设计带式输送机的传动装置(附件内含图纸)

机械设计课程设计
说明书
2013年5月30日
目录
一、设计题目 (2)
二、工作原理 (2)
三、原始数据 (2)
四、传动方案的分析和拟定 (2)
五、电动机的选择 (3)
六、传动零件的设计 (5)
七、轴和轴承的组合设计 (10)
八、键的选择和强度校核 (19)
九、联轴器的选择 (21)
十、减速器的润滑与密封 (22)
十一、减速器装配草图俯视设计 (22)
十二、设计小结 (25)
十三、参考资料 (26)
一、设计题目
设计题目：设计带式输送机的传动装置
二、工作原理
通过V带和单级齿轮减速箱，电动机的动能转换成传动带的动能。

传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置，能够变速、改变运动形式或运动方向以满足工作装置的需要。

三、原始数据
1.输送带拉力F:1600(N)
2.输送带速度V：1.8（m/s）
3.卷筒直径D：320（mm）
4.输送带速度允许误差：±5%
5.工作条件：连续单向运转，平稳无过载，空载启动，2班制工作，每班按8小时计算。

6.使用期限：10年
7.动力来源：三相交流电（220V/380V）
四、传动方案的分析和拟定；
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。

传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置，能够变速、改变运动形式或运动方向以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

合理的传动方案除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。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。

传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。

本设计采用的是单级直齿轮传动。

传动方案如图：
五、电动机的选择，传动装置的运动和动力参数计算；
1.电动机类型的选择：Y 系列三相异步电动机
2.电动机功率的选择：
工作机所需功率：kw
w Fv Pw 88.228808.11600==×==传动装置总效率：816
.096
.097.097.098
.096.03
5
43321=××××=⋅⋅⋅⋅=ηηηηηη总查表可得，
输送机滚筒轴至输送带间的传动效率96.05=η滑块联轴器效率97
.04=η8级精度圆柱齿轮传动（稀油润滑）效率97.03=η一对滚动轴承效率98.02=η—取V 带的传动效率为96.01=η电动机的输出输出功率：kw P P w d 53.3816
.088.2===
总η由上可确定电动机的额定功率kw P m 4=3.转速的选择：
卷筒的转速min r 4.107r 1.790.321.8====
s D V n w π
π各传动机构的传动比范围：V 带传动比范围2~4，一级圆柱齿轮传动比3~5，则总传动范围比20~65~34~2I =⋅=，则电动机转速的可选范围：
()min /2148~4.6444.10720~6I r m n w m =⋅=⋅=，所以转速为750r/min 、
1000r/min 和1500r/min 的电动机均符合，三者进行比较，如下：选用Y112M-4，主要外形和安装尺寸如下：
电动机型
号额定功率/kw
电动机转速/(r/min)质量/kg 实际传动
比同步满载Y160M1-84750720135 6.70Y132M1-641000960958.94Y112M-4
4
1500
1440
80
13.41
中心高H
外形尺
寸L ×（AC/2+AD ）×HD 底脚安装尺寸A ×B
底脚螺栓直径K
轴伸尺寸D ×E
键连接部分尺寸F ×(GD-G)
112
400×
(115+190)×265
190×140
12
28×60
8×7
4.传动比的分配
传动装置的总传动比：41.134
.1071440===
w m n n I 分配传动装置各级传动比 I I I I ⋅=，为使V 带传动尺寸不至过大，满足
I I I <，取35.3I =I ，则齿轮传动比4
=I 5.计算传动装置的运动和动力参数:
a.各轴转速：
Ⅰ轴:min /85.42935.31440
I I r I n n m ===
Ⅱ轴:min /4.1074
85.429 I
r I n n ===工作轴:
min
/4.107 w r n n ==b.各轴输入功率：
Ⅰ轴：
kw
P P d 39.30.96×3.531I ==⋅=ηⅡ轴： 3.22kw 0.97×0.98×39.332I ==⋅⋅=ηηP P 工作轴：kw P P 06.30.97×0.98×22.342 ==⋅⋅=ηηc.各轴输入转矩：Ⅰ轴：m N T /32.75429.853.39×9550n P 9550
I I
I ===Ⅱ轴：m N T /32.286107.43.22
×9550n P 9550
===工作轴：m N T /09.272107.4
3.06
×9550n P 9550
w ===电动机轴输出转矩:m N T /41.231440
3.53
×9550n P 9550m d d ===d.各轴运动及动力参数表：
参数轴名
电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴工作轴转速n(r/min)1440429.85107.4107.4功率P（kw） 3.53 3.39 3.22 3.06转矩T （N·m）23.41
75.32
286.32
272.09传动比I 3.3541效率η
0.96
0.95
0.95
六、传动零件的设计（带传动、单级齿轮传动）
1.V 带设计
a.确定计算功率： 4.4kw
4×1.1==⋅=P K P A ca 查表可得1
.1=A K b.选择V 带型号：由于min /1440n 4.4kw;m r P ca ==，选择A 型普通V 带。

