2KT1YFaYSa mn3 •2[F]dZ1（1）确定计算参数 1）计算载荷系数 查取齿形系数 查得YFa1=2.56，YFa2=2.16 查取应力校正系数 查得YSa1=1.63，YSa2=1.85 2）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE1=600MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=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： F]1FE1600=480Mp S1.2515

[σF]1=480MPa

4、尺寸计算 FE2176F2 []=176MP S1.25YFaYSa[F] ，并加以比较 3）计算大、小齿轮的 [σF]2=176MPa Z1=32 Z2=86 d1=128mm d2 =344mm YFa1YSa12.561.63=0.0087 [F]1480YFa2YSa22.161.85==0.023 176[F]2 经比较大齿轮的数值大。 （2）设计计算Z2i23Z12.6732=86 新的传动比i234.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 862.67 32 d1mz1432128mm d2mz2486344mm （2）计算中心距 a(Z1Z2)m2(3286)4236mm 2 a=236mm b=92.8mm （3）计算齿轮宽度 bdd10.8116=92.8mm B1=100mm，B2=95mm 由此设计有： 名称 模数 齿数 计算公式 m 结果/mm 4 32 86 2.67 B1=100mm B2=95mm z1z2 传动比 i 16

分度圆直径 d1d2 128 344 136 350 118 338 齿顶圆直径 *da1d12hamda2d22hm齿根圆直径 *a *df1d12(hac*)m*df2d22(hac*)m 中心距 齿宽 am(z1z2) 2B1 B2 236 100 95 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 2.83Kw 转矩 转速 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 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 Ftd1=80mm 3、求作用在齿轮上的力 2T1228150=703.75N d180 Ft=703.75N Fr=1574N Fa=1855N Fr=Fttan703.75tan20=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A0=110，于是得： 17

dmin=A03 P2.831311015.8mm n1960dmino15.8mm 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dmin=20mm。 （1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，装配示意图 dⅡⅢ35mm lⅠⅡ58mm （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dIII=32mm，6、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 lIIIdⅡⅢ35mm dⅢⅣdⅦⅧ40mm =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lIIIII=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取dIIIII=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dIIIII=35mm，由轴承目录里初选6208号其尺寸为dDB=40mm80mm18mm故dIIIIV=40mm。又右边采用轴肩定位取dⅣⅤ=52mm所以lⅣⅤ=139mm，dⅤⅥ=58mm，lⅤⅥ=12mm 4）取安装齿轮段轴径为dⅥⅦ=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lⅥⅦ=86mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则lⅦⅧ46mm dⅣⅤ52mm dⅥⅦ46mm lⅥⅦ86mm dⅤⅥ58mm lⅡⅢ58mm lⅦⅧ46mm lⅣⅤ12mm 18

此处dⅦⅧ=40mm。取lⅦⅧ=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dIII由[5]P53表4-1查得平键截面bh108,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H7，同样齿n6轮与轴的连接用平键14963，齿轮与轴之间的配合为H7轴承与轴之间的周向定位是用过渡n6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45.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 由前面的计算得1.求轴上的功率，转速和转矩 1=96.97r1P=2.69KW，n1=265.19min，T 105Nmm 19

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A0=110，于是得： dmin=A03 45钢，调制处理 P22.69110338.8mm n2265.19 dmin=38.8mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-14%故dmin=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DB=509020故dIII=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以lIII=48mm 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 lIIIII=79mm dIIIII=68mm （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lIIIII=79mm，dIIIII=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lIIIIV =20mm，dIIIIV=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lIVV=112mm，dIVV=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20

lIIIIV =20mm dIIIIV=80mm lIVV=112mm

24mm则 lVVI =48mm dVVI=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dⅡⅢ由[5]P53表4-1查得平bhL161075,按dIVV得平键截面bhL=1610109其与轴的配合均为dIVV=56mm lVVI =48mm dVVI=50mm H7。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实n6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45.个轴肩处圆觉角见图 3 III轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩 2.求作用在齿轮上的力 由前面算得P3=2.58KW，n3=99.32r/min，T3=2.4910Nmm 6 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d4=344mm 62T22.491032301N 而 Ft=d4260 Fr=Fttan2301tan 20828N 3.初步确定轴的最小直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A0=110，于是得： dmin=50.3mm 21

