益达机械设计课程设计展开式二级圆柱齿轮减速器的设计-学位论文.doc

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目
展开式二级圆柱齿轮减速器的设计

机电工程学院（系） XXXXXX班

设计者 XXX
学号 XXXXXX
指导老师 XXXXX

2013年7月11日
五邑大学

目 录
一、 机械装置总体设计………………………………3.
二、传动系统的运动参数的设计及计算……………6
三、 装配草图设计阶段 ……………………………21
四、 装配图和零件图 ………………………………24
五、 总结………………………………………………24
六、参考文献…………………………………………25

一、 机械装置总体设计
1.1.设计任务书
1． 设计题目：展开式二级圆柱齿轮减速器的设计
用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所示。
(1)带式运输机数据
见数据表格。
(2)工作条件
单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为±5%。
(3)使用期限
工作期限为十年，检修期间隔为三年。
(4)生产批量及加工条件
小批量生产。
2.设计任务
1)选择电动机型号；
2)确定带传动的主要参数及尺寸；
3)设计减速器；
4)选择联轴器。
3.具体作业
1)减速器装配图一张；
2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；
3)设计说明书一份。
4.数据表
运输机工作轴转矩T/(N·m)
800
850
900
950
800
850
900
800
850
900
运输带工作速度v/(m/s)
1.2
1.25
1.3
1.35
1.4
1.45
1.2
1.3
1.55
1.4
运输带滚筒直径D/mm
360
370
380
390
400
410
360
370
380
390

1.2、传动方案的拟定及说明
传动方案定为带轮减速和二级圆柱齿轮传动减速，说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即
=60x10^3x1.3/(3.14x370)=67.10 r/min
一般常选用同步转速为1500r/min或者1000r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为15--23。根据总传动比数值，可采用传动方案就是以V带传动加二级斜齿圆柱齿轮传动。
1.3、电动机选择
2-1．电动机类型和结构型式
按工作要求和工作条件，选用Y系列封闭式的三相异步电动机。
2-2．求电动机容量
1) 卷筒轴的输出功率Ｐw=5.62kw;
2) 电动机输出功率Ｐd
传动装置的总效率
式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书机械原理表5-1中查得：
V带传动 =0.96；滚子轴承（3对齿轮轴轴承和1对卷筒轴）；圆柱齿轮传动（8级稀油润滑时齿轮副效率）；弹性联轴器；卷筒传动效率（平带传动）；则。
故 = 7.17kW；
查参考书5中表19-1或者参考书6中表13-1；选取电动机额定功率7.5kW；
2-3．电动机的转速
为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由二级圆柱齿轮减速装置传动比范围i=8-40，,带轮为2-4，则总的传动比范围为16-160
电动机转速可选范围为
67.10x (16-160) r/min=1073.6-10736 r/min
可见同步转速为1500r/min和 3000r/min的电动机均符合。主要性能如下表：
方案
电机型号
额定功率
满载转速
起运转矩
最大转矩
1
Y132S2-2
7.5KW
2900 r/min
2.0
2.2
2
Y132M-4
7.5KW
1440 r/min
2.2
2.2
考虑前面的传动比范围，选定电动机的型号为Y132M-4。

1.4、计算传动装置的总传动比并分配传动比
1）、总传动比=1440/67.10=21.46
2)、分配传动比 假设V带传动分配的传动比，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比=21.46/2=10.73
二级减速器中：高速级齿轮传动比=3.88；
低速级齿轮传动比=10.73/3.88=2.77。
1.5、传动装置运动和动力参数计算
1）各轴输入功率
按电动机所需功率计算各轴输入功率，即
电动机的所需功率=7.17kW
第一根轴功率 ==7.17kW x0.96=6.88 kW ；
第二根轴的功率 =6.88 kW x0.98x0.97=6.54 kW ；
第三根轴的功率 =6.54 kW x0.98x0.97=6.22 kW ；
滚筒的功率 =6.22 kW x 0.99x0.98=6.04kW ；
2）各轴的转速
电动机的输出转速 =1440r/min；
第一根轴转速： = 1440 /2 r/min=720 r/min；
第二根轴的转速 =720/3.88r/min=186 r/min；
第三根轴的转速 =186/2.77r/min=67 r/min；
滚筒的转速： =186/2.77r/min=67 r/min；
3）各轴输入转矩T(N•m)
电动机轴的转矩 =9550x P/n=9550x7.5/1440= 49.74 N•m；
第一根轴的转矩： =9550xP1/n1 =9550x6.88/720= 91.26N•m
第二根轴的转矩 =9550xP2/n2 =9550x6.54/186= 335.79 N•m
第三根轴的转矩 =9550xP3/n3 =9550x6.22/67= 884.6 N•m；
将机械传动系统运动和动力参数的计算数值列于下表备用：
计算项目
电动机
高速轴Ⅰ
中间轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
卷筒轴
N转速（r/min）
1440
720
186
67
67
P 功率（kW）
7.17
6.88
6.54
6.22
6.04
转矩T(N•m)
49.74
91.26
335.79
884.6
800
i传动比
2
3.88
2.77
1
效率
0.96
0.95
0.95
0.97

