机械设计课程设计-二级减速器机械设计说明书.docx

学号
06141306
成绩

课程设计说明书

设计名称 设计带式运输机传动装置
设计时间 2016年9-12月
系 别 机械与汽车工程系
专 业 车辆工程
班 级 13班
姓 名
指导教师

2016 年 12月 26日

目录

一、课程设计任务书 3
（一）、设计课题 3
（二） 、设计工作量 4
（三）、设计步骤 4
二、电动机的选择 5
三、计算总传动比及分配各级的传动比 6
四、运动参数及动力参数计算 7
五、传动件的设计计算 8
（一）、V带传动的设计 8
（二）、高速级直齿圆柱齿轮设计： 11
（三）、低速级直齿圆柱齿轮设计： 14
七、 轴的设计 18
（一）、中间轴的设计 18
（二） 、输入轴的设计 19
（三） 、输出轴的设计 21
八、 轴的校核 23
（一）、中间轴的校核 23
（二）、输入轴的校核 25
（三）、输出轴的校核 27
九、 轴承的选择与校核 28
十、键的选择与校核 29
十一、润滑方式及密封方式的选择 30
十二、减速器箱体及附件的设计 30
十一、总结感想 32
附表 33
1. 书面材料 33
（1）课程设计说明书1份； 33
（2）二级减速器装配图1张（A0）； 33
（3）箱盖零件图1张（A2）； 33
2.电子文档 33
附图 36
参考文献 37

一、课程设计任务书
（一）、设计课题
设计带式运输机传动装置(1-7号)
已知条件：（1）运输带工作拉力；
（2）运输带工作速度；
（3）滚筒直径；
（4）工作机传动效率；
（5）输送带速度允许误差为±5%；
（6）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；
（7）工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度；
（8）要求齿轮使用寿命为10年（每年按300天计）；
（9）生产批量：中等。
（10）动力来源：电力，三相交流，电压380V。
传动方案：如图1所示。
设计工作量：（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型；
（2）减速器装配图1张（A0或A1图纸）；
（3）零件工作图1张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重复，须由指导教师指导选定）；
（4）设计计算说明书1份。

图1
（二） 、设计工作量
（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型；
（2）减速器装配图1张（A0或A1图纸）；
（3）零件工作图1张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重复，须由指导教师指导选定）；
（4）设计计算说明书1份。

（三）、设计步骤
（1）．设计计算：
电动机的选择

一．总体设计
传动比的分配

各传动轴的运动和动力参数计算

V带传动的设计

二．传动零件的设计计算

齿轮传动的设计

轴的材料选择和最小直径估算

三．轴的设计
减速器装配草图的设计

轴的结构设计

四．轴的校核

五．键的选择和校核

滚动轴承的选择

六．滚动轴承的选择和校核

滚动轴承的校核

七．联轴器的选择

八．箱体及其附件设计

九．润滑、密封的设计

2．用Catia软件构建零件三维模型及装配模型
每位同学都要依据自己的设计参数独立建模。
3．绘制典型零件的零件图、绘制装配图。零件图每人一张，由指导教师分配任务。
4．整理说明书（A4）按指导书78、79页的要求编写。
注：附图内容包括：零件三维模型图、装配模型图、零件图、装配图、爆炸图

二、电动机的选择
（1）、选择电动机类型：
根据工作和电源条件，选择Y系列三相异步电动机。
（2）、选择电动机功率：
工作机使用功率;
Pw==Kw=5.06 Kw
电动机到滚筒轴的传动总效率：
, , , 分别代表V带轮传动，滚动轴承，直齿圆柱齿轮，联轴器的效率，由设计指导书查表分别取0.95、0.99、0.99、0.98，则：

故：所需电动机功率：
（3）、选择电动机额定功率：
工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；
工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度；
电动机额定功率只需略大于Pn即可，所以
（4）、选择电动机转速：
滚筒直径D=300mm
滚筒工作转速：
按照表查得：
V带传动比范围：
二级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围：
总传动比推荐范围：
电动机转速可选范围：
型号
额定功率P/kW
满载转速nm/（r·min^-1)
同步转速n/（r·min^-1)
电动机中心高H/mm
外伸轴直径和长度D/mm*E/mm
Y132M-4
7.5
1440
1500
132
38*80
综合考虑电动机、传动装置尺寸、重量以及传动比分配，因此选定电动机型号为Y132M-4,其主要外形尺寸查表得下表：

