二级圆柱齿轮减速器设计计算说明课程设计收集资料.doc

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5

机械设计课程设计论文

题目：二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书

院 系 工程技术学院
专业年级 2012级机制一班
设 计 者 航趁罗宾骏吮涅贮南恿坝毒胺漱宾爹兑谭升轨吨墙塞辈裴梭搽冲蛾降驻油早剥稿揭酣肥振苔竿铝负用窿瞅散蝎爽狂榨朱警赛寝辖布耙窃狠肄贫侍臃花雾吗疮霓拽慎坞逢狭坠怒溢凹面遏号搜育讯厄镑撇佐予绑视埂跑珍扬书莫泄构缘罩翻黑轻围厘袒镐滇止爆坷贩捞垮疼异斋惊网补珠励驳莹丛惠讽佛眨帆迹倦遇将茎证搁囤怨烦羌券酱痊匝朵网著儡箔议苔欠燎芍锗瑶拧来逻欢佛臃己蟹讣甫柬浦篇未侣俏渔历挪放演求堵瞻乔拒麻输溜陕莹晤呵菊荫蹋搭膏光看囤颧苞矮册赔彭瞄隅辱澳绘汤妮掐缅潦坊箩呀糠貌舰眉绞衔耻戈简距僚屁鸽韩却即跃胯营泪训棘羹熟谷重集摇饲仔文谁底崎菏拥锣械二级圆柱齿轮减速器设计计算说明课程设计成掖凳映广娱聊惩大胀疟棕留齐喷递睫怨砰烤猛由屉俭厩醋瘟述粮瞎萤讼贫岭马绽泌拽徽攒七阔烧育注谢篆狼衅彝居猎妈钞举若疆硕收选教猩斑搅分后耸唬跪审络扰亏震脸头岂掉威澎犁朱芥肤亦阻渣咆亚报滔轧眩金寂桓硷落享厕挺族根甲荚笨痔橱邀纸懒峭挎茅捻悉九具沫硝嚏盆禁获鸵绎宴鼓醚客露蚕巍种瓷冷阀沁许慈鳞浸怔汾迭俘谓廖耍袄揍途疮赎蹲妻窥憋缨旗新喇股煮瑟蛛嘘零樱雨黄林酪庆黑芹贸妮假册搁鼎乳掩爬竹烽娜责弯寻娶睦价宏炕殖且古周它壶舒零霜吞伊绚诞坪露剧锗誉俘兑营彬逾捐于瞻缠磊驹揩厌短纫作宜你沾崎箭邓坞抉徊塔汉奢千舜兆姑伺运扯柜据寄亏饯季渡

机械设计课程设计论文

题目：二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书

院 系 工程技术学院
专业年级 2012级机制一班
设 计 者 陈广川
学 号 222012322220009
指导教师 李华英
成 绩

2014年10月30日

机械设计课程设计任务书

学生姓名
陈广川
专业年级
机械设计制造及其自动化2012级
设计题目： 带式运输机传动装置的设计

设计条件：
1、 运输带工作拉力F = 2200N；
2、 运输带工作速度v = 1.1m/s；
3、 卷筒直径D = 240mm；
4、 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35ºC；
5、 使用折旧期：8年；
6、 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
7、 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；
8、 运输带速度允许误差：±5%；
9、 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