二、传动系统参数和传动件设计计算
2.1、减速器外传动零件设计，带轮的设计
（参考书2《机械设计》中P82-83） 设计带传动的主要参数。
已知带传动的工作条件：单班制工作（共8 h），空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。所需传递的额定功率P=7.17kw小带轮转速=1440r/min； 大带轮转速= 720 r/min；，传动比。
设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）
1）、计算功率 ==1.1x7.17kW=7.887kW
2)、选择V带型 , 根据、由图6-8(教材《机械设计》)选择B型带（d1min=125-140mm;z 2-8）；
3）、确定带轮的基准直径
初选小带轮的基准直径，由参考书2中附表6-7和表6-1，取小带轮基准直径=140mm；则大带轮基准直径=140x2=280mm，查附表6-7,取=280mm；
4）验算带速v；

（3.14x140x1440）/(60x1000)=10.56m/s

因为5m/s<10.56m/s <25m/s,故符合要求。
5）、确定中心距a和V带的基准长度；根据参考书2《机械设计》p83
0.7
0.7x（140+280）a2x(140+280)
294mma840mm
初定中心距=500mm；
由式（6-24），计算带所需的基准长度

=2×500+π×0.5×（140+280）+（280-140）（280-14）/4×500
=1670mm
由附表6-2先带的基准长度 L=1800mm；
按式计算出实际中心距
a＝+( -)/2＝500+（1800-1670）/2＝565mm；
中心距满足变化范围: 294--840mm
6）.验算小带轮包角
＝180°-（-）/a×57.3°
＝180°-（280-140）/513×57.3°
＝165.8°>120°
故主动轮包角满足条件。
7）.计算V带的根数
由附表6-5查得包角修正系数=0.95；附表6-2查得带长修正系数=0.96；根据=1440r/min 和=150mm 查附表6-3，求得=2.83kW；由已知B型v带，小带轮转速=1440r/min，传动比i==/=280/2=2，查附表6-4得Δ=0.46 kW；
单根V带所能传达的功率，==(2.83+0.46)X0.96 X0.95=3.0 kW；
计算v带的根数
Z=7.887/3.0=2.629; 故取3根.
8）、计算V带的初拉力 ；由附表6-1查得q=0.17kg/m 。由式求得V带初拉力
＝500*+qv^2
=500x（2.5-0.95）x7.887/(0.95x3x10.56)+0.17x10.56^2=222.05N
9）．计算带传动的压轴力;
=2Zsin(/2)=2x3x222.05xsin165.8/2 =1322.1N
10）.带轮的设计结构；参照参考书2中P82；带轮的材料为:HT200；V带轮的结构形式为:大、小带轮<300,采用腹板式或者孔板式较好。结构图略。
2.2、减速器内传动零件设计，齿轮的设计
齿轮传动设计，要求连续运转，单向，高速级齿轮速度高，寿命要求10年，所以选择斜齿圆柱齿轮；
2.2.1 先设计高速级齿轮传动，选择斜齿圆柱齿轮
1）、选择材料热处理方式
根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式硬齿面， 精度为8级。
小、大齿轮选择材料40Cr，调质以及表面淬火,硬度为HRC48-55。取小齿轮=21，则=x，=213.88=81.48，取=81（取质数比较好些，磨损均匀）并初步选定β＝12°（一般为8°-15°）
2)、按齿面接触强度设计；

