二级圆柱齿轮减速器(装配图)

{机械设计基础课程设计}
设计说明书
课程设计题目
带式输送机传动装置
设计者李林
班级机制13-1班
学号9
指导老师周玉
时间20133年11-12月
目录
一、课程设计前提条件 (3)
二、课程设计任务要求 (3)
三、传动方案的拟定 (3)
四、方案分析选择 (3)
五、确立设计课题 (4)
六、电动机的选择 (5)
七、传动装置的运动和动力参数计算 (6)
八、高速级齿轮传动计算 (8)
九、低速级齿轮传动计算 (13)
十、齿轮传动参数表 (18)
十一、轴的结构设计 (19)
十二、轴的校核计算 (20)
十三、滚动轴承的选择与计算 (24)
十四、键联接选择及校核 (25)
十五、联轴器的选择与校核 (26)
十六、减速器附件的选择 (27)
十七、润滑与密封 (30)
十八、设计小结 (31)
十九、参考资料 (31)
一．课程设计前提条件：
1. 输送带牵引力F(KN)：
2.8 输送带速度V(m/S)：1.4 输送带滚筒直径(mm)：350
2. 滚筒效率：η=0.94（包括滚筒与轴承的效率损失）
3. 工作情况：使用期限12年，两班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过±5%，载荷平稳；
4. 工作环境：运送谷物，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内常温，灰尘较大。

5. 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
6. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

二．课程设计任务要求
1. 用CAD设计一张减速器装配图（A0或A1）并打印出来。

2. 轴、齿轮零件图各一张，共两张零件图。

3.一份课程设计说明书（电子版）。

三．传动方案的拟定
四．方案分析选择
由于方案（4）中锥齿轮加工困难，方案（3）中蜗杆传动效率较低，都不予考虑；方案（1）、方案（2）都为二级圆柱齿轮减速器，结构简单，应用广泛，初选这两种方案。

方案（1）为二级同轴式圆柱齿轮减速器，此方案结构紧凑，节省材料，但由于此
方案中输入轴和输出轴悬臂，容易使悬臂轴受齿轮间径向力作用而发生弯曲变形使齿轮啮合不平稳，若使用斜齿轮则指向中间轴的一级输入齿轮和二级输出齿轮的径向力同向，
加大了轴的弯曲应变，如果径向力大的话也将影响齿轮传动的平稳性；方案（2）为二级展开式圆柱齿轮减速器，此方案较方案（1）结构松散，但较前方案无悬臂轴，则啮合更平稳，若使用斜齿轮会由于输入轴和输出轴分布在中间轴两边使得一级输入齿轮和二级输出齿轮对中间轴的径向力反向，从而能抵消大部分径向力，使传动更可靠。

所以，综合考虑各种条件，从受载方式优劣上考虑，这里选择方案（2）。

五．确立设计课题
设计课题：设计带式运输机传动装置（简图如下）
1—电动机 2—联轴器 3—二级圆柱齿轮减速器 4—联轴器
5—卷筒 6—运输带
原始数据：
六．电动机的选择
1.已知数据：运送带工作拉力F/N 2800 。

运输带工作速度v/(m/s) 1.4 , 卷筒直径D/mm 350 。

2.选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V ，外传动机构为联轴器传动，减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。

这个方案的优缺点有：
优点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。

轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。

减速器横向尺寸较小，两个大齿轮浸油深度可以大致相同。

缺点：但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。

原动机部分为Y 系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

3.确定卷筒轴所需功率Pw 按下试计算（参考课本第8页表2.4）
1000w
w w w
kw
V F P η
⨯=
⨯
其中Fw=2800N V=1.4m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率
取
0.94
w
η=
代入上试得
电动机的输出功率功率 o P 按下式
w
o
kw
P
P
η
=
此式中η为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率，且η=r
ηc
ηg
η
参考表2.4滚动轴承效率
r
η
=0.99：联轴器传动效率
c
η
= 0.99：齿轮传动效率
g
η
4.17kw
=0.98（7级精度一般齿轮传动） 则η=0.91
所以电动机所需工作功率为
因载荷平稳，电动机核定功率Pw 只需要稍大于Po 即可。

