帶式運輸機二級直齒圓柱齒輪減速器課程設計說明書.doc

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1、課 程 設 計設計題目：帶式運輸機二級直齒圓柱齒輪減速器 目錄機械設計課程設計任務書31、傳動裝置的總體設計52、傳動裝置的總傳動比及分配63、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)64、帶傳動設計85、齒輪的設計106、軸的設計計算及校核187、軸承的壽命計算248、鍵連接的校核2410、聯(lián)軸器的選擇2512、潤滑及密封類型選擇2613、減速器附件設計2614、主要尺寸及數(shù)據(jù)2715、設計完成后的各參數(shù)2816、參考文獻3017、心得體會31機械設計課程設計任務書專業(yè)：機械制造及自動化 班級：機制專112 姓名： 何磊 學號：08一、設計題目設計用于帶式運輸機的展開式二級直齒圓柱齒輪減速器二、原始數(shù)據(jù)

2、(E6)運輸機工作軸轉矩T = 1800 Nm運輸帶工作速度 v = 1.35 m/s卷筒直徑 D= 260 mm三、工作條件連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%。四、應完成的任務1、減速器裝配圖一張（A0圖或CAD圖）2、零件圖兩張（A2圖或CAD圖）五、設計時間2013年6月17日至2013年6月28日六、要求1、圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準；2、設計計算說明書字體端正，計算層次分明。七、設計說明書主要內容1、內容（1）目錄（標題及頁次）；（2）設計任務書；（3）前言（題目分析，傳動方案的擬定等）；（4）電動機的選擇及傳

3、動裝置的運動和動力參數(shù)計算；（5）傳動零件的設計計算（確定帶傳動及齒輪傳動的主要參數(shù)）；（6）軸的設計計算及校核；（7）箱體設計及說明（8）鍵聯(lián)接的選擇和計算；（9）滾動軸承的選擇和計算；（10）聯(lián)軸器的選擇；（11）潤滑和密封的選擇；（12）減速器附件的選擇及說明；（13）設計小結；（14）參考資料（資料的編號 及書名、作者、出版單位、出版年月）；2、要求和注意事項必須用鋼筆工整的書寫在規(guī)定格式的設計計算說明書上，要求計算正確，論述清楚、文字精煉、插圖簡明、書寫整潔。本次課程設計說明書要求字數(shù)不少于6-8千字（或30頁），要裝訂成冊。1、傳動裝置的總體設計1 電機選擇設計內容計算及說明結 果

4、1、選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380VY系列防護式籠型三相異步電動機2、選擇電動機的容量工作機有效功率P=,根據(jù)任務書所給數(shù)據(jù)T=1800Nm，V=1.35,工作機卷筒的n=(601000v)/3.14D=99.22r/min則有：P=（Tn）/9550=180099.22/9550=2.43kw.從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為=式中，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，閉式齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，卷筒效率。據(jù)機械設計手冊知=0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.96，則有： =0.825所以電動機

5、所需的工作功率為：P=2.945KW取P=3KWPw =2.43kWn=99.22r/min1=0.962=0.993=0.974=0.995=0.96=0.825P=2.945KW1、 確定電動機的轉速按推薦的兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比I=840和帶的傳動比I=24，則系統(tǒng)的傳動比范圍應為：I=I=（840）（24）=16160所以電動機轉速的可選范圍為n=I=（16160）99.22 =（158715875）符合這一范圍的同步轉速只有3000r/min一種。查詢機械設計手冊（軟件版）【常有電動機】-【三相異步電動機】-【三相異步電動機的選型】-【Y系列（IP44）三相異步電動機技術條件

6、】-【電動機的機座號與轉速對應關系】確定電機的型號為Y100L-2.其滿載轉速為2880r/min,額定功率為3KW。電動機型號為Y100L-22、傳動裝置的總傳動比及分配設計內容計算及說明結 果1、總傳動比 I=29.032、分配傳動比因為I=已知帶傳動比的合理范圍為24。故取V帶的傳動比=3，則I分配減速器傳動比，參考機械設計指導書圖12分配齒輪傳動比得高速級傳動比低速級傳動比=33、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)設計內容計算及說明結 果1、 各軸的轉數(shù)電動機軸高速軸中間軸低速軸=2880 r/min2880/3960 r/min960/3.62265.19 r/min265.19/2.67