确定公式中的各计算数值
a.因为齿轮分布非对称，载荷有轻微冲击，试选载荷系数Kt=2.0
b.计算小齿轮的转矩:T1=91.26N.M。
c.齿宽系数，由表8-4选取 =0.7；
d.由式计算应力循环次数
60x720x1x(1x8x250x10)=8.64x10^8；
=(8.64x10^8)/3.88=2.27 x10^8；
e.由查附图8-6取接触疲劳寿命系数=0.92 =0.96
由硬度为HRC48-55查附图8-7（i），
根据MQ线延长而知， N/mm^2 ；
许用应力由表8-4，取安全系数
=/=961MPa
= /=1003.6 MPa ；
==961Mpa ；

3）、修正计算
a.计算圆周速度:
V=лn1/(60x1000)=2.017m/s ;
（2)计算出齿轮圆周力=（2x91.26）/（53.54x10^-3）=3409N；
（3）、计算载荷系数
参考附表8-12，附表8-2，附表8-3，附表8-4以及附图8-1分别查得:
=1.25；
=1.15；
由于 =113.7N/mm >100 N/mm;由附表8-3查得 =1.40；
=1.23+0.18*（1+0.6x0.7^2）x0.7^2+0.61x10^-3x0.7x53. 54=1.367
所以载荷系数 K=1.25 x1.15 x1.4 x1.367=2.75
（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，
由式得 ==59.54mm
（6）、计算模数
= Cosβ/Z1=2.77mm；
所以取=3。
4）、按齿轮弯曲强度设计
由式

(1)、当量齿数:

(2)、由附图8-4，符合齿形系数： =4.26； = 3.95；
(3)、应力循环次数 60x720x1x(1x8x250x10)=8.64x10^8；
=(8.64x10^8)/3.88=2.27 x10^8；
(4) 、查附图8-5，弯曲疲劳寿命系数
(5) 、查附图 8-8（e），由材料表面淬火MQ线和HRC=50查得；
(6) 求许用应力 ；由表8-4，按一般可靠性取

所以，
所以小齿轮疲劳强度较弱。将
(7) 、计算载荷系数K，B/H=6.68; =1.367 ；查附图找出 =1.30；
=1.25x1.10x1.4x1.30=2.50
模数
按疲劳强度算出来模数 =2.77；所以取高速级齿轮的模数 =3.0；
5） 、几何尺寸计算
（1）、法向模数 =3.0；（2）、齿数
（3） 、中心距为
取中心距为155mm；
（4） 、修正的β为
（5） 分度圆直径 ；

（6） 、齿宽b，
圆整后，取b1=50mm；b2=45mm；
（7） 、圆周速度； ；据附表8-12可知
V同时少于6m/s和9m/s取齿轮的精度为8级，取高了一级；
6） 、校核齿面接触疲劳强度；
（1）、查附表8-5，由锻钢
（2）、查附表8-3，
（3）、按上面所求 所以

；
（4） 、接触疲劳强度的许用应力961N/mm^2 ；

2.2.2、低速轴的齿轮计算
1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(48-55HRC),闭式硬齿面传动，8级精度,查附表8-1得
大、小齿轮 40Cr 调质处理 48-55HRC
2）、取小齿轮=21，则=58.17； 取=59，初步选定β＝12°；
3）、按齿面接触强度计算:

确定公式中的各计算数值
a.因为齿轮分布非对称，载荷有轻微冲击，试选载荷系数Kt=2.0
b.计算小齿轮的转矩:T2=335.79N.M。
C.齿宽系数，由表8-4选取=0.7；
d.由式计算应力循环次数
60x186x1x(1x8x250x10)=2.23x10^8；
=(2.23x10^8)/2.77=9.83x10^7；
e.由查附图8-6取接触疲劳寿命系数=0.94 =0.98
由硬度为HRC48-55查附图8-7（i），
根据MQ线延长而知， N/mm^2 ；
许用应力由表8-4，取安全系数
=/=1029MPa
= /=1183 MPa ；
==1029Mpa ；