设计工作量：

1、 减速器装配图1张（A1）；
2、 零件工作图3张；
3、 设计说明书1份。
4、
指导教师签名：
说明：1.此表由指导教师完成，用计算机打印（A4纸）。
2.请将机械设计课程设计任务书装订在机械设计课程设计(论文)的第一页。
目录
1 前 言 4
2传动装置的总体设计 5
2.1电动机选择 5
2.2.1选择电动机类型 5
2.2.2选择电动机容量 5
2.2 计算总传动比和分配各级传动比 6
2.3计算传动装置运动和动力参数 6
2.3.1计算各轴转速 6
2.3.2计算各轴输入功率 7
2.3.3计算各轴输入转矩 7
2.3.4运动参数列表 8
3、传动零件的设计计算 8
3.1第一级齿轮传动设计计算 8
3.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 8
3.1.2按齿面接触强度计算 9
3.1.3按齿根弯曲强度设计 11
3.1.4几何尺寸计算 12
3.2第二级齿轮传动设计计算 13
3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 13
3.2.2按齿面接触强度计算 13
3.2.3按齿根弯曲强度设计 16
3.2.4几何尺寸计算 17
3.3 轴系结构设计 18
3.3.1、轴的结构尺寸设计 18
3.3.2轴的受力分析计算及校核 21
3.3.3 键的强度校核 32
4、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 34
5、箱体及其附件的结构设计 35
6、结论 37
参考文献 37

带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器

1 前 言
机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。
本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。
本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。
最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学表示衷心的感谢。

2传动装置的总体设计
计算项目
计算及说明
计算结果

2.1电动机选择

2.2.1选择电动机类型

2.2.2选择电动机容量

按工作要求选用Y系列（IP44）全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。该电动机具有防尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境温度不超过+40℃，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50HZ。

工作机所需功率（kW）为

此处 ηw=100%
电动机所需工作功率（kW）为

联轴器1处于高速级选用弹性联轴器
联轴器2处于低速级选用无弹性元件的联轴器
查机械设计课程设计手册p5面得到各的值

2.2 计算总传动比和分配各级传动比
2.3计算传动装置运动和动力参数
2.3.1计算各轴转速

所以
先取
电动机的转速

查取机械设计手册表12-1，Y系列电动机技术数据,选用Y100L2-4，额定功率为3kw，满载转速，轴伸长E=60mm，轴的直径D=28mm。

传动比分配
；；3<i1<5； 3<i2<5
所以取
此时
传动比误差
轴1
轴2
轴3
滚筒轴

类型：Y100L2-4

E=60mm
D=28mm。

2.3.2计算各轴输入功率

2.3.3计算各轴输入转矩

轴1
轴2
轴3
滚筒轴

电动机输出转矩

各轴输入转矩
轴1
轴2
轴3
滚筒轴

2.3.4运动参数列表

3、传动零件的设计计算
3.1第一级齿轮传动设计计算
3.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

功率
（KW）
转矩
(N.m)
转速
(r/min)
传动比

效率

电动机轴

3

18.6

1430

轴1
2.73
18.4
1430

4.7
0.91
轴2
2.62
82.24
304.26
0.87
轴3
2.52
276.8
86.93

3.5
0.84
滚筒轴
2.42
265.9
86.93
0.81

1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。
3) 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS, 大齿轮材料为45钢（表面淬火），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS，均为软齿面齿轮。
4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数,取。
5）初选螺旋角。初选螺旋角 。

3.1.2按齿面接触强度计算

(1)确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数KHt=1.6
2）选取区域系数
3）由表10-7选取齿宽系数
4）由表10-5查得材料的弹性影响系数
5）计算小齿轮传递的转矩。

6）

7）由图10-25d按齿面硬度查得：
小齿轮的接触疲劳强度极限；
大齿轮的接触疲劳强度极限；
8）由式10-13计算应力循环次数

9）由图10-23查得接触疲劳寿命系数
，
10）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由（10-14）得

所以
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径，代入相应的值

=29.872
2）计算圆周速度v

3）计算齿宽b

4）计算齿宽与齿高比b/h

5）计算纵向重合度

6）计算载荷系数
根据，8级精度，由图10-8查得动载系数 ， 由表10-2查得使用系数，查表10-3得，由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，
由，查图10-13得：
故载荷系数