7、=99.32 r/min=99.32 r/min=2880 r/min=960 r/min=265.19 r/min=99.32 r/min=99.32 r/min2、各軸輸入功率2.950.962.83kW2.830.990.97=2.72kW2.720.990.97=2.61kW=2.610.990.99=2.56kW=2.83kW =2.72kW=2.61kW=2.56kW 3、各軸的輸出功率0.99=2.80kW0.99=2.69kW0.99=2.58kW0.98=2.53kW=2.80kW=2.69kW=2.58kW=2.53kW3、各軸的輸入轉矩 輸出轉矩：0.99=28.150.

8、99=27.870.99=97.950.99=96.970.99=250.960.99=248.450.99=245.970.99=243.51N.mN.mN.mN.mN.m=27.8796.97=248.45=243.51將上述計算結果匯總與下表:帶式傳動裝置的運動和動力參數(shù)：軸名功率P KW轉矩T Nmm轉速r/min傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸2.959.78288030.961軸2.832.8028.1527.879603.20.962軸2.722.6997.9596.97265.192.670.963軸2.612.58250.96248.4599.3210.98卷筒軸2.562

9、.53245.97243.5199.324、帶傳動設計設計內容計算及說明結 果1 確定計算功率P據(jù)表13-8查得工作情況系數(shù)K=1.1。故有： P=KPP=3.402 選擇V帶帶型據(jù)P和n有圖13-15選用Z帶Z帶3 確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速1.初選小帶輪的基準直徑d有表13-9取小帶輪直徑d=71mm。驗算帶速v，有： =10.7 因為10.7m/s在5m/s30m/s之間，故帶速合適。 2.計算大帶輪基準直徑d 取=212mm 新的傳動比i=2.98d=71mmv=10.7i=2.984 確定V帶的中心距a和基準長度L(1)據(jù)式初定中心距a=430mm(2)計算帶所需的基準長度 =1

10、316mm由表13-2選帶的基準長度L=1400mm（3）計算實際中心距 =472mma=430mm=1316mma=472mm5 驗算小帶輪上的包角=6 計算帶的根數(shù)z（1）計算單根V帶的額定功率P由和r/min查表13-3得 P=0.50KW據(jù)n=2880，i=3.0和Z型帶，查13-2得 P=0.04KW查表13-7得K=0.95，K=1.14，于是： P=(P+P)KK=0.58482KW（2）計算V帶根數(shù)z 故取6根。Z=67 計算單根V帶的初拉力最小值（F）由表13-1得Z型帶的單位長質量q=0.06。所以 =50N應使實際拉力F大于（F）=50N8 計算壓軸力F壓軸力的最小值為：

11、 （F）=2（F）sin=2650sin168/2 =593N（F）=593N5、齒輪的設計1 、高速級齒輪設計設計內容計算及說明結 果1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。小齒輪材料為45鋼（調質）硬度為241286HBS，大齒輪的材料為ZG310-570鋼（正火）硬度為163197HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=32，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=得 Z=116；直齒圓柱齒輪45鋼ZG310-570鋼小齒輪調質處理大齒輪正火處理8級精度z1=32z2=1162、按齒面

12、接觸強度設計3、按齒根彎曲強度設計4、尺寸計算按公式： （1）確定公式中各數(shù)值 1）試選K=1.5。 2）選取齒寬系數(shù)=0.8。 3）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知： T=2.82N。 4）查的材料的彈性影響系數(shù)Z=188MP 5）由表11-1，取=664MP=255MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： =77.1mm 2)計算圓周速度。 v=4.0m/s 3）計算齒寬b b=0.877.1=61.7mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù)據(jù)表4-1取m=2.5 齒高 5) 計算齒寬與齒高之比 （3）.按齒根彎曲疲勞強度設計