三、计算总传动比及分配各级的传动比
（1）、传动系统的总传动比：
i===28.26

（2）、分配传动系统的各级传动比：假设V带传动分配的传动比i1=2.2,则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比i==12.85
二级减速器中：

高速级齿轮传动比：i2==3.14
低速级齿轮传动比：i3==4.09
四、运动参数及动力参数计算
（1）：各轴转速：
减速器传动装置从各轴从高速至低速依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。
各轴转速为：
==1440 r/min
===352.38r/min
===112.10 r/min
r/min
（2）、各轴输入功率：
按电动机所需功率Pn计算各轴输入功率，即
电动机的输入功率：P0=Pn=5.89 kw
第一根轴的输入功率：PⅠ=Pn=5.89×0.95=5.60 kw
第二根轴的输入功率：PⅡ=PⅠ=5.60×0.99×0.97=5.38 kw
第三根轴的输入功率：PⅢ=PⅡ=5.38×0.99×0.97=5.16 kw
工作机轴功率：Pw=PⅢ5.16*0.99*0.99=5.06 kw
（3）：各轴转矩：
电动机轴的转矩：T0=9550
第一根轴的转矩：TⅠ=
第二根轴的转矩：TⅡ=
第三根轴的转矩：TⅢ=
工作机轴的转矩：Tw=
将计算结果汇总列表如下：
轴名
参数
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
工作机轴
转速n/（r·min^-1)
1440
352.38
112.10
50.96
50.96
功率P/kW
5.89
5.60
5.38
5.16
5.06
转距T/(N)
39.09
151.76
458.11
967.74
948.48
传动比i
2.2
4.09
3.14
1
效率η
0.95
0.96
0.96
0.96

五、传动件的设计计算
（一）、V带传动的设计
设计带传动的主要参数：
已知带传动的工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳;传递的功率Ped=7.07Kw,小带轮转速n1=1440r/min，大带轮转速n2=352.38r/min,传动比i1=2.2。
设计内容包括：带的型号、长度、根数、传动中心距，带轮的直径及结构尺寸等等。
（1）、确定设计功率Pd
Pd= KAPed=7.07kw
式中：KA=1.2

（2）、选择带型
根据设计功率Pd和小带轮转速n1，选择B型V带

(3 )、选择带轮的基准直径并验算带速
①为了避免弯曲应力过大，应使小带轮直径所以取小带轮基准直径D1=140mm
②验算带速v

其中普通V带vmax=25～30m/s
带速也不宜过低，否则带受的拉力过大。一般带速v=5～25m/s
代入数据得： =10.55m/s
带轮符合推荐范围。

（4）、 计算大带轮的基准直径
D2= D1i=2.2
根据基准直径系列，初定D2=308mm
转速误差
<±5%
（5）、确定中心距a和带长Ld
根据：

初定中心距=600mm
设计条件中没有限定中心距，故可初选中心距，由下式
带长
查普通V带的基准长度系列和代偿修正系数表，取。
中心距
的调整范围：

（6）、验算小带轮包角
≤180°，合适。
（7）、确定V带根数

由单根V带的基本额定功率表，查得。
由单根普通V带额定功率的增值表，查得 。
由小带轮包角修正系数表，查得 。
由普通V带的基准长度系列和带长修正系数表，查得 。
代入求根数公式得：

取，符合V带的最小基准直径表推荐的轮槽数。
（8）、确定初拉力
由式
查V带单位长度的质量表，得

（9）、计算作用在轴上的压力

（10）、 V带轮设计
A. 带轮的材料为：HT200
B. 带轮的结构形式：腹板式
将计算结果汇总列表如下：
设计功率 Pd
9KW
带速 v
10.55m/s
小带轮直径 D1
140mm
大带轮直径 D2
315mm
带长 Ld
2000mm
中心距 a
636mm
包角 α1
165°
带的根数 Z
3
初拉力 F0
198.17N
轴上压力 FQ
1177.14N