3）、修正计算
（1）计算圆周速度: V=лn1/(60x1000)=0.789m/s ;
（2)计算出齿轮圆周力=（2x335.79）/（x10^-3）=3409N；
（3）、计算载荷系数
参考附表8-12，附表8-2，附表8-3，附表8-4以及附图8-1分别查得:
=1.25；
=1.15；
由于 =182.47N/mm >100 N/mm;由附表8-3查得 =1.40；
=1.23+0.18*（1+0.6x0.7^2）x0.7^2+0.61x10^-3x0.7x53. 54=1.369
所以载荷系数 K=1.25 x1.15 x1.4 x1.369=2.78 ；
（4）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，
由式得 ==90.5mm ；
（5）、计算模数
= Cosβ/Z1=4.22mm；
所以取=4.5 。
4）、按齿轮弯曲强度设计
由式

(1)、当量齿数:；
(2)、由附图8-4，符合齿形系数： =4.26； = 3.97；
(3)、应力循环次数 60x186x1x(1x8x250x10)=2.23x10^8；
=(8.64x10^8)/3.88=9.83 x10^7；
（4）、查附图8-5，弯曲疲劳寿命系数
（5）、查附图 8-8（e），由材料表面淬火MQ线和HRC=50查得；
（6）、求许用应力 ；由表8-4，按一般可靠性取

所以，
所以小齿轮疲劳强度较弱。将
（7）、计算载荷系数K，B/H=6.68; =1.379 ；查附图找出 =1.30；
=1.25x1.15x1.4x1.30=2.61；
模数
按疲劳强度算出来模数 =4.22；所以取高速级齿轮的模数 =4.5mm；
5）、几何尺寸计算
（1）、法向模数 =4.5；（2）、齿数
（8） 、中心距为
取中心距为185mm；
（9） 、修正的β为
（10） 分度圆直径 ；

（11） 、齿宽b，
圆整后，取b3=70mm；b4=65mm；
（12） 、圆周速度； ；
据附表8-12可知V同时少于6m/s和9m/s取齿轮的精度为8级，取高了一级；
6）、校核齿面接触疲劳强度；
（1）、查附表8-5，由锻钢
（2）、查附表8-3，
（3）、
所以

；
（5） 、接触疲劳强度的许用应力1029N/mm^2 ；

所以，满足强度条件。
7)、齿轮结构设计，配合后面轴的设计而定,具体结构参照参考书5上的第41页来设计。
2.3、轴的设计以及校核
为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。
第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为

2.3.1．高速轴Ⅰ设计
1）轴较少，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，HRC48-55;由附表14-1查得对称循环弯曲许用应力 ；
2）初算轴的最小直径,查表14-1，取（由载荷和工作情况确定的系数）

高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大7%，=23.17mm。由带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取=25mm；
高速轴工作简图如图1所示

图1
首先确定个段直径
A段：=25mm 由最小直径算出，同时考虑带轮；
B段：=30mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为30mm，见参考书6中表16-11；
C段：=35mm，与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合，取轴承内径=35mm；
D段：=42mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm；E段：=38mm，
E段， =38m, 与分度圆直径为63.82mm的小齿轮配合；
G段， =35m, 与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合，取轴承内径，见参考书2中附表13-8；最后修正长度之后将原来的过渡段F段去掉。
第二、确定各段轴的长度
A段：由带轮的长度考虑,取=58mm；
B段：=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mm；
C段：=29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合,加上挡油盘长度，
=B+△3+2=17+10+2=29mm；
G段：=29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合,加上挡油盘长度
E段：，齿轮的齿宽
D段：=88mm, 根据各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得=88mm；
所以第一轴的总长为L=316mm；其中两轴承之间距离（不包括轴承长度）S=255mm。
2.3.2、轴Ⅱ的设计计算
1）、选择轴的材料；轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，取40Cr，调质处理，HRC48-55;由附表14-1查得对称循环弯曲许用应力 ；
2）初算轴的最小直径，查表14-1，取；