13、按公式： （1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)查取齒形系數(shù) 查得Y=2.56，Y=2.16查取應力校正系數(shù) 查得Y=1.63，Y=1.85 2）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=600MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=220MP計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，則有： =480Mp =176MP 3）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 =0.0087 =0.023經比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算 Z3.6332=116新的傳動比i3.634.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 mm （2）計算中心距 a=185mm（3）計算齒輪寬度 b= B=70mm，B=65mm由此設計有名稱計

14、算公式結果/mm模數(shù)m2.5壓力角齒數(shù)32116傳動比i 3.63分度圓直徑80290齒頂圓直徑85295齒根圓直徑74284中心距185齒寬7065T=28.2N.m=664MPa=255MPa=77.1mm4.97m/sh=5.4mm480MPa176MPa116 80mm290mm a=185mm b=61.7mm=70mm=65mm2、低速齒輪的設計設計內容計算及說明結 果1選、定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。小齒輪材料為45鋼（調質）硬度為241286

15、HBS，大齒輪的材料為ZG310-570鋼（正火）硬度為163197HBS。 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=32，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=得Z=86；直齒圓柱齒輪45鋼ZG310-570鋼小齒輪調質處理大齒輪正火處理8級精度z1=32z2=862、按齒面接觸強度設計3、按齒根彎曲強度設計4、尺寸計算 按公式： （1）確定公式中各數(shù)值 1）試選K=1.5。 2）選取齒寬系數(shù)=0.8。 3）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知： =9.8N。 4）查的材料的彈性影響系數(shù)Z=188MP 5）由表11-1，取=664MP=255MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直

16、徑d，由計算公式可得： =116mm 2)計算圓周速度。 v=1.8m/s 3）計算齒寬b b=0.8116=92.8mm 4）計算模數(shù)與齒高 模數(shù)據(jù)表4-1取m=4 齒高h=2.25=2.25 5) 計算齒寬與齒高之比 =11.46 （3）.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： （1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)查取齒形系數(shù) 查得Y=2.56，Y=2.16查取應力校正系數(shù) 查得Y=1.63，Y=1.85 2）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=600MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=220MP計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，則有： =480Mp =176MP 3）計算大、小齒輪的

17、，并加以比較 =0.0087 =0.023經比較大齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算Z2.6732=86 新的傳動比i2.674.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 a236mm （3）計算齒輪寬度 b116=92.8mm B=100mm，B=95mm由此設計有：名稱計算公式結果/mm模數(shù)m4 齒數(shù)3286傳動比2.67分度圓直徑128344齒頂圓直徑136350齒根圓直徑118338中心距236齒寬10095T2=98N.m=664MPa=255MPa=116mmV=1.8m/smmh=8.1mmF1=480MPaF2=176MPaZ1=32Z2=86d1=128mmd2 =3

18、44mma=236mm b=92.8mm=100mm=95mm6、軸的設計計算及校核1、 高速軸的設計設計內容計算及說明結 果1、已知條件功率轉矩轉速2.83Kw28.15Nm960r/min2、選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調制處理45鋼，調制處理 F=703.75NF=1574NF=18553、求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=80mm 而 F=703.75N F=F703.75=N 壓軸力F=1574N4、初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理取A=110，于是得： d=A15.8

19、mm因為軸上應開鍵槽，所以軸徑應增大5%故d=16.59mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=20mm。 6、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=32mm，l=76mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速器及軸的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=35mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球

20、軸承，參照工作要求并據(jù)d=35mm，由軸承目錄里初選6208號其尺寸為d=40mm80mm18mm故d=40mm。又右邊采用軸肩定位取=52mm所以l=139mm，=58mm，=12mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=46mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為90mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取l=86mm。齒輪右邊-段為軸套定位，且繼續(xù)選用6208軸承，則此處d=40mm。取l=46mm（3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中