径 dmin=A03 P36.44110350.3mm n367.4T ca =11856000N*mm dIII=50mm 同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA14-1取KA=1.3.则：T3查[2]表5TcaKAT31.39.12101185600Nmm 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P99表8-7可选用GY7型弹性柱销联轴器。其公称转矩为1600000Nmm。半联轴器孔径d=50mm，故取dIII=50mm半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=102mm。 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 dIIIII=52mm lIII=132mm （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dIIIII=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L1略短一些，现取lIII=132mm. 2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据dIIIII =52mm和方便拆装可取lIIIII=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dⅢⅣ=55mm，由轴承目录里初选6211号其尺寸为dDB=55mm100mm21mm，lIIIIV=21mm由于右边是轴肩定位，dⅣⅤ=65mm，lⅣⅤ=98mm，dⅤⅥ=71mm，lⅤⅥ=12mm。 4）取安装齿轮段轴径为dⅥⅦ=63mm，已知齿轮宽为115mm取lⅥⅦ=111mm。齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，轴肩高此处dⅦⅧ=70mm。取lⅦⅧ=48mm h=6mm则lⅦⅧ=48mm dⅢⅣ=55mm lIIIIV=21mm dⅣⅤ=65mm lⅣⅤ=98mm dⅤⅥ=71mm lⅤⅥ=12mm dⅥⅦ=63mm lⅥⅦ=111mm dⅦⅧ=70mm 22

（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dIII由[5]P53表4-1查得平键截面bh1811键槽用键槽铣刀加H7，同样齿轮k6H7与轴的连接用平键2214齿轮与轴之间的配合为轴承与n6工长为95mm。选择半联轴器与轴之间的配合为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45.个轴肩处圆觉角见图。  7、轴承的寿命计算

（一）、Ⅲ轴上轴承6211的寿命计算 '预期寿命：Lh83001024000h Lh74619 符合要求 已知P6440N,n67.42r/min,C43200 661043200310CLh()()60nP6067.425644074619>24000h 故III轴上的轴承6211满足要求。 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 23

（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 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 （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 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 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6210 （三）、低速轴轴承的选择 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

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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 2 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 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6.3 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。 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 2 密封类型的选择 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140120和 11090。 2 油面指示装油面指示装置采用油标指示。 25

置设计 3 通气器的选择 4 放油孔及螺塞的设计 通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表[6]表15-6选M362 型通气帽。 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成1.5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M201.5型外六角螺塞。 5 起吊环的设计 6 起盖螺钉的选择 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。 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1=7.72mm 箱座凸缘厚度b=13.35mm 箱盖凸缘厚度b1=11.58mm 箱座低凸缘厚度b2=22.25mm 地脚螺栓直径df=20.50mm 地脚螺栓数目n=4 轴承旁联接螺栓直径d1=M16 机座与机盖联接螺栓直径d2=M12 联接螺栓d2的间距l=150mm 轴承端盖螺钉直径d3=M10 =8.9mm 1=7.72mm b=13.35mm b1=22.25mm b2=22.25mm df=20.50mm n=4 d1=M16 d2=M12 l=150mm d3=M10 26

窥视孔盖螺钉直径d4=M8 定位销直径d=8mm df,d1,d2至外箱壁的距离c1=34mm，22mm，18mm df，d2至凸缘边缘的距离c2=28mm，16mm 轴承旁凸台半径R1=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L1=36mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离1=10.68mm 齿轮端面与内箱壁距离2=8.9mm 箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm 轴承端盖外径D2：凸缘式端盖：D+（5~5.5）d3 以上数据参考机械设计课程设计指导书 d4=M8 d=8mm c1=34mm，22mm，18mm c2=28mm，16mm R1=16mm L1=36mm 1=10.68mm 2=8.9mm m1=m=7mm 15、设计完成后的各参数

1传动比 各新的转速 n2=n1=原始分配传动比：i带=3 i12=3.62 i23=2.67 i带=3 i12=3.62 i23=2.67 n1=960 n2=265.19 2880960 3960265.19 3.62265.11999.32 2.67n3=99.32 n327

各轴的输入效率 各轴的输入转矩 P1Pd122.950.962.83 P2P1342.830.970.992.72 P3P2562.720.970.992.61 P4P3782.610.990.992.56 P1=2.83KW P2=2.72kw P3=2.61KW P4=2.56KW T19550T29550T39550P12.83955028.15 Nm n1960P22.72955097.95 Nm n2265.19P32.619550250.96 Nm n399.32T1=28.15Nm T2=97.95Nm T3=250.96Nm T4=245.97Nm T49550P12.569550245.97 Nm n199.32功率 （KW） 转矩转速（rmin） （Nmm） 9.7810 2.7910 9.7010 2.4810 2.4310 66555 轴 号 电机轴 1轴 2轴 3轴 卷同轴 2.95 2.80 2.69 2.58 2.53 2880 960 265.19 99.32 99.32

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16、参考文献

1）王凤平主编.《机械设计课程设计指导书》.北京.机械工业出版社.2009.8 2）杨可桢主编. 《机械设计基础》.北京. 高等教育出版社.2009 3）王凤平主编. 《机械设计基础》.北京.机械工业出版社.2009

4）向敬忠主编. 《机械设计课程设计图册》.北京.化学工业出版社.2009 5）廖念钊主编. 《互换性与技术测量》.北京. 中国计量出版社.2010 6）朱 辉主编. 《画法几何及工程制图》.上海. 上海科学技术出版社.2008

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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。

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