按表20.1和表20.2中数据可选择Y 系列电动机，选电动机的额定功率P 为5.0kw 。

4.确定电动机转速
按表20.5推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比
25
~9'=∑i
而工作机卷筒轴的转速为
所以电动机转速的可选范围为
符合这一范围的同步转速有750
m in r 和1000 m in r 两种。

综合考虑电
动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000
m in r 的Y 系列电动机Y132
S,其满载转速为=w n 960 r/min,
电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在表中查。

七.计算传动装置的总传动比∑i 并分配传动比 1.总传动比
∑
i 为
4.58kw
76.433r/min
76.433r/min=687.87~1910.75r/min
1910.75/76.43=25
2.分配传动比
I I
I ∑=i i i
考虑润滑条件等因素，初定
3. 计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴的转速
I 轴
II 轴
III 轴
卷筒轴
4.14
6.03
1910.75r/min
316.87r/min
76.53r/min
76.53r/min
4.各轴的输入功率
I 轴 o
c
= =2.320.99=2.30kw P P ηI
⨯⨯
II 轴
= =2.300.990.98=2.23kw
P P r
g
ηη∏
I ⨯⨯⨯⨯ III 轴
=2.230.990.98=2.16kw
P r
g
P
ηηIII
∏=⨯⨯⨯⨯ 卷筒轴 w c
=2.160.990.99=2.12kw
P r
P ηηIII =⨯⨯⨯⨯
5.各轴的输入转矩
I 轴
2.30
9550955023.94960
T N m P n
I I I
=⨯=
⨯=⋅
II 轴
2.23
95509550103.60205.57
T N m P n
∏
∏
∏
=⨯=⨯=⋅
III 轴
2.16
95509550360.2557.26
T N m P n
III III III
=⨯=
⨯=⋅
工作轴
2.12
95509550353.5857.26
T w w
w
N m P n
=⨯=⨯=⋅
电动机轴 2.32
9550955022.98960
T o o m
N m P
n
=⨯=
⨯=⋅
将上述计算结果汇总与下表，以备查用。

八. 高速级齿轮的设计
选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。

2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。

3.材料选择。

由《机械设计》，选择小齿轮材料为40Gr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

4.选小齿轮齿数211=z ，则大齿轮齿数07.9867.42112=⨯==I z i z 取992=z
1). 按齿轮面接触强度设计
1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

2. 按齿面接触疲劳强度设计，即
2
311)
]
[(132.2H E d t Z u u KT d σ±⋅Φ≥
1>.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数
3
.1=t K 。

2.计算小齿轮传递的转矩
mm
N n P T ⋅⨯=⨯=I
I
46.110381.210559
3.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》选取齿宽系数
1
=Φd 。

4.由《机械设计》表查得材料的弹性影响系数MPa Z E 8.189=。

5.由《机械设计》按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
MPa H 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ。

6.计算应力循环次数
9
110364.3108236519606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=I =h jL n N
8
1210203.7⨯==I I
i N N
7.由《机械设计》图取接触疲劳寿命系数90
.01=HN K ；
95
.02=HN K 。

8.计算接触疲劳许用应力
取安全系数S=1
MPa
MPa S
K H HN H 54060090.0][1
lim 11=⨯==
σσ
MPa MPa S K H HN H 5.52255095.0][2
lim 22=⨯==
σσ
2>.设计计算 1.试算小齿轮分度圆直径
t
d 1，代入][H σ中较小的值。