c.计算传动比： 3.35
I ==I i
d.确定带轮直径：
确定小带轮直径：mm
mm D 75901≥=确定大带轮直径：mm D i D 47.9520.02-1×90×.353)1(12==−⋅⋅=）（ε，
取弹性滑动率02.0=ε，取mm D 2952=,实际传动比
3.350.02-1×09295
)1(12==−⋅=
）
（εD D i 。

验证带速v ：s m n D v /87.61000
×601440
×90×1000×60m 1===
ππ，满足
s m v /30~255≤≤.
e.确定带轮中心距和基准长度：
初选中心距:mm
D D D D 770a 5.269)
29590(2a )29590(7.0)
(2a )(7.00021021≤≤+≤≤++≤≤+取mm
500a 0=初选长度：mm
D D D D L 46.1625500
×4)29590()29590(2500×2a 4)()(2a 22
2
212100=−+
++=−+
++=ππ取mm
L d 1800=实际中心距：mm
L L a d 5872
1625.46)-(18005002
)(a 00=+=−+=f.验算小带轮包角:
°
≥°=°°=°−−
°≈12016057.3×587
90
-295-18057.3×1801
21a D D α取值合理。

g.计算V 带根数:
计算单根V 带的基本额定功率：根据min /1440,901r n mm D ==，
查表取kw P 07.10=;
额定功率的增量：根据35.3min,/1440==i r n ，查表取17.0=∆P 根据查表得包角系数95.0=αK ，根据mm L d 1800=,得带长修正系数
01
.1=L K 则，70
.3 1.01×0.95×)17.007.1(4
.4)(00+=
⋅∆+=
L
ca
K K P P P z α取4
=z h.计算单根V 带的初拉力的最小值:
确定单根V 带的预紧力
N
qv K zv P F ca 95.136.786×10.0)195.05
.2(6.78×4 4.4×500)15
.2(5002
2
0=+−=
+−=
α
确定带对轴的压力
N
zF F Q 1078.96)2160sin(136.95×4×2)
2sin(210=°==αi.带轮的结构设计:尺
带轮
小带轮大带轮槽型A A 基准宽度d b 1111基准线上槽深min a h 2.75 2.75基准线下槽深min
f h 8.78.7槽间距e 15±0.315±0.3
槽边距min f 99轮缘厚min
δ6
6
外径a d 5
.9521=+=a a h D d 5
.30022=+=a a h D d 内径s d 28
25
带轮宽度3B 63
2)1(=+−=f e z B 63
2)1(=+−=f e z B 带轮结构
实心式
轮辐式
小带轮采用铸钢制造，大带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.
2.齿轮设计计算
a.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：
使用斜齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮材料为40Cr （调质处理），硬度为
280HBS ，大齿轮为45钢（调质处理），硬度为240HBS ，硬度差为40HBS 。