（二）、高速级直齿圆柱齿轮设计：
（1）、 选择齿轮材料、热处理、精度等级、齿轮齿数
根据工作条件与已知条件，减速器应采用闭式软齿面齿轮；小齿轮齿数，大齿轮齿数，取；传动比，，取127
设计说明
（HB>=230HBS）,8级精度，查表6-2得
小齿轮
45钢
表面调质
HB=230~240HBS
大齿轮
45钢
表面淬火
HB=190~200HBS
因为小齿轮是高速极，在啮合过程中，小齿轮的啮合次数比大齿轮多，小齿轮齿面硬度比大齿轮高30~50HBS。
（2）、按齿根弯曲疲劳强度设计

确定式中各项数值:
A、由表查,故初选载荷系数
B、由表，非对称分布，选取齿宽系数0.6
C、小齿轮传递的转矩
D、由弹性系数表，查得
E、由节点区域系数图，查得
F、接触重合度系数Zε，查得
由式 得

由式得

由接触强度的寿命系数图，查得，
取
由齿轮的接触疲劳极限图，查得

取 设计齿轮参数
将确定后的各项数值代入设计公式，求得

修正: m/s
由使用系数表，查得
由动载系数图，查得
由齿轮载荷分布系数图，查得
由齿间载荷分配系数表，查得
则

m=
由渐开线齿轮的标准模数表，选取第一系列标准模数m=2.5。
齿轮主要几何尺寸：

取，

（3）、校核齿根弯曲疲劳强度
；
a、 重合度系数，；
b、 由外齿轮的齿形系数图和外齿轮的应力修正系数图，查得：
； ；
c、 由弯曲强度的寿命系数图，查得，
由齿轮的弯曲强度疲劳极限图，按齿轮齿面硬度均值，查得：

取

将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式，得

d、 故齿轮的弯曲疲劳强度足够。

将计算结果汇总列表如下：

高速极小齿轮
高速极大齿轮
齿轮材料
45钢
45钢
热处理方法
表面调质
表面淬火
齿面硬度
230~240HBS
190~200HBS
精度等级
8
8
齿数
31
127
齿数比
4.09
模数
2.5
中心距
197.5mm
齿轮直径
77.5mm
317.5mm
齿轮宽度
60mm
55mm

（三）、低速级直齿圆柱齿轮设计：
（1）、 选择齿轮材料、热处理、精度等级、齿轮齿数
根据工作条件与已知条件，减速器应采用闭式软齿面齿轮；小齿轮齿数，大齿轮齿数，取；传动比，，取117
设计说明
（HB>=230HBS）,8级精度，查表6-2得
小齿轮
45钢
表面调质
HB=230~240HBS
大齿轮
45钢
表面淬火
HB=190~200HBS
因为小齿轮是高速极，在啮合过程中，小齿轮的啮合次数比大齿轮多，小齿轮齿面硬度比大齿轮高30~50HBS。
（2）、按齿根弯曲疲劳强度设计

确定式中各项数值:
A、由表查,故初选载荷系数
B、由表，非对称分布，选取齿宽系数0.9
C、小齿轮传递的转矩
D、由弹性系数表，查得
E、由节点区域系数图，查得
F、接触重合度系数Zε，查得
由式 得

由式得

由接触强度的寿命系数图，查得，
取
由齿轮的接触疲劳极限图，查得

取 设计齿轮参数
将确定后的各项数值代入设计公式，求得

修正: m/s
由使用系数表，查得
由动载系数图，查得
由齿轮载荷分布系数图，查得
由齿间载荷分配系数表，查得
则

m=
由渐开线齿轮的标准模数表，选取第一系列标准模数m=3。
齿轮主要几何尺寸：

取，

（3）、校核齿根弯曲疲劳强度
；
e、 重合度系数，；
f、 由外齿轮的齿形系数图和外齿轮的应力修正系数图，查得：
； ；
g、 由弯曲强度的寿命系数图，查得，
由齿轮的弯曲强度疲劳极限图，按齿轮齿面硬度均值，查得：

取

将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式，得

h、 故齿轮的弯曲疲劳强度足够。

将计算结果汇总列表如下：

高速极小齿轮
高速极大齿轮
齿轮材料
45钢
45钢
热处理方法
表面调质
表面淬火
齿面硬度
230~240HBS
190~200HBS
精度等级
8
8
齿数
37
117
齿数比
3.14
模数
3
中心距
231mm
齿轮直径
111mm
351mm
齿轮宽度
105mm
100mm
七、 轴的设计
（一）、中间轴的设计
1、中间轴的材料选择和最小直径估算
材料选45钢，调质处理，其各项数据列表如下：
抗拉强度极限