因为大齿轮上有键槽，故最小直径加大7%，=35.0mm。但是轴Ⅱ是中间轴；同时轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30207，故取=35mm；所以=35mm ；
轴Ⅱ的设计：
首先确定个段直径
A段：=35mm 由最小直径算出，同时考虑初选轴承的内径，与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合；
E段：=35mm，与轴承（圆锥滚子轴承30207）配合；
B段：=40mm, 该轴段上齿轮的分度圆直径为97.12mm；
C段：=56mm, 定位轴肩；
D段：=50mm, 该轴段上齿轮的分度圆直径为241.68mm；
然后确定各段距离：
A段： =39mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘的长度，同时考虑齿轮与内壁的距离得出；
B段：=68mm,根据轴上齿轮的齿宽来确定,根据低速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）；
C段：=10mm, 定位轴肩。
D段：=43mm，根据轴上齿轮的齿宽来确定；
E段：=44mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=255mm减去已知长度而得出，同时考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离。初定箱体内壁为160mm。（由草图阶段回来修正的长度）
2.3.3、轴Ⅲ的设计计算
已知输入功率P=6.22KW,转速n =67r/min,T=884600Nmm；轴的布置方案如下图3，
轴的材料取值为45#，调质处理，硬度为HB=217-255HBS；由附表14-1查得对称循环弯曲许用应力 可由表14-1查得取=110（118-107）;
所以轴的直径: =49.80mm；
因为该轴上有两个键槽，故最小直径加大7%，=53.3mm。取最小轴径为=55mm；
与联轴器相连接的轴为最外段，轴传递的转矩为TⅢ=884.600N.m；查附表15-4取联轴器的工作情况系数为K=1.3；所以
；
由表14-47(GB/T1095-2003；参考书机械设计基础课程设计)选联轴器型号为LX4，J型孔。其孔径为55mm；外径为D=195mm；长度L=84mm，配合长度为82mm。公称转矩为2500。
轴Ⅲ设计图 如下：

图3
首先，确定各轴段直径
G段: =55mm, 等于联轴器的孔径，最小轴径处；
F段: =62mm,按照轴承端盖的孔径和密封圈的孔径来确定；
A段: =65mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30213）配合
B段: =68mm,与分度圆直径为272.87mm的齿轮4配合，轴径取68mm；
C段: =78mm,定位轴肩，取h=5mm；
D段: =70m, 非定位轴肩，
E段: =65mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30213）配合
然后、确定各段轴的长度
A段: =50mm,由轴承长度23mm，△3，△2，挡油盘尺寸综合来确定；
B段: =63mm，齿轮齿B为65mm，为齿轮齿宽减去2mm，便于安装；
C段: =10mm, 轴环宽度，取圆整值；
根据两轴承（圆锥滚子轴承30213）之间的宽度需要来确定；
D段: =55mm,由两轴承间距减去已知长度确定；
E段: =38mm, 由轴承长度23mm，△3，△2，挡油盘尺寸综合来确定；
F段: =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到的数值；
G段: =82mm,联轴器孔的长度少2mm；

2.3.4 轴的校核计算
第一根轴:
先求出轴上载荷，已知：

设该齿轮轴齿向是右旋，受力分析如右图：

由材料力学知识可求得
水平支反力和弯矩:

垂直支反力和弯矩:

合成弯矩

扭矩：T=91260；
按弯扭合成校核轴的强度，取α=0.6；而在直径的前面乘以系数0.94.由图可知,危险截面在C处，以其为危险截面来进行强度校核。

第一根轴的材料选用40Cr，调质处理, 查手册.
所以该轴的强度条件符合!
第二根轴
先求轴上的载荷，已知：

设该齿轮齿向两个都是右旋，受力分析如右图：

根据材料力学知识可求得
水平支反力:

垂直支反力:

所以合成弯矩等于：

按弯扭合成校核轴的强度，取α=0.6；而在直径的前面乘以系数0.94.由图可知,危险截面在C处，以其为危险截面来进行强度校核。

第二根轴的材料同样是选用40Cr，调质处理, 查手册；所以该轴也符合强度条件!