选取小齿轮齿数为30，传动比为4，大齿轮齿数为121（为了错开齿轮传动），齿宽系数取1=Ψd ，载荷系数取6.1=K ,初选螺旋角°=15β，小齿轮的转矩
mm N T ⋅=075321，齿轮比4
==I u b.确定许用应力
由齿轮的硬度查得：小齿轮[][]MPa MPa F H 420;67011==σσ；大齿轮
[][]MPa
MPa F H 310;54022==σσc.按齿面接触强度设计齿轮参数
将许用接触应力代入得到小齿轮的分度圆直径：
[]mm u
u KT d H d 661.60414540×153207×6.16.7516.7532
3
2211=+⋅=+⋅≥σψ则齿轮模数为mm z d m n 953.13015cos 0.661?6cos 11=°==βd.按齿根弯曲疲劳强度计算
两齿轮的当量齿数为：
15
.13315cos 120cos 29.3315cos 30cos 33223311=°===°==ββz z z z v v 查表可得复合齿形系数98.3;12.421==FS FS Y Y ,则复合齿形系数与许用弯曲应力的比值：
[][]0128
.0310/98.30098
.0420/12.42211====F FS F FS Y Y σσ
由于[]22F FS Y σ较大，故以此代入下式，得到齿轮模数：
[]mm z Y KT m F d FS n 1.4851
×310×30 3.98×75320×6.124.124.1323
22121==≥σψe.确定模数
由上可知齿面接触强度较为薄弱，故应以mm m n 05.3≥为准。

查表可取
2
=n m f.几何尺寸计算
①齿轮传动的中心距()()mm
z z m a n 33.1562cos1512130×2cos 221=°
+=+=
β斜齿轮传动的中心距应当圆整为整数以便加工，一般可以通过改变螺旋角的大小来实现。

现取中心距mm a 155=，则实际螺旋角为
()()"42'213045.13155
×212130×2arccos 2arccos
21°=°=+=+=a z z m n β②分度圆直径
mm
z m d mm z m d n n 411.248045.13cos 121×2cos 589.61045.13cos 30
×2cos 2211=°===°==
ββ③齿顶圆直径
253.411mm
1×2×2411.248265.589mm 1×2×2589.612*22*
11=+=+==+=+=n an a n an a m h d d m h d d ④齿根圆直径
mm
m c m h d d mm m c m h d d n n an f n n an f 243.4112×0.25×2 1×2×2411.24822589.562×0.25×2 1×2×2589.6122**22**11=−−=−−==−−=−−=⑤齿轮宽度
61.589mm
61.589×11===d b d ψ取mm
b mm b 65,6012==g.结构设计和绘制齿轮零件图
首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故用锻造毛坯的腹板式结构。

大齿轮相关尺寸：轴孔直径d=55mm，轮毂直径mm d D 886.11==,齿轮
宽度mm L 60=，轮缘厚度mm m )8~4()4~2(0=⋅=δ，取mm 60=δ轮缘内径
227mm 6×2-3×2.35×2411.25322022=−=−−=δh d D a 取mm D 2252=。

腹
板
厚
度
18mm
60×3.03.0===b C ，腹板中心孔直径mm
D D D 5.156)22588(5.0)(5.0210=+=+=，
腹
板
孔
直
径
mm D D d 75.34)(25.0120=−=，取mm d 350=。

齿轮倒角1
5.0==m n 并绘制大齿轮零件图如下:
其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，可采用实心结构。

七、轴和轴承组合设计（轴的结构设计，轴承组合设计，低速轴弯、扭组合强度校核，低速轴上轴承的寿命计算）
①减速器Ⅰ轴（输入轴）的设计减速
A.输入轴的参数：
a)功率kw P 39.31=b)转速min /85.4291r n =c)
转矩m
N T ⋅=32.751B.初步确定输入轴的最小直径选择轴的材料为
45
钢，调质处理，硬度
240HBS,[][]MPa MPa b b 55,6001==−σσ,查表可得1120=A ,得
mm P A d 294.22n 3
I
I
0I
min
==，考虑轴端有1个键槽，将所得轴颈增大5%，即22.294×（1+5%）=23.41mm,最后取轴的最小直径为mm d 25I =。