屈服强度极限

弯曲疲劳强度

剪切疲劳极限

许用弯曲应力

640
355
275
155
60

2、 初步估算轴的直径
按扭转强度法进行最小直径估算，即：初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽是，～两个键槽是，～ 。查表可知：取中间轴=110。
中间轴：，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值。

3、 .中间轴各段轴的结构设计

（1）、中间轴各轴段直径设计
d21: 最小直径，滚动轴承处轴段，d21=d2min=40mm，滚动轴承选取6008号轴承，其尺寸为
d22: 安装高速级大齿轮，d22=55mm
d23: 轴向定位，d23=65mm
d24: 安装低速级小齿轮，d24=60mm
d25: 轴承处轴段，滚动轴承选取6008号轴承，其尺寸为d26=d21=40mm，取d25=40mm

（2）、中间轴各轴段长度设计
L21: 由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，L21=40mm
L22: 高速大齿轮宽度，为使结构紧凑，故取L22=53mm
L23: 轴向定位宽度 L23=27.5mm
L24: 低速小齿轮宽度，取L24=103mm
L25:由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，L25=37.50mm

（3）、其他结构设计
齿轮与轴之间的定位均采用A型普通平键连接，第②段查表得平键b×h×L=16mm×10mm×45mm，第④段查表得平键b×h×L=16mm×10mm×45mm，其与轴配合都为H7/r6，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）、中间轴结构图如下：

（二） 、输入轴的设计
1、输入轴的材料选择和最小直径估算
材料选45钢，调质处理，其各项数据列表如下：
抗拉强度极限

屈服强度极限

弯曲疲劳强度

剪切疲劳极限

许用弯曲应力

640
355
275
155
60

2、初步估算轴的直径
按扭转强度法进行最小直径估算，即：初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽是，～两个键槽是，～ 。查表可知：取中间轴=115。
输入轴： ，因高速轴最小直径处安装皮带轮，要有一个键槽，则：
。取，

3、输入轴各段轴的结构设计

（1）、输入轴各轴段直径设计
d11：安装皮带轮，由《机械设计手册》取为B型带带轮基准孔径系列标准值。，d11=d1min=31mm
d12：安装轴承端盖段，，取d12=36mm
d13：安装滚动轴承，滚动轴承选取6208号轴承，其尺寸为
取d13=40mm
d14：轴肩定位，d14=46mm
d15：轴环 ，d15=51mm
d16：安装高速小齿轮，d16=45mm
d17：安装滚动轴承，滚动轴承选取6208号轴承，其尺寸为
取d13=40mm

（2）、输入轴各轴段长度设计
L11:安装皮带轮，由《机械设计手册》取为B型带带轮系列标准值B=61，取L11=59mm
L12:轴承端盖取其总宽度为45.5mm，且皮带轮右端面与轴承盖的距离取为17.5mm，则取L12=63mm
L13:安装滚动轴承，滚动轴承选取6208号轴承，其尺寸为
L15=B+e=28.5mm
L14:过渡段，由装配关系和轴的长度对比得L14=126.8mm
L15:轴环，L15=9.2mm
L16:安装高速小齿轮，宽度，为了使结构紧凑，则L16=58mm
L17:滚动轴承段，滚动轴承选取6208号轴承，其尺寸为
L17=39mm

（3）、其他结构设计
大带轮与轴的连接采用A型普通平键，，配合为H7/n6；齿轮与轴采用A型普通平键连接，，配合H7/n6，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）、输入轴结构图如下：

（三） 、输出轴的设计
1、输出轴的材料选择和最小直径估算
材料选45钢，调质处理，其各项数据列表如下：
抗拉强度极限

屈服强度极限

弯曲疲劳强度

剪切疲劳极限

许用弯曲应力

640
355
275
155
60

2、初步估算轴的直径
按扭转强度法进行最小直径估算，即：初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽是，～两个键槽是，～ 。查表可知：取中间轴=107。
输入轴： ，因高速轴最小直径处安装皮带轮，要有一个键槽，则：
。取，