21、性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵14，齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖。mm2、中間軸設計內容計算及說明結 果1.求軸上的功率，轉速和轉矩由前面的計算得P=2.69KW，n=265.19，T =96.97N2、初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A38.8mm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大10%-14%故d=44.6mm，又此段軸與軸承裝配，

22、故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6210其尺寸為：d=50故d=50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l=48mm 45鋼，調制處理d=38.8mm3，軸的結構設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為85mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=79mm，d=68mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l =20mm，d=80mm。 3）IV-V段為低速級小

23、齒輪的軸向定位，由其寬度為113mm可取l=112mm，d=56mm 4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承6210，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l =48mm d=50mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平b,按d得平鍵截面b=16其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖l=79mmd=68mml =20mmd=80mml=112mmd=56mml =48mmd=50mm3 III軸的設計計

24、算1.求軸上的功率，轉速和轉矩由前面算得P=2.58KW，n=99.32r/min，T=2.49N2.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=344mm而 F=2301N F=F2301828N3.初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據(jù)2表15-3，取A=110，于是得： d=A50.3mm同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩T=K查2表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件查5P表8-7可選用GY7型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉矩為1600000N。半聯(lián)軸器孔徑d=50mm，故取d=50mm半聯(lián)軸器長度L=112m

25、m，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=102mm。d=50.3mmT =11856000N*mmd=50mm4. 軸的結構設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=52mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=52mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為102mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現(xiàn)取l=132mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d =52mm和方便拆裝可取l=95mm。 3）初選軸承

26、，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d=55mm，由軸承目錄里初選6211號其尺寸為d=55mm100mm21mm，l=21mm由于右邊是軸肩定位，d=65mm，l=98mm，d=71mm，l=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=63mm，已知齒輪寬為115mm取l=111mm。齒輪右邊-段為軸套定位，軸肩高h=6mm則此處d=70mm。取l=48mm（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為95mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵22齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用

27、過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。d=52mml=132mmd=55mml=21mmd=65mml=98mmd=71mml=12mmd=63mml=111mmd=70mml=48mm7、軸承的壽命計算（一）、軸上軸承6211的壽命計算預期壽命：已知7461924000h 故III軸上的軸承6211滿足要求。74619符合要求8、鍵連接的校核（一）、低速軸鍵的選擇低速上有兩個鍵，一個是用來安裝低速級大齒輪，另一個是用來安裝聯(lián)軸器。齒輪選用圓頭普通平鍵，齒輪的軸段的直徑d=45mm，輪寬B=100mm ，

28、通過查表機械設計課程設計表11-26選用bh=149標記：鍵14X9GB/T1096-79 。鍵的工作長度 L=56mm安裝聯(lián)軸器的鍵用單圓頭普通平鍵，軸直徑d=40mm，所以選鍵bh=128。標記：鍵128 GB/T1096-79。鍵的工作長度 L=70mm。按表6-2 齒輪選用圓頭普通平鍵選用bh=149標記：鍵149GB/T1096-79 。鍵的工作長度 L=56mm安裝聯(lián)軸器的鍵用單圓頭普通平鍵，軸直徑d=42mm，所以選鍵bh=128。標記：鍵128 GB/T1096-79。鍵的工作長度 L=70mm（二）、中間軸鍵的選擇中間軸上的鍵是用來安裝齒輪的，因此選用圓頭普通平鍵。通過查機械

29、設計課程設計表11-26小齒輪齒寬B=65mm，軸段直徑d=35mm，所以選用bh=108，標記：鍵108GB/T1096-79 。鍵的工作長度L=52mm安裝齒輪選用圓頭普通平鍵選用bh=108標記：鍵108GB/T1096-79短鍵的工作長度L=52mm（三）高速軸鍵的選擇高速軸上只有安裝聯(lián)軸器的鍵。根據(jù)安裝聯(lián)軸器處直徑d=20，通過查機械設計課程設計表11-26選擇普通平鍵。選擇的鍵尺寸：bh=55 （t=3.0，r=0.16）。標記：鍵55 GB/T1096-79。鍵的工作長度L=14mm安裝聯(lián)軸器的鍵選擇普通平鍵標記：鍵55 GB/T1096-79。鍵的工作長度L=14mm9、滾動軸