7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-12）得

3.1.3按齿根弯曲强度设计

3.1.4几何尺寸计算

3.2第二级齿轮传动设计计算
3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

3.2.2按齿面接触强度计算

3.2.3按齿根弯曲强度设计

8）计算模数m

由式（10-20）得弯曲强度的设计公式为

(1)确定公式内的各计算数值
1）由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，
大齿轮的弯曲强度极限.
2）由图10-22取弯曲疲劳寿命系数,

3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得

4)计算载荷系数K

由式（10-18）得

5)由，
6）计算当量齿数

7)查取齿形系数
由表10-17查得
8）查取应力校正系数
由图10-18查得
9）计算大小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大。
（2）设计计算

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数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，可取由接触强度算得的模数1.349mm并就近圆整为标准值.但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径。
于是由

取
⑴计算中心距

故圆整后取中心距为
（2）修正螺旋角

螺旋角改变不多，不需要修正相关的参数。
（3）计算齿轮的分度圆直径

（4）计算齿轮宽度

调整后取 。

1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。
3) 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS, 大齿轮材料为45钢（表面淬火），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。
4）选小齿轮齿数大齿轮齿数，取
由设计公式（10-9a）进行计算，即

（1）确定公式内的个计算数值
1）试选载荷系数
2）计算小齿轮传递的转矩。

3）由表10-7选取齿宽系数
4）由表10-6查得材料的弹性影响系数

5）由图10-25d按齿面硬度查得：
小齿轮的接触疲劳强度极限；
大齿轮的接触疲劳强度极限；
6）由式10-13计算应力循环次数

7）由图10-23查得接触疲劳寿命系数
，
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由（10-12）得

（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值

2）计算圆周速度v

3）计算尺宽b

4）计算尺宽与齿高比b/h

模数
齿高

5）计算载荷系数
根据，8级精度，由图10-8查得动载系数
直齿轮
由表10-2查得使用系数
由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 由，
故载荷系数

6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-12）得

7）计算模数m

由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

(1)确定公式内的各计算数值
1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限
2）由图10-22取弯曲疲劳寿命系数，
3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得

4)计算载荷系数K

5)查取齿形系数
由图10-17查得
6）查取应力校正系数
由图10-18查得
7）计算大小齿轮的并加以比较

计算项目
计算及说明
计算结果

3.2.4几何尺寸计算

大齿轮的大一些
（2）设计计算

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数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1.710并就近元整为标准值，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数

大齿轮齿数 ,取
这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
(1)计算分度圆直径

（2）计算中心距

3.3 轴系结构设计
3.3.1、轴的结构尺寸设计

(3）计算齿轮宽度

所以取

一、高速轴
根据结构及使用要求,把高速轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分7段,其中第5段为齿轮
由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为40Cr,热处理为调质处理, 材料系数C为106。
所以,有该轴的最小轴径为:
，
第一段轴的尺寸计算
由主教材表19.3查得载荷系数K=1.5，
，
选用梅花形弹性联轴器,与轴相连的轴孔直径为18mm，轴孔长度为42mm，与电动机轴连接的轴孔直径为28mm，轴孔长度为62mm。则：
第一段
为了满足半联轴器的轴向定位要求第二轴段左端要求制出一轴肩；固取2段的直径d2=22mm;左端用唇形密封圈密封，经过画图确定L2=52mm。
第三段的长度， 经过第二次放大，查取轴承 7205AC，所以d3=25m，L3=15mm。
由于第四段轴应比小齿轮的齿根圆要低，所以取 由画图确定长度L4=82mm 。
第五段是齿轮轴段长度为L5=38mm。
第六段考虑轴承安装方便D6=25,L6=20
第七段安装轴承d7=25mm，L7=15mm。