3、输出轴各段轴的结构设计

（1）、输出轴各轴段直径设计
d31：安装联轴器，安装联轴器，T联 N·mm=967741N·mm=，选用HL4弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N·m，，取d31n=55mm

d32：安装轴承端盖段，，取d32=58mm
d33：安装滚动轴承，滚动轴承选取6012号轴承，其尺寸为
取d33=60mm
d34：轴肩定位，d34=70 mm
d35：轴环 ，d35=75mm
d36：安装低速大齿轮，d36=65mm
d37：安装滚动轴承，滚动轴承选取6012号轴承，其尺寸为
取d37=60mm

（2）、输出轴各轴段长度设计
L31:安装联轴器，HL4弹性柱销联轴器，1，取L31=102mm
L32:安装轴承端盖，取L32=50mm
L33:安装滚动轴承，滚动轴承选取6012号轴承，其尺寸为，
L15=B+e=28.5mm
L34:轴肩定位，由装配关系和轴的长度对比得L34=81.5mm
L35:轴环，L35=12mm
L36:安装低速大齿轮，宽度，为了使结构紧凑，则L36=98mm
L17:滚动轴承段，滚动轴承选取6012号轴承，其尺寸为，L17=41.5mm

（3）、其他结构设计
半联轴器与轴的连接选用A型普通平键，半联轴器与轴的配合选为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。低速小齿轮处A键，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/f6。

（4） 、输入轴结构图如下：

八、 轴的校核
（一）、中间轴的校核
1、按弯扭合成应力校核轴的强度
（1）则各支点级受力点肩的距离为：
L1=49mm，L2=105.5mm；L3=74mm

（2)、计算轴上的作用力
①高速大齿轮：圆周力：Ft2==2886 N，径向力：Fr2= Ft2tan=1050N
②低速小齿轮：圆周力：Ft3===8254N
径向力：Fr3= Ft2tan=3004 N

（3)、计算支反力
1. 水平面支反力
由绕支点1的力矩和∑MAH=0得:
FH2 (L1 +L2+ L3)= Ft3L1+Ft2(L1+ L2)
解得：FH2=6200N ，FH1=Ft1+Ft2-FH1=4940N

2.垂直面支反力∑MAV=0
由绕支点1的力矩和∑MVA=0得:
FV2 (L1 +L2+ L3)= Fr2 (L1+L2)－Fr3 L1
解得 FV2=1806N, Fv1=Fr2-Fr1-Fv2=148N
4） 、计算轴的弯矩
A.水平面内的弯矩

B.垂直平面内的弯矩

C.合成弯矩

转矩

4） 计算并画出当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取得：

进行校核时，通常只校验轴上承受最大弯矩以及扭矩的截面的强度

由轴的材料查出， 。所以轴的强度足够。

（二）、输入轴的校核
1、按弯扭合成应力校核轴的强度
（1）则各支点级受力点肩的距离为：
L1=101.5mm，L2=180.7mm；L3=64mm

（2)、计算轴上的作用力
①高速小齿轮：圆周力：Ft1==3916 N，径向力：Fr2= Ft2tan=1410N
②皮带轮：圆周力：F0=198N ，压轴力：FQ= 1177N

（3)、计算支反力
1、水平面支反力，由绕支点1的力矩和∑MH=0得:
FH1 (L1 +L2)= FtL2-FQL3
解得：FH1=1305N ，FH2=Ft+FQ-FH1=2810N

2、 垂直面支反力，由绕支点1的力矩和∑MA=0得:
FV2 (L1 +L2)= Fr L2－FQ L1
解得 FV2=553N, Fv1=FrFV2-FQ=2034N
5） 、计算轴的弯矩
A.水平面内的弯矩

B.垂直平面内的弯矩

C.合成弯矩

转矩

4） 计算并画出当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取得：

进行校核时，通常只校验轴上承受最大弯矩以及扭矩的截面的强度

由轴的材料查出， 。所以轴的强度足够。

（三）、输出轴的校核
1、按弯扭合成应力校核轴的强度
（1）则各支点级受力点肩的距离为：
L1=86mm，L2=191.5mm；L3=115mm

（2)、计算轴上的作用力
①低速大齿轮：圆周力：Ft1==5514N，径向力：Fr1= Ft1tan=2007N

（3)、计算支反力
1、水平面支反力，由绕支点1的力矩和∑MH=0得:
FH2 (L2+ L3)= Ft1L2
解得：FH2=3445N ，FH1=Ft-FH2=2069N