mm Z u u KT d H E d t 563.39)]
[(132.22
3
11=+⋅Φ≥σ
2.计算圆周速度v 。

s
m n d v t 988.11000
60960
563.391000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
计算齿宽b
b d φ= 1139.56339.563t
mm mm
d =⨯=
计算齿宽与齿高之比b/h
模数 11
39.563
1.88421
t t
mm mm d m z
===
齿高
2.25 2.25 1.884 4.24t h mm mm
m ==⨯=
39.5639.3314.24b h == 3.计算载荷系数K
查表得使用系数A K =1.0;根据s m v 988.1=、由图 得动载系数
10
.1=V K 直齿轮1
F K K α
αH ==；由表查的使用系数1
A
K =
查表用插值法得7级精度查《机械设计基础》，小齿轮相对支承非对称布置
1.417
K
β
H =
由b/h=9.331
1.417
K
β
H =由图得
1.3
F K
β
=故载荷系数
1 1.101 1.417 1.559
A V K K K K K αβH H ==⨯⨯⨯=
4.校正分度圆直径1d 由《机械设计基础》mm
mm K k d d t t 325.433.1/559.1563.39/3311=⨯==
5.计算齿轮传动的几何尺寸
1.计算模数m
mm z d m 063.221/325.43/111===
2.按齿根弯曲强度设计，公式为
1m ≥
1>.确定公式内的各参数值
1.由《机械设计》图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F 5801lim =σ；大齿轮的弯曲强度极限MPa F 3802lim =σ；
2.由《机械设计》图取弯曲疲劳寿命系数88
.01=FN K ，
92
.02=FN K
3.计算弯曲疲劳许用应力；
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数
.2=ST Y ,得
MPa
S Y K FE ST FN F 29.3144.1/88.0500][1
11=⨯==σσ MPa
S Y K FE ST FN F 71.2474.1/92.0380][2
22=⨯==
σσ
4.计算载荷系数K
1 1.101 1.34 1.474A V F F K K K K K αβ==⨯⨯⨯= 5.查取齿形系数
1
Fa Y 、
2
Fa Y 和应力修正系数
1
Sa Y 、
2
Sa Y
由《机械设计》表查得
76.21=Fa Y ；
18
.22=Fa Y ；
56.11=Sa Y ；
79
.12=Sa Y
6.计算大、小齿轮的
][F Sa
Fa Y Y σ并加以比较；
013699.0][1
1
1=F Sa Fa Y Y σ
015753
.0][2
2
2=F Sa Fa Y Y σ
大齿轮大 7.设计计算
1 1.358m mm ≥=
对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数
1
m 大于由齿根弯曲疲劳
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，可取由弯曲强度算得的模数1.358并就进圆整为标准值1
m =2mm 接触强度
算得的分度圆直径1d =43.668mm ，算出小齿轮齿数
11143.325
222m d
z ==
≈
大齿轮74.10267.42212=⨯==I z i z 取1032=z
这样设计出的齿轮传动，即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。

2>.集合尺寸设计 1.计算分圆周直径1d 、2d
mm m z d 44222111=⨯==
mm m z d 2062103122=⨯==
2.计算中心距
mm
d d a 1252/)20644(221=+=+=
3.计算齿轮宽度
mm
d b d 444411=⨯=Φ=
取
mm B 452=，mm B 501=。

3>.轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：
轴孔直径=d 43mm 轮毂长度 l 与齿宽相等
)(45mm l = 轮毂直径)(1781mm D = 轮缘厚度
)(100mm =δ 板厚度 )(14mm c =
腹板中心孔直径)
(1300mm D = 腹板孔直径
)
(200mm d =
齿轮倒角 取)(2mm n = 齿轮工作图如下图所示
九. 低速级齿轮的设计
选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。

2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。

3.材料选择。

由《机械设计》，选择小齿轮材料为40Gr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

4.选小齿轮齿数21
3=z ，则大齿轮齿数
39
.7559.32134=⨯==∏z i z
取754=z
2). 按齿轮面接触强度设计
1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

2. 按齿面接触疲劳强度设计，即
2
333)
]
[(132.2H E d t Z u u KT d σ±⋅Φ≥
1>.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数
3
.1=t K 。

2.计算小齿轮传递的转矩
mm
N n P T ⋅⨯=⨯=I I I
I I I
46.31036.1010559
3.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》选取齿宽系数
1
=Φd 。

4.由《机械设计》表查得材料的弹性影响系数MPa Z E 8.189=。

5.由《机械设计》图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
MPa H 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ。