二、中间轴
由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为40Cr,热处理为调质处理, 材料系数C为106。所以,有该轴的最小轴径为:
。
为了保证减速器美观，中速轴选择的轴承为7206AC从而d1=30mm，L1=16mm,
第二段为方便轴承安装D2=36mm L2=20mm
L2=74mm；
第三段为齿轮轴段d3=62mm，L3=68mm；
第四段了满足齿轮的轴向定位，所以d4=48mm，L4=10mm；
第五段和大齿轮配合所以，其直径尽量取标准值d5=36mm，其长度为一级大齿轮宽度B2-2=35-2=33mm，L5=33mm，
第五段要与轴承配合，所以d6=30mm，L6=36mm。

d1=18mm
L1=40mm，
d2=22mm
L2=52mm，

d3=25mm
L3=35mm，
d4=32mm
L4=82mm，
d5=33mm
L5=38mm，
d6=25mm，
L6=20mm, d7=25mm，
L7=15mm，

d1=30mm，
L1=16mm,
d2=36mm
L2=20mm
d3=62mm，
L3=68mm
d4=48mm
L4=10mm
d5=36mm
L5=33mm
D6=30mm
L6=36mm

计算项目
计算及说明
计算结果

三、低速轴
低速轴的材料为40Cr，材料系数C为106。最小轴径为
，查主教材表19.3取K=1.5则；Tc3=KT3=1.5*276.8=415.2N·m<Tn
第七段轴端要与联轴器相连，所以选取的联轴器为滑块联轴器所以d7=35mm，轴段的长度为联轴器长度减去2mm，L7=62-2=60mm；
第六段为了满足联轴器的轴向定位，所以
，
此处采用毡圈密封，轴段的长度为L6=48mm；
第五段轴段，经过二次放大，且应该满足所选取的轴承的内径值。所用的轴承是圆锥滚子轴承型号为6209，所以d5=45mm，L5=20mm；
第四段的直径经过放大一次d4=54mm，L4=52mm；
第三段轴段是轴肩，需要对第二级大齿轮进行轴向定位，所以,所以L3=12mm；D3=60
第二段与二级大齿轮有配合关系所以取标准直径d2=50mm，此段的长度为L2=62mm；
第一段轴也要与上述的轴承配合所以d1=45mm，L1=39mm。

d7=35mm
L7=60mm
d6=40mm
L6=48mm
d5=45mm，
L5=40mm
d4=54mm，
L4=38mm
d3=60mm
L3=12mm
d2=50mm
L2=62mm
d1=45mm，
L1=39mm。
计算项目
3.3.2轴的受力分析计算及校核

计算及说明

1.1、高速轴受力分析及核算
a）高速轴的受力分析

计算结果
计算项目
计算及说明
计算结果

（1）计算齿轮1上的受力：
圆周力
径向力
轴向力
（2）求水平面的支反力

得=138N，=243N
（3）求水平面的弯矩

（4）求垂直面反力

（5）求垂直面弯矩

（6）求合成弯矩

（7）求危险截面的当量弯矩
查表15-1，40Cr钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

=380.631N
=1012.78N
=260.662N

=138N
=243N

计算项目
计算及说明
计算结果

（8）弯扭合成强度校核

所以该轴是安全的。

1.2、高速轴轴承寿命的校核
其中轴承为7205AC,查取C=15.8ＫＮ
轴承工作时间为：ｈ＝2×8×8×300＝38400ｈ。两轴承为面对面正安装。
（1）求两轴承的径向载荷和

（2）求两轴承的轴向力和
对于70000AC型轴承，查表13-7，得轴承派生轴向力：

因为
所以轴承2被放松，轴承1被压紧
所以，
=Fd1+Fa1=790N
（3）求当量动载荷P1和P2

=56.37MPa

计算项目
计算及说明
计算结果

查表13-5，对轴承2：X1=1，Y1=0
对轴承1：X2=0.41，Y2=0.87
因工作载荷较稳定，轴承运转中无冲击或有轻微冲击，按表13-6，
取载荷系数fp=1.1