轴的结构设计，确定轴上零件的布置方案和固定方式。

单级齿轮减速器，
齿轮布置在箱体内壁的中间，轴承对称布置在齿轮的两边，两端轴承靠轴肩实现轴向定位和固定，靠过盈配合实现周向固定，轴通过轴承盖实现轴向定位。

轴上零件的周向定位，带轮和轴的周向定位均采用平键连接。

C.确定各轴的长度：
外端直径mm d 25 -I =，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，
mm d d d 5.280.07×2 -I -I
-
=+=，取标准值30mm，Ⅲ-Ⅳ段选用深沟球轴
承，初选圆锥滚子轴承型号为30207，mm d d 35
-
- ==，轴环处直径
mm d mm d 45,40
-
-
==，右端滚动轴承采用轴肩定位mm d 42
-
=.
D.确定各轴的长度：
大带轮的轮毂宽度为63mm，mm L 60 -I =.根据所选30207型号的圆锥滚子轴承，确定mm L 402317
-
=+=，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度
d h 07.0=，取mm h 5=，则h b 4.1≥，取mm L 10
-
=，轴承端盖总宽度
为30mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离mm l 20=，mm L 50
-
=，取齿轮距箱体内壁距
离mm a 15=,考虑箱体的铸造误差，确定滚动轴承位置应距箱体内壁一段距离s ，取mm s 8=,
mm L 13
-
=，mm L 65
-
=,两承轴支点的距离
mm T B L 128178×215×265222111=+++=+∆+∆+=，带轮到轴承支点的距离mm
L 902/17502/632=++=
参数Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-ⅦⅦ-Ⅷd(mm)25303540454235L(mm)
60
50
40
65
10
13
17
D.按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算
a.轴的受力分析
齿轮的圆周力：N d T F t 244661.589
75320
×22111===
径向力：N
a F F n t r 914cos13.045tan20×2446cos tan 11=°
°==
β轴向力：N
F F t a 56713.045tan ×2446tan 11=°==β计算支反力
水平面：N F R R t BH AH 12232
1
===垂直面：由于
∑=0
B
M
)12890(2/F -64×F -128×1a1r1=+−Q AV F d R 得N R AV 2431=由于
=∑F N
F F R R r Q AV BV 4381=−−=b.作弯矩图
水平面弯矩
mm
78272N 64×122364×⋅==−=BH CH R M 垂直面弯矩
mm 97106.4N 90×1078.9690×⋅−=−=−=Q AV F M mm N R F M AV Q CV ⋅−=++−=1057664×)6490(1mm
N R M BV CV ⋅−=−=2803264×2合成弯矩
mm
N M M AV A ⋅==971062
mm
N M M M CV CH C ⋅=+=+=789831057678272222
1
21mm
N M M M CV CH C ⋅=+=+=8314028032782722222
22c.作转矩图
m
N T ⋅=753201当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数6.0=α则：
mm
N T M M D caD ⋅=+=+=45192)75320×6.0(0)(222
12αmm
N T M M A caA ⋅=+=+=107107)75320×6.0(97106)(222
12αmm
N T M M C caC ⋅=+=+=90998)75320×6.0(78983)
(2221211αmm
N T M M C ca ⋅=+=+=94747)75320×6.0(83140)
(2221222αd.按弯扭合成应力校核轴的强度
由弯矩图可以知道A 剖面的计算弯矩最大，则该处的计算应力为
[]1
3
32298.2435
×1.0107107
1.0−≤==≈=
b A ca
c cac caA MPa
d M W M σσD 部分的半径最小，该处的计算应力：
[]1
3
3
92.2825×1.045192
1.0−≤==≈=
b D caD caD caD MPa d M W M σσ满足强度要求。

e.轴的计算简图
水平弯矩
垂直弯矩
合成弯矩
扭矩
②减速箱输出轴的设计计算
B.A.输出轴的参数：
a)功率kw P 22.32=b)转速min /4.1072r n =c)
转矩m
N T ⋅=32.2862B.初步确定输出轴的最小直径
选择轴的材料为45钢，调质处理，硬度
240HBS,[][]MPa MPa b b 55,6001==−σσ,查表可得1120=A ,得
mm P A d 794.34n 3
I
I
0I
min
==，考虑轴端有2个键槽，将所得轴颈增大10%，即34.794×（1+10%）=38.271mm,最后取轴的最小直径为mm d 40 =。