2、垂直面支反力∑MV=0，由绕支点1的力矩和∑MVA=0得:
FV2 (L2+ L3)= Fr1L2， 解得 FV2=1254N, Fv1=Fr2-Fv2=753N
6） 、计算轴的弯矩
A.水平面内的弯矩

B.垂直平面内的弯矩

C.合成弯矩

转矩

4） 计算并画出当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取得：

进行校核时，通常只校验轴上承受最大弯矩以及扭矩的截面的强度

由轴的材料查出， 。所以轴的强度足够。

九、 轴承的选择与校核
（一）、滚动轴承的选择
中间轴上的轴承
在计算轴时采用滚动轴承承6008，其主要参数如下：
基本动载荷：C=17000 N
当量动载荷：P=2167N

输入轴上的轴承
在前面计算轴时采用滚动轴承承6208，其主要参数如下：
基本动载荷：C=29500N
当量动载荷：P=2238N

输出轴上的轴承
在前面计算轴时采用滚动轴承6012，其主要参数如下：
基本动载荷：C= 31500N
当量动载荷：P=1755N

（二）滚动轴承的校核
中间轴上的轴承：预期寿命L'h=48000h，寿命Lh=108382h，
故 中间轴上的轴承6008在有效期限内安全。

输入轴上的轴承：预期寿命L'h=48000h，寿命Lh=71747h，
故 输入轴上的轴承6208在有效期限内安全。

输出轴上的轴承：预期寿命L'h=48000h，寿命Lh=1890344，
故 输出轴上的轴承6012在有效期限内安全。
十、键的选择与校核
中间轴
高速级大齿轮处键1为b×h×L=16mm×10mm×45mm，标记：GB/T1096-2003键16×10×45；
键的工长度l= L-b=29mm；键的高度k=0.5h=0.5×10=5mm；传递的转矩T2= TⅡ=458108.8N.mm,轴径d=55
查得键静联接时的挤压许用应力［］=120MPa
==114<［］，键联接强度足够

低速级小齿轮处键2为b×h×L=16mm×10mm×45mm，标记：GB/T1096-2003键14×15×45；键的工长度l= L-b=29mm；键的高度k=0.5h=0.5×10=5mm；传递的转矩T2= TⅡ=458108.8N.mm,轴径d=60
查得键静联接时的挤压许用应力［］=120MPa

==105<［］，键联接强度足够
输入轴
由输入轴的细部结构设计选皮带轮处键为b×h×L=10mm×8mm×36m,标记：GB/T1096-2003键10×8×36 ；
轴段d=31mm；键的工长度l= L-b=26mm；键的高度k=4mm；传递的转矩T1= TⅠ=151760N·mm查得键静联接时的挤压许用应力［］=120MPa
==94<［］，强度足够
高速级小齿轮处键1为b×h×L=14mm×9mm×32mm，标记：GB/T1096-2003键14×9×32；
键的工长度l= L-b=18mm；键的高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm；传递的转矩T1=151760N.mm,轴径d=45
查得键静联接时的挤压许用应力［］=120MPa
==84<［］，键联接强度足够

输出轴
由低速级大齿轮处键为b×h×L=20mm×12mm×70mm,标记：GB/T1096-2003键201270；
轴段d=65mm；键的工长度l= L-b=50 mm；键的高度k=6mm；传递的转矩T3=1967741N·mm
查得键静联接时的挤压许用应力［］=120MPa
==99 MPa <［］，键联接强度足够

十一、润滑方式及密封方式的选择
1．齿轮的润滑方式及润滑剂的选择
(1)齿轮润滑方式的选择
轴承的润滑采用脂润滑。
(2)齿轮润滑剂的选择
查表，采用钠基润滑脂。