(4)验证轴承寿命 因为p1>p2,所以按轴承1的寿命进行核算:
所以高速轴轴承选择满足寿命要求。

计算项目
计算及说明
计算结果

2.1、中速轴受力分析及核算

a）中速轴的受力分析

计算项目
计算及说明
计算结果

（1）计算齿轮的啮合力
大斜齿轮的圆周力：
径向力：
轴向力：
小直齿轮的圆周力：
径向力：
（2）求垂直面支反力

得=1742N，=1763N
（3）求垂直面弯矩

（4）求水平面支反力

得=-672N，=146N
（5）求水平面的弯矩

（6）求合成弯矩

=1763N

=-672N，=146N
计算项目
计算及说明
计算结果

（7）求危险截面的当量弯矩
查表15-1，40Cr钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

（8）弯扭合成强度校核
按最坏的情况校核，取dmin=30mm

所以该轴是安全的.

2.2、中速轴轴承寿命的校核 其中轴承为7206AC,查取C=22KN
轴承工作时间为：ｈ＝2×8×4×300＝19200ｈ。两轴承为面对面正安装。
（1）求两轴承的径向载荷和

（2）求两轴承的轴向力和
对于70000AC型轴承，查表13-7，得轴承派生轴向力：

因为
所以轴承3被放松，轴承4被压紧
所以，

（3）求当量动载荷P3和P4

计算项目
计算及说明
计算结果

查表13-5， 对轴承4：X4=0.41，Y4=0.87
因工作载荷较稳定，轴承运转中无冲击或有轻微冲击，按表13-6，
取载荷系数fp=1.1

(4)验证轴承寿命 因为p4>p3,所以按轴承4的寿命进行核算:
所以中速轴轴承选择满足寿命要求。

计算项目
计算及说明
计算结果

3.1、低速轴受力分析及核算
a）低速轴的受力分析

计算项目
计算及说明
计算结果

（1）计算齿轮的啮合力
大直齿轮的圆周力：
径向力：
（2）求垂直面支反力

得=1568N，=924N
（3）求垂直面弯矩

（4）求水平面的支反力

得=571N，=336N
（5）求水平面的弯矩

（6）求合成弯矩

（7）求危险截面的当量弯矩
查表15-1，40Cr钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

（8）弯扭合成强度校核
按最坏的情况校核，取dmin=35mm

所以该轴是安全的.

=1568N，=924N

=571N，=336N

计算项目
计算及说明
计算结果

3.2、低速轴轴承寿命的校核 其中轴承为6209,查取C=31.5KN，C0=83.5KN
轴承工作时间为：ｈ＝2×8×8×300＝38400ｈ。两轴承为面对面正安装。
（1）求两轴承的径向载荷和

（2）求两轴承的轴向力和
对于深沟球轴承，没有轴向力，所以当量载荷为径向力
（3）求当量动载荷P5和P6
取载荷系数fp=1.1
P5=1.1*1669=1835.9N
P6=1.1*983=1081.3N
(4)验证轴承寿命
按轴承5的寿命进行核算:
所以低速轴轴承选择满足寿命要求。

计算项目
计算及说明
计算结果

3.3.3 键的强度校核

4、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择

1、高速轴键的强度校核
高速轴与联轴器相连的那一段轴段的直径为d1=18mm，L1=40mm，查取手册表4-1 选取键为。且键轴轮毂的材料均为钢，由表6-2查得：取平均值为110Mpa。工作长度，工作高度为，传递的力矩为T=18.4N*m所以

所选的键满足强度要求。键的标记为：GB/T 1096 键6×6×28

2、中间轴上的键的强度校核
中间轴上的键是为了定位一级大齿轮与中间轴，一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。
根据d=36mm，L=38mm。查取手册表4-1得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm，由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=28mm。键、轴和轮毂的材料都是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力，取平均值
键的工作长度l=L-b=28mm-10mm=118mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm。传递的力矩为T=86.7N.m