输出轴的最小直径即是安装联轴器处轴的直径 -I d 。

同时应选取联轴器的型号，取工况系数5.1a =K ，联轴器的计算转矩计算转矩
429.48mm 286.32×5.1===T K T a ca 应小于联轴器的公称转矩，选用弹性
柱销联轴器，型号为HL3，轴孔直径为40mm，半联轴器长度为112mm，半联轴器与轴的配合长度84mm.
C.确定各轴的长度：
外端直径mm d 04 -I =，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，
mm d d d 6.450.07×2 -I -I
-
=+=，取标准值45mm，Ⅲ-Ⅳ段选用圆锥滚子
轴承，初选圆锥滚子轴承型号为32010X2，mm d d 50
--
- ==，轴环处直
径mm d mm d 60,55
-
-
==，右端滚动轴承采用轴肩定位mm d 57
-
=.
D.确定各轴的长度：
左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的轮宽度mm L 841=，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度略短于
1L ，取mm L 82 -I =。

齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，齿轮轮宽度为
60mm，取mm L 60
-
=，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高h=0.07d，取h=5mm,
轴环宽度h b 4.1≥，取mm L 10
-
=，轴承端盖总宽度为30mm，根据轴承端
盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离20mm，mm L 50
-
=，取齿轮距箱体内壁距离mm a 17=,考虑箱体的铸
造误差，确定滚动轴承位置应距箱体内壁一段距离s，取mm s 6=，。

滚动轴承宽度为22mm，mm L 4217619
-
=++=，mm L 15
-
=,联轴器配合对
称线至承轴支点的距离mm L 5.1152/112502/191=++=，承轴支点间的距离mm
L 1262=参数Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-ⅦⅦ-Ⅷd(mm)40455055605750L(mm)
82
50
42
60
10
13
19
D.按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算
a.轴的受力分析
齿轮上的圆周力：N d T F t 2305248.411
286320
×22222===
径向力：N
a F F n t r 861cos13.045tan20×3052cos tan 22=°
°==
β轴向力：N F F t a 53413.045tan ×2305tan 22=°==β计算支反力
水平面：N F R R t BH AH 5.11522
2
===垂直面：由于
∑=0
B
M
2/F -63×F -126×2a2r2=d R AV 得N R AV 957=由于
=∑F N
F R R r AV BV 962=−=b.作弯矩图
水平面弯矩
mm
2607.5N 763×1152.563×⋅==−=BH CH R M
垂直面弯矩
=AV M mm N R M AV CV ⋅==6029163×1mm
N R M BV CV ⋅−=−=604863×2合成弯矩
=A M mm
N M M M CV CH C ⋅=+=+=94376602915.72607222
1
21m
N M M M CV CH C ⋅=+=+=7285960485.726072222
22c.作转矩图
m
N T ⋅=2863201当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数6.0=α则：
mm
N T M M D caD ⋅=+=+=171792)286320×6.0(0)(222
22αmm
N T M M A caA ⋅=+=+=171792)286320×6.0(0)(222
22αmm
N T M M C caC ⋅=+=+=196008)286320×6.0(94376)
(2222211αmm
N T M M C ca ⋅=+=+=186604)286320×6.0(72859)
(2222221αd.按弯矩合成应力校核轴的强度
由弯矩图可以知道c1剖面的计算弯矩最大，则该处的计算应力为
[]1
3
3111168.1550
×1.0196008
1.0−≤==≈=
b c cac cac cac MPa d M W M σσD 部分的半径最小，该处的计算应力：
[]1
3
3
68.240×1.0171192
1.0−≤==≈=
b D caD caD caD MPa d M W M σσ
满足强度要求。