2. 传动件采用溅油润滑。

3. 密封方式的选择
滚动轴承采用毡圈密封。根据参考手册中表14-5查得，毡圈尺寸为：
输入轴：
表（7）输入轴密封毡圈参数
轴径d

35
49
7
34
输出轴：
表（8） 输出轴密封毡圈参数
轴径d

55
74
8
53

十二、减速器箱体及附件的设计
1. 箱体设计：低速级齿轮传动的中心距a=231mm

表（1）箱体的尺寸
名称
符号
减速器型式及尺寸
结果
箱座壁厚

9
箱盖壁厚

8
箱座凸缘厚度
b

13
箱体凸缘厚度

11
箱座底凸缘厚度

22
地脚螺栓直径

0.036a+12
20
地脚螺栓数目
n
a≤250时，n=4
4
轴承旁联接螺栓直径

16
盖与座联接螺栓直径

12
联接螺栓间距

180
轴承端盖螺钉直径

10
窥视孔盖螺钉直径

6
定位销直径

7
、、至外箱壁距离

见表4-2

、至凸缘侧边距离

见表4-2

轴承旁凸台半径

20
凸台高度

根据低速级轴承座外径
确定，以便扳手操作为准
60

箱壁至轴承座端面距离

55
大齿轮顶圆与内箱壁距离

>1.2
11
齿轮端面与内箱壁距离

>
9
轴承座或加强肋厚度

6
轴承端盖外径

参考表15-3和15-4
轴承旁联接螺栓距离

两联接螺栓应尽量靠近，以互不干涉为准，一般取

2.减速器附件设计：
（1） ：窥视孔及窥视孔盖
A=180mm, A1=220mm, A2=200mm, B=146.5mm, B1=186.5mm, B2=176.5mm,d1=M8
R=10mm, h=10mm.
（2）：油标尺
螺纹规格M20，d1=6mm，，，h=28mm，，，，，
（4）：通气器
选M20X1.5规格：D=22, D1=19.6, S=17, L=23, l=12, a=2, d1=5
（5）： 油塞及封油垫
油塞尺寸如下：
螺纹规格: M20x1.5, d1=15, e=19.6, s=17, l=12, L=22, H=2, D0=22, a=2
(6)： 定位销
采用 销 GB/T 117 8×45
（7）：启盖螺钉
规格：M16×30
十一、总结感想
历经几乎一个学期的课程设计来到了尾声，本学期设计的是二级减速器，学到的东西比上学期的课程设计还多。第一部分是设计计算，完全是靠自己设计计算出来的，而不是去测量实体来做，动脑的工作量增大了，加深了我对机械设计的内容的理解，巩固以前的知识，增强分析数据查表的能力；第二部分是建模装配，比上学期的简单，大多只是普通的矩形，没有太多的有难度弯角问题，而且还能在装配时发现建模的错误，还要通过改第一部分的计算来修改，虽然很烦，可是可以通过自己的修改一步一步接近完美很有成就感；第三部分是制图，有很多细节的问题要注意，需要联系到大一学的机械制图知识，重新记起遗忘的知识；最后一部分就是本说明书，是对之前所做一切的总结，是之前努力的结晶。
而且有幸得到邓宝清老师的指导，他对于每部分的指导都很有耐性，都解释得很详细，非常感谢。

附表
1. 书面材料
（1）课程设计说明书1份；
（2）二级减速器装配图1张（A0）；
（3）箱盖零件图1张（A2）；
2.电子文档
附表1.部件文件名
内容
文件名
各部件零件
disuda.CATPart
disudachiluntaotong.CATPart
disujidachilunpingjian.CATPart
disuxiao.CATPart
disuxiaochiluntaotong.CATPart
gaosuda.CATPart
gaosudachilunpingjian.CATPart
gaosujixiaochilun.CATPart
gaosuxiaochilunpingjian.CATPart
guanchakongluoshuan.CATPart
jianchakonggai.CATPart
jianchakongxiangtilianjieluoshuan.CATPart
luoshuandianpian.CATPart
M12luoshuandianpian.CATPart
pidailun.CATPart
pidailundianpian.CATPart
pidailunpingjian.CATPart
shuchuzhou.CATPart
shuchuzhoudangyouhuan.CATPart
duangailuoshuan.CATPart
shuchuzhoudianpian.CATPart
shuruzhou.CATPart
shuruzhoudangyouhuan.CATPart
shuruzhoudianpian.CATPart
shuruzhoutaotong.CATPart
touqigaidianpian.CATPart
xianggai.CATPart
xiangti.CATPart
youbiao.CATPart
yousaidianpian.CATPart
yuanzhuxiao.CATPart
zhanquan1.CATPart
zhanquan2.CATPart
zhongjianzhou.CATPart
zhongjianzhoudangyouhuan.CATPart
zhongjianzhoudianpian.CATPart
zhongjianzhougaosudachiluntaotong.CATPart
zhouchengduangai1.CATPart
Zhouchengduangai2.CATPart
zhouchengduangai3.CATPart
Zho