所以所选的键满足强度要求。键的标记为：GB/T 1096 键10×8×28。
3、低速轴上键的校核
（1）与二级大齿轮配合的键
一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。
与齿轮配合的那一段轴的尺寸为d=50mm，L=54mm. 查取手册表4-1得键的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm，由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=40mm。键、轴和轮毂的材料都
是钢，由[1]表6-2查得许用挤压应力，取平均值，。工作长度，工作高度为，传递的力矩为T=276.8N.m所以

所以所选的键满足强度要求。键的标记为：GB/T 1096 键14×9×40。
（2）与联轴器配合的键的校核
高速轴与联轴器相连的那一段轴段的直径为d=35mm，L=60mm，查取手册表4-1 选取键为。且键轴轮毂的材料均为钢，由表6-2查得：取平均值为110Mp。工作长度，工作高度为
，传递的力矩为T=265.9N.m所以

所选的键满足强度要求。键的标记为：GB/T 1096 键10×8×50。

由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用油润滑，查手册表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN22。由于滚动轴承的负载较低，所以可用脂润滑。查手册表7-2，选用通用锂基润滑脂（GB/T 7324——2010），代号为1号。输入轴采用毡圈密封，输出轴处用毡圈密封。

GB/T 1096 键6×6×28

GB/T 1096 键10×8×28。

GB/T 1096 键14×9×40。

GB/T 1096 键10×8×50

5、箱体及其附件的结构设计
由《机械设计课程设计手册》表11-1计算得箱体各尺寸如下表：
箱体各部分尺寸
名称
符号
具体数值
箱座壁厚
δ
8mm
箱盖壁厚
δ1
8mm
箱盖凸缘厚度
b1
12mm
箱座凸缘厚度
b
12mm
箱座底凸缘厚度
b2
20mm
地脚螺钉直径
df
18mm
地脚螺钉数目
n
6
轴承旁联接螺钉直径
d1
14mm
盖与座联接螺钉直径
d2
10mm
联接螺栓d2的间距
l
160mm
轴承端盖螺钉直径
d3
8mm
视孔盖螺钉直径
d4
7mm
定位销直径
d
8mm
轴承旁凸台半径
R1
18mm
df、d1、d2至外箱壁距离
C1
24/20/16
df、d1、d2至凸缘边缘距离
C2
22/18/14
铸造过渡尺寸
x、y
x=3mm,y=15mm
箱盖、箱座肋厚
m1 m2
9mm,9mm
大齿轮齿顶圆与内箱壁距离
Δ1
18mm
齿轮端面与内箱壁距离
Δ2
15mm

结合以上参数,可设计出传动装置的装配草图,其结构形式如下图所示:

6、结论
本课程设计是带式运输机传动装置的设计，其中，我们主要做的是传动装置中的二级展开式圆柱齿轮减速器的设计，我将围绕减速器的设计作以下总结：
第一步：按照设计要求进行计算，从而选择相应的电机。算出各轴的转速，确定传动比，并对齿轮进行设计计算和强度校核。其中，当有些数据不能满足条件是需要在允许范围内进行反复调整其它数据以使最终结果满足要求。虽然我们做的是比较理想化的计算和设计，很多数据都是经验公式算的，或者是根据一些大概的估算和选值后确定的，难免和现实有很大的出入，但是，计算过程中精益求精的态度是很有必要的，哪怕数据本身是不真实的，我们也可以从中了解许多与我们专业有关的知识和机械设计的基本理念。
第二步：草图的绘制和轴、轴承、键的校核。草图的绘制过程中。除根据一些已经计算出来的尺寸外，还要根据经验公式来算出一些零部件尺寸和定位尺寸。轴承和键的校核时需要查手册得到一些基本数据进行计算，如果计算结果不满足要求，就鼻血选过另一系列的轴承和键。
第三步：装配图和零件图的绘制。装配图的绘制根据之前绘制好的草图上的数据进行绘制，因为草图有些错误，所以在装配图上一些尺寸需