e.轴的计算简图
水平弯矩
垂直弯矩
合弯矩
扭矩
③滚动承轴的选择和计算
初定高速轴轴承的型号30207，低速轴轴承的型号32010X2.
A.高速轴滚动轴承校核
a.初步选取的轴承：30207
kN
C kN C r r 2.37,5.510==b.轴承A 的径向载荷：
N
R R R AV AH A 272124311223222
2=+=+=轴承B 的径向载荷：
N
R R R BV BH B 129943812232222=+=+=外部轴向力N
F a 5671=查表可得6.1=Y （Y 是A/R>e 时的轴向系数）轴承轴向载荷：
N
Y R S N Y R S B B A A 4062/8502/====N
S A e R A N S F A S F S B B A A B a A B
a A 40657.0/97311==>==+=+<由此可见，轴承A 的载荷大，应该验算轴承A.
c.计算轴承A 的径向当量
径向当量动载荷
2645N
973×1.62721×4.0=+=+=A A YA XR P d.轴承寿命的校核
因两端选择同样尺寸的轴承，选轴承A 的径向当量动载荷P 为计算依据。

工作温度正常，查表可得1=T f ,按中等冲击载荷，查表可5.1=F f 按设计要求，轴承寿命为：
58400h 10×365×16==h L 3
/10=ε则h
F f C f n L F r T hT 1992966452×5.15150029.854×601060103
/1066=⎟⎠⎞
⎜⎝⎛=⎟⎟⎠
⎞⎜⎜⎝⎛=ε
h
hT L L >选取轴承合适。

B.低速轴滚动轴承校核
a 初步选取的轴承：32010X2
kN
C kN C r r 2.66,8.450==b.轴承A 的径向载荷：
N
R R R AV AH A 14999575.11532222=+=+=轴承B 的径向载荷：
N
R R R BV BH B 1157965.11532222=+=+=外部轴向力N
F a 5342=查表可得5.1=Y （Y 是A/R>e 时的轴向系数）
轴承轴向载荷：N
Y R S N
Y R S B B A A 3862/5002/====N
S A e
R A N
S F A S F S B B A A B a A B
a A 38692.0/92011==>==+=+<由此可见，轴承A 的载荷大，应该验算轴承A.
c.计算轴承A 的径向当量
径向当量动载荷
N
9801920×1.51499×4.0=+=+=A A YA XR P d.轴承寿命的校核
因两端选择同样尺寸的轴承，选轴承A 的径向当量动载荷P 为计算
依据。

工作温度正常，查表可得1=T f ,
按中等冲击载荷，查表可5
.1=F f 按设计要求，轴承寿命为：
58400h
10×365×16==h L 3
/10=ε则h
F f C f n L F r T hT 14164729801×5.14580007.41×601060103/1066=⎟⎠⎞⎜⎝⎛=⎟⎟⎠⎞⎜⎜⎝⎛=εh hT L L >选取轴承合适。

八、键的选择及强度校核
A.带轮与输入轴间键的选择及校核
轴径mm d 25=，带轮宽B=63mm,A 型平键mm b 8=，mm h 7=，
mm
L 50=，校核mm b L l 42=−=,m N T ⋅=32.75,mm h k 5.32==,
[]
a 011a 4125×42×3.575.32×1000×210×23MP MP kld T p p =<===σσB.小齿轮与输入轴间键的选择及校核
轴径mm d 40=，齿轮轮宽B=65mm,A 型平键mm b 12=，mm h 8=，
mm
L 50=，校核mm b L l 38=−=,m N T ⋅=32.75,mm h k 42==,
[]
a 110a 8.2440×38×475.32×1000×21023MP MP kld T p p =<===σσC.输出轴与大齿轮间键的选择与校核
轴径mm d 55=，齿轮轮宽B=60mm,A 型平键mm b 16=，mm h 10=，
mm L 50=，校核
mm b L l 34=−=,m N T ⋅=32.286,mm h k 52==,
[]
a 110a 2.6155×34×510×86.322×21023
3MP MP kld T p p =<===σσD.输出轴与联轴器间键的选择及校核
轴径mm d 40=，轮毂宽度B=82mm,A 型平键mm b 12=，mm h 8=，
mm
L 63=，校核mm b L l 51=−=,m N T ⋅=32.286,mm h k 42==,
[]
a 110a 704051?×410×86.322×21023
3MP MP kld T p p =<===σσ九、联轴器的选择
选取联轴器的型号，取工况系数5.1a =K ，联轴器的计算转矩计算转矩
429.48mm 286.32×5.1===T K T a ca 应小于联轴器的公称转矩，选用弹性柱销联轴器，型号为HL3，轴孔直径为40mm，半联轴器长度为112mm，半联轴器与轴的配合长度84mm.
十、减速器的润滑与密封
1.润滑
滚动轴承采用脂润滑。