6.计算应力循环次数
9
310720.010********.2056060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=I =∏h jL n N
83
4102001.0⨯==
∏
i N N
7.由《机械设计》图6.6取接触疲劳寿命系数96
.03=HN K ；
98
.04=HN K 。

8.计算接触疲劳许用应力
取安全系数S=1
MPa MPa S K H HN H 57660096.0][3
lim 33=⨯==
σσ
MPa
MPa S K H HN H 53955098.0][4
lim 44=⨯==σσ
2>.设计计算
1. 试算小齿轮分度圆直径
t
d 3，代入][H σ中较小的值。

mm Z u u KT d H E d t 363.64)]
[(132.22
3
33=+⋅Φ≥σ
2.计算圆周速度v 。

s
m n d v t 692.01000
6057
.205363.641000
603/
=⨯⨯⨯=
⨯=
∏
ππ
计算齿宽b b d φ= 3164.36364.363t
mm mm
d =⨯=
计算齿宽与齿高之比b/h
11
64.363
3.06521
2.25 2.25
3.065 6.8966
4.3639.336.896t t
t
mm mm h mm mm
b h d m z
m
=====⨯===
3.计算载荷系数K
查表得使用系数A K =1.0;根据s m v 692.0/=、由图
得动载系数
10
.1=V K 直齿轮1
F K K α
αH ==；由表查的使用系数1
A
K =
查表用插值法得7级精度查《机械设计》，小齿轮相对支承非对称布置
1.423
K
β
H =
由b/h=9.33
1.423
K
β
H =由图得
1.3
F K
β
=故载荷系数
11.1011.423 1.565A V K K K K K αβH H ==⨯⨯⨯=
4.校正分度圆直径1d 由《机械设计》，mm
mm K k d d t t 626.703.1/565.1363.64/3333=⨯==
5.计算齿轮传动的几何尺寸
1.计算模数m
mm
z d m 36.321/626.70/332===
2.按齿根弯曲强度设计，公式为
2m ≥1>.确定公式内的各参数值
1.由《机械设计》图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F 5803lim =σ；大齿轮
的弯曲强度极限MPa F 3804lim =σ；
2.由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数92
.03=FN K ，
94
.04=FN K
3.计算弯曲疲劳许用应力；
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数
0.2=ST Y ,得
MPa
S Y K FE ST FN F 57.3284.1/92.0500][3
33=⨯==σσ
MPa
S Y K FE ST FN F 14.2554.1/94.0380][4
44=⨯==
σσ
4.计算载荷系数K
1 1.101 1.35 1.485
A V F F K K K K K αβ==⨯⨯⨯=
5.查取齿形系数
3
Fa Y 、
4
Fa Y 和应力修正系数
3
Sa Y 、
4
Sa Y
由《机械设计》表查得
76.23=Fa Y ；
26
.24=Fa Y ；
56
.13=Sa Y ；
764
.14=Sa Y
6.计算大、小齿轮的
][F Sa
Fa Y Y σ并加以比较；
013104
.0][3
3
3=F Sa Fa Y Y σ
015625
.0][4
4
4=F Sa Fa Y Y σ
大齿轮大 7.设计计算
2 2.22m mm ≥=
对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术
2
m 大于由齿根弯曲疲
劳强度计算的模数，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，可取由弯曲强度算得的模数2.22并就进圆整为标准值2
m =2.5mm 接
触强度算得的分度圆直径
3
d =70.626mm ，算出小齿轮齿数
33270.623
282.5d m z =
=≈
大齿轮
52
.10059.32834=⨯==∏z i z 取1002=z
这样设计出的齿轮传动，即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。

2>.集合尺寸设计 1.计算分圆周直径1d 、2d mm
m z d 705.228233=⨯==
mm m z d 2505.2100244=⨯==
2.计算中心距
mm
d d a 1602/)25070(24
3/
=+=+=
3.计算齿轮宽度
mm
d b d 707013=⨯=Φ=
取
mm B 702=，mm B 751=。