第三根轴:
求出轴上载荷，已知：

设该齿轮齿向是右旋，受力分析如图：

根据材料力学知识可求得
水平支反力:

垂直支反力:

合成弯矩:

按弯扭合成校核轴的强度，取α=0.6；而在直径的前面乘以系数0.94.由图可知,危险截面在C处，以其为危险截面来进行强度校核。

第三根轴的材料选用45#，调质处理, 查手册可知；所以该轴也符合强度条件!
2.4、验算工作速度误差
传动比发生需要修正和调整，最终如下：（不变）；（调整后的）；（调整后的）；
所以总传动比为
所以此时工作机的转速为
速度：
速度误差为

三、 装配草图设计阶段
绘制装配草图，同时进行轴的结构设计，轴上零件的结构设计，及其定位和固定方式的确定，还有画出轴系的细部结构和其他辅助件。；由于前面已经进行初估轴径，初选轴承型号和验算轴的强度。现在进行边绘图边修正参数和结构。接下来完成轴承的寿命验算和校核键、联轴器的强度,必要时对装配草图进行修改。
3.1、校核联轴器的强度
校核：与联轴器相连接的轴为最外段，轴传递的转矩为TⅢ=884.600N.m；查附表15-4取联轴器的工作情况系数为K=1.5；所以
<；
由表14-47(GB/T1095-2003；参考书机械设计基础课程设计)选联轴器型号为LX4，J型孔。其孔径为55mm；外径为D=195mm；长度L=84mm，配合长度为82mm。公称转矩为2500。计算出来的工作转矩远小于公称转矩，所以联轴器满足强度要求。
3.2、验算轴承寿命
滚动轴承的校核，由于前面轴的设计以及验算中，出选择轴承都是圆锥滚子轴承。现在进行校核和修正。
第一根轴的支承轴承，选择时型号为30207的圆锥滚子轴承，基本额定负荷为;极限转速为6700r/min;查附表13-8可知Y=1.6；e=0.37；
计算载荷；

计算轴向的附加轴向力，

所以所以轴承向右压紧，右端的滚子轴承被压紧，左端轴承被放松。所以；
左端轴承被放松，所以
所以
由附表13-1和附表13-2查得 X1=1,Y1=0;X2=1,Y2=0;
动载荷为
求轴承寿命，轴承使用要求寿命为10年

所以两个轴承均满足使用要求。
第二根轴的支承轴承，选择时型号为30207的圆锥滚子轴承，基本额定负荷为;极限转速为6700r/min;查附表13-8可知Y=1.6；e=0.37；
计算载荷；

计算轴向的附加轴向力，

3.3、键的选择以及校核
查表可知不同材料的键的许用挤压应力以及许用应力不同，参考参考书2中的65页的选择和校核过程，在第一根轴带轮连接的轴处有键连接。轴的直径为25mm，查表选择普通A型平键，b x h x L=8 X7X40,材料为45#,在轻微冲击下其许用挤压应力为。许用挤压应力为

所以该键满足挤压强度条件。

3.4、箱体铸件减速器机体结构尺寸计算表
名称
符号
减速器及其形式关系
机座壁厚
δ
0.025a+3mm=7.625mm,取8mm
机盖壁厚
δ1
0.02a+3=7.625mm<8mm,取8mm
机座凸缘厚度
b
1.5δ=12mm
机盖凸缘厚度
b1
1.5δ=12mm
机座底凸缘厚度
p
2.5δ=20mm取20mm
地脚螺钉直径
df
0.036a+12=12.288mm取16mm
地脚螺钉数目
n
a<250mm,n=4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df=15mm取16mm
机盖与机座连接螺栓直径
d2
(0.5~0.6)df=10-12mm取12mm
连接螺栓d2的间距
l
150~200mm取180mm
轴承端盖螺钉直径
d3
(0.4~0.5)df=7.01~8.76mm取M8和M10;
窥视孔盖螺钉直径
d4
(0.3~0.4)df=5.26~7.01mm取M6
定位销直径
d
(0.7~0.8)df=12.27~14.02mm取M12
df、d2、d3至外机壁距离
c1

d1、d2至凸缘边缘距离
c2

轴承旁凸台半径
R1
R1=C2=20
凸台高度
h

外机壁至轴承座端面距离
L1
c1+c2+(5~8)=43
内机壁至轴承座端面距离
L2
δ+c1+c2+(5~8)=48
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
≥1.2δ=9.6mm取14mm
齿轮端面与内机壁距离
△2
≥δ=8mm取10mm
机盖、机座肋厚
m1,m
m1=m≈0.85δ1=6.8mm,取8mm
轴承端盖外径
D2