齿轮采用浸油润滑，即将齿轮浸入油中，当齿轮回转时粘在其上的油液被
带到啮合区进行润滑，同时油池的油被甩上箱壁，有助散热。

为避免浸油润滑
的搅油功耗太大和保证轮齿啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太
深或太浅，一般浸油深度以浸油齿轮的一个齿高为适度，但不得少于10mm 。

2.箱体密封
①轴伸出处的密封：
垫圈式密封：利用矩形截面的毛垫圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作
用，获得防止润滑油漏出和外界杂质灰质等侵入轴承室的密封效果。

密封简单、
价廉。

②轴承室内侧的密封：
封油环密封：作用是使轴承室与箱体内部隔开，防止油脂漏进箱内及箱内
润滑油溅入轴承室而稀释和带走油脂。

封油环做成齿状，封油效果更好。

③箱体与箱座接合面的密封：
在箱体和箱座接合面上涂密封胶密封。

④其他部位的密封：
检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面间均需加纸封油垫或皮封油
圈。

螺钉式轴承端盖与箱体之间需加密封垫片。

十一、减速器装配草图俯视图设计（箱体、附件设计）
箱体结构设计
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佳合质
量，大端盖分机体采用配合.
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。

低速轴上齿轮的圆周速度为s m nd v /4.160
==
π，速度较小，故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离mm d h 40612==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∀
3.63.机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。

机体外型简单，拔模方便.
4.对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固
B排油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
F吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速箱机体结构尺寸如下：
十二、心得体会
经过几天的努力，机械原理课程设计的设计计算和装配图基本完成。

在设计计算中，遇到了不少问题，锻炼了自主查找资料和解决问题的能力。

同时，因为要回顾到一些原有的基础知识，所以也对之前学过的工程图学、理论力学、材料力学、工程材料和机械原理的基础知识有了更深刻的理解。

但是，我在这次课程设计中，没有自学公差和配合，公差和配合的数据是参考模板上的。

在设计的过程中，常常发现自己考虑得不全面不完整，感觉设计要考虑很多因素和数据，因为不清楚哪些是首要的因素，所以常常会忽略一些进行计算，最后验证的时候又发现不对，所以导致重复计算，十分花时间，以后要注意。

但是，这也正锻炼了自己针对一个问题，能把已经储备的知识用于其中，并且能区分主要因素和次要因素，然后更全面地去思考和解决问题。

这次也锻炼了CAD画图的能力，之前画图都是用SW画三维图，CAD接触的很少，基本处于空白，通过这次课程设计，自学和同学间讨论，自己CAD的绘图能力得到很大的锻炼和提高。

总之，通过几天的学习，我对机械设计方面的了解得到了很大的提高。

十三、主要参考文献
[1]濮良贵,纪名刚.机械设计.8版.北京:高等教育出版社,2006
[2]骆素君，朱诗顺.机械课程设计简明手册.1版.北京:化学工业出版社,2006
[3]陈秀宁，施高义.机械设计课程设计.2版.浙江:浙江大学出版社,2004
[4]朱文坚，黄平.机械设计课程设计.2版.广州:华南理工大学出版社，2004。