3>.轮的结构设计
大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：
轴孔直径=d 48mm 轮毂长度 l 与齿宽相等 轮毂长度 l 与齿宽相等 )(70mm l = 轮毂直径)(8.76486.16.11mm d D =⨯== 取)(761mm D = 轮缘厚度
)(100mm =δ 腹板厚度 )(22mm c =
腹板中心孔直径)
(1540mm D = 腹板孔直径
)
(240mm d =
齿轮倒角 取)(2mm n = 齿轮工作图如下图所示
十.齿轮传动参数表
十一.轴的结构设计
1.初选轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。

<取C=110，[г]=30~40>
1轴
114.72d mm ≥=，考虑到联轴器、键槽的影响，取d1=30
2轴
224.31d mm ≥=，取d2=35
3轴
336.88d mm ≥= ,取d3=38
2.初选轴承
1轴选轴承为30207 2轴选轴承为30207 3轴选轴承为30208
3.确定轴上零件的位置和固定方式
1轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用圆锥滚子轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。

2轴：高速级采用实心齿轮，采用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级用自由锻造齿轮，自由锻造齿轮上端用轴肩固定，下端用套筒固定，使用圆锥滚子轴承承载。

3轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用圆锥滚子轴承承载，下端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。

4.各轴段长度和直径数据见下图
十二.轴的校核计算
1.1轴强度校核
1 1). 高速轴的强度校核
由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得σ=735Mpa
抗拉强度b
σ.计算齿轮上受力（受力如图所示）
2）.b
切向力N
d T F t
e 1088441094.23223
11=⨯⨯==
径向力
N
F F te re 396364.0108820tan =⨯=︒⨯=
3）.计算弯矩 水平面内的弯矩：
max 39613447
13779.05.181
re y F ab M N mm l ⨯⨯=
== 垂直面内的弯矩：
max 10881344737857.59.181
te z F ab M N mm l ⨯⨯=
==
故 40287.21.M N mm ===
取α=0.6， 计算轴上最大应力值：
max σ=
=
77.93735b MPa MPa σ=<= 故高速轴安全，合格。

弯矩图如下：
2 1). 低速轴的强度校核
由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得 抗拉强度b
σ=735Mpa
2）.
b
σ.计算齿轮上受力（受力如图所示）
切向力
N d T F te
28822501025.36022343'
=⨯⨯==
径向力N F F
te re
1049364.0288220tan ''=⨯=︒⨯=
3）.计算弯矩 水平面内的弯矩：
'''max
'
'104967119.545033.88.186.5
re y F a b M
N mm l ⨯⨯=== 垂直面内的弯矩：
''''max
'288267119.5123725.11.186.5
te z F a b M
N mm l ⨯⨯===
故 '131666.07.M N mm ==
= 取α=0.6， 计算轴上最大应力值：
max σ=
=
22.89735b MPa MPa σ=<= 故低速轴安全，合格。

弯矩图如下：
中间轴的校核，具体方法同上，步骤略，校核结果合格。

十三.滚动轴承的选择及寿命校核
考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承
轴Ⅰ30207两个，轴Ⅱ30207两个，轴Ⅲ选用30208两个 (GB/T297-1994) 寿命计算： 轴Ⅰ
1.查机械设计课程设计表，得深沟球轴承30207
54.2r C kN
=
063.5r C kN
=
2.查《机械设计》得
X=1, Y=0 3.计算轴承反力及当量动载荷：
在水平面内轴承所受得载荷
125442te
r H r H F F F N ==
= 在水平面内轴承所受得载荷 121982re
r V r V F F F N ==
=
所以轴承所受得总载荷
12578.91r r r F F F N =====
由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：
()()1.21578.910694.76p r a P f XF YF N =+=⨯⨯+=
4.已知预期得寿命 10年，两班制
h
L h 58400365108210=⨯⨯⨯=
基本额定动载荷
694.7610.4154.2r r C P kN C kN
===<=
所以轴承30207安全，合格 轴Ⅲ
1.查机械设计课程设计表，得深沟球轴承30208
63.0r C kN
=
074.0r C kN
=
2.查《机械设计》得
X=1, Y=0 3.计算轴承反力及当量动载荷：
在水平面内轴承所受得载荷
'''
1214412te r H r H
F F F N === 在水平面内轴承所受得载荷 '''
12524.52re r V r V
F F F N ===
所以轴承所受得总载荷
''12
1533.49r r r F F F
N
=====
由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：
()()''' 1.211533.4901840.19p r a P f XF YF N
=+=⨯⨯+=
4.已知预期得寿命 10年，两班制
h
L h 58400365108210=⨯⨯⨯=
基本额定动载荷
'1840.1926.0763.0r r C P kN C kN ===<=
所以轴承30208安全，合格。