轴承端盖凸缘厚度
e
(1~1.2)d3=9mm取12mm
轴承旁连接螺栓距离
s
s≈D2
3.5、减速器附件的选择
在草图设计中选择 包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等附件。
3.6、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)
1.密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
2．润滑
对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于二级减速器，根据刚才选择适宜的传动比，对于高速级的大齿轮来说，浸油深度应该约为0.7个齿全高，对于低速级的大齿轮来说，浸油深度应该约为1个齿全高到1/6个齿轮半径。这样就可以决定所需油量，对于单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3，二级成比例地增加。减速器滚动轴承采用油润滑，安装位置所处端面与箱体内壁的距离为3-5mm。

四、 绘制装配图和2-3张零件图
详见图纸。

五、总结
机器设计的一般步骤分为计划阶段、方案设计阶段、技术设计阶段和技术文件的编制。本题目就是带式运输机的设计，在课程设计讲解课上分配好设计任务，通过了解最终决定进行该题目设计。带式运输机滚筒部分需要用到带传动的知识去理解。二级圆柱齿轮减速器里包含有支承作用的圆锥滚子轴承、轴，同时在输出轴端有进行连接的联轴器，传递运动和动力。减速箱外部分设计主要是进行带传动设计。分析已知条件，运输机工作轴转矩T：800 N·m；运输带工作速度v：1.3m/s；运输带滚筒直径D：370mm。由此可以求出滚筒边缘有效力的大小，从而计算出工作机的功率。由单班制工作，空载启动，单向、连续运转可知，工作的时间长短、连续运转、运输带有允许速度误差。因工作中有轻微振动，所以该工况为选择齿轮类型的其中一个依据。工作期限为十年，检修期间隔为三年。机器的寿命必须满足10年，在设计计算各零件时要考虑该点。小批量生产，生产批量及加工条件。设计时要综合考虑经济性和使用性能，特别是设计箱内零件。
本次为期三周的课程设计可以说是综合应用了我们之前学的一些专业基础课，将力学、互换性、机械原理和机械设计等知识融合一起应用。这个过程中我付出了许多，同时也收获了许多，和同学们一起学习、一起讨论的过程是愉快的学习过程。在手绘过程中有过烦闷的时刻，特别是草图设计的时候，在进行校核时，出现了之前没有预料到的问题，查看了资料很久之后才弄明白。正因为如此，我能够比较熟练地去查阅手册、规定和推荐值等资料。减速装置的总体设计到参数初步计算，再到减速箱草图设计阶段，唯有自己学会安排好时间和计划，才能够很快完成各个阶段。
最难忘的事情就是本次课程设计的手绘装配图，有一晚在主楼绘图室绘图到凌晨两点多，然后第二天早上很早起来去进行机械设计课程的面试。虽然这样做不利于身体健康，但是充实的学习代替了疲倦。这或许是我们工科学生才会有的独特经历了。
总结之后发现，最大的不足是我之前学习这些课程时不够努力，以至于这次实践时过程比较紧促。实践的好处，在于检查了理论学习时候的不足。继续加油！最后谢谢老师的耐心指导，还有谢谢那些帮助以及讨论过的学友们！

六、参考文献
参考资料目录：
[1] 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理[M].第7版. 北京：高等教育出版社，2006.5；
[2] 陈东主编. 机械设计[M]. 北京：电子工业出版社，2010.7；
[3] 陈锦昌、刘林主编. 机械制图[M]．第4版，广州：华南理工出版社，2010.9
[4] 季林红主编． 机械设计综合实践[M]．北京：清华大学出版社，2011.6；
[5] 陆玉主编. 机械设计课程设计[M].第4版，北京：机械工业出版社，2006.12；
[6] 孟玲琴主编. 机械设计基础课程设计[M].第3版，北京：北京理工大学出版社，2012.7；
[7] 刘鸿文主编. 材料力学[M].第5版，北京：高等教育出版社，2011.1；

26