中间轴上轴承得校核，具体方法同上，步骤略，校核结果轴承30207安全，合格。

十四.键联接选择及校核
1.键类型的选择
选择45号钢，其许用挤压应力[]p σ=150Mpa 1轴
左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为32mm ，轴段长56mm ， 所以选择单圆头普通平键(A 型)键b=8mm,h=7mm,L=45mm 2轴
轴段长为73mm ，轴径为43mm ，所以选择平头普通平键（A 型） 键b=12mm,h=8mm,L=63mm
轴段长为43mm ，轴径为43mm ，所以选择平头普通平键（A 型）
键b=12mm,h=8mm,L=35mm 3轴
轴段长为68mm ，轴径为48mm ，所以选择圆头普通平键（A 型） 键b=14mm,h=9mm,L=58mm
右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为38mm ，轴段长78mm ， 所以选择单圆头普通平键(A 型)键b=10mm,h=8mm,L=69mm 2.键类型的校核 1轴
T=23.94N.m ，3
p 2223.941011.63237 3.5p T Mpa d l k σσ⨯⨯⎡⎤===<⎣⎦⨯⨯⨯⨯ 则强度足够， 合格 2轴
T=103.60N.m ，3p 22103.601036.543334p T Mpa d l k σσ⨯⨯⎡⎤===<⎣⎦⨯⨯⨯⨯ 则强度足够， 合格 3轴
T=360.25N.m ，3p 22360.251080.338594p T Mpa d l k σσ⨯⨯⎡⎤===<⎣⎦⨯⨯⨯⨯ 则强度足够， 合格,均在许用范围内。

十五.联轴器的选择
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器 1.减速器进口端 )(12501m N T ∙=
选用TX3型（GB/T 5014-2003）弹性套柱销联轴器，采用Z 型轴孔，A 型键，轴孔直径d=22~30mm,选d=30mm,轴孔长度 为L=45mm 2.减速器的出口端
)(4004m N T ∙=
选用GY5型（GB/T 5843-2003）弹性套柱销联轴器，采用Y 型轴孔，C 型键，轴孔直径d=50~71mm,选d=50mm,轴孔长度 为L=60mm
十六.减速器附件的选择
1.箱体设计
注释：a取低速级中心距，a＝160mm
2.附件
为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。

十七.减速器润滑方式、密封形式
1.润滑
本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。

1）.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为30～50㎜。

取为60㎜。

2）.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

3）.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

2.密封形式
用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。

十八.设计小结
这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

此次减速器，经过两个月的努力,终于将机械设计课程设计作业完成了。

这次作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼.后来和同学交流后,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解。

机械设计课程设计是机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。

这次关于带式运输机上的一级圆柱直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起到了很大的帮助；使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。

尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.
不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、autocad软件有了更进一步的掌握。

对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。

设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

十九.参考文献
[1] 周玉海，潘冬敏.2014.机械设计基础与实训.西安交大出版社 [2]孙德志，
张志华，邓子龙.2006.机械设计基础课程设计.科学出版社
[3] 杨可桢，程光蕴，李仲生.1979.机械设计基础.高等教育出版社
[4] 周玉海，潘冬敏.2014.机械设计基础.西安交大出版社
[5]《机械设计手册》、《机械设计》、《机械设计课程设计》、《工程材料及其成形
基础》、《理论力学》等文献。

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