30、承的選擇（一）、高速軸軸承的選擇根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由高速軸的設計，根據(jù)d=50，查機械設計課程設計選軸承型號為6210選軸承型號為6210（二）、中間軸軸承的選擇根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由中間軸的設計，根d=50，查機械設計課程設計選軸承型號為6210選軸承型號為6210（三）、低速軸軸承的選擇根據(jù)載荷及速度情況，選用深溝球軸承。由低速軸的設計，根據(jù)d=32.7，選軸承型號為6217選軸承型號為621710、聯(lián)軸器的選擇根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸（低速軸）選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，考慮到轉矩變化小，則按照計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，

31、查機械設計課程設計表14-2，低速軸選用GY5聯(lián)軸器，公稱轉矩400Nm，孔徑d=35mm，L=80mm，許用轉速n=8000r/min，故適用。低速軸選用GY5聯(lián)軸器，公稱轉矩400Nm，孔徑d=35mm，L=80mm，許用轉速n=8000r/min，故適用。11、箱體的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪嚙合質量1 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應

32、有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為12、潤滑及密封類型選擇1 潤滑方式齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用脂潤滑。2 密封類型的選擇1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。2. 箱體結合面的密封 箱蓋與箱座結合面上涂密封膠的方法實現(xiàn)密封。3. 軸承箱體內，外側的密封 （1）軸承箱體內側采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側采用毛氈圈密封13、減速器附件設計1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設計觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進入箱內及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質

33、封油墊片，油孔處還有慮油網。 查表6表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。2 油面指示裝置設計油面指示裝置采用油標指示。3 通氣器的選擇通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表6表15-6選 型通氣帽。4 放油孔及螺塞的設計放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查表6表15-7選型外六角螺塞。5 起吊環(huán)的設計為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。6 起蓋螺釘?shù)倪x擇為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。7 定位銷選擇為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精

34、度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。14、主要尺寸及數(shù)據(jù)箱體尺寸： 箱體壁厚=8.9mm 箱蓋壁厚=7.72mm 箱座凸緣厚度b=13.35mm 箱蓋凸緣厚度b=11.58mm 箱座低凸緣厚度b=22.25mm 地腳螺栓直徑d=20.50mm 地腳螺栓數(shù)目n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d=M16 機座與機蓋聯(lián)接螺栓直徑d=M12 聯(lián)接螺栓d的間距l(xiāng)=150mm 軸承端蓋螺釘直徑d=M10 窺視孔蓋螺釘直徑d=M8 定位銷直徑d=8mm d,d,d至外箱壁的距離c=34mm，22mm，18mm d，d至凸緣邊緣的距離c

35、=28mm，16mm 軸承旁凸臺半徑R=16mm 凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定 外箱壁至軸承座端面距離L=36mm 大齒輪頂圓與內箱壁距離=10.68mm 齒輪端面與內箱壁距離=8.9mm 箱蓋，箱座肋厚m=m=7mm 軸承端蓋外徑D2：凸緣式端蓋：D+（55.5）d 以上數(shù)據(jù)參考機械設計課程設計指導書=8.9mm=7.72mmb=13.35mmb=22.25mmb=22.25mmd=20.50mmn=4d=M16d=M12l=150mmd=M10d=M8d=8mmc=34mm，22mm，18mmc=28mm，16mmR=16mmL=36mm=10.68mm=8.9mmm=m=7mm15、

36、設計完成后的各參數(shù)1傳動比原始分配傳動比：i=3 i=3.62 i=2.67i=3i=3.62i=2.67各新的轉速n= n= n=960n=265.19=99.32各軸的輸入效率=2.83KW=2.72kw=2.61KW=2.56KW各軸的輸入轉矩=28.15=97.95=250.96=245.97軸 號功率（KW）轉矩（N）轉速（）電機軸2.959.7828801軸2.802.799602軸2.699.70265.193軸2.582.4899.32卷同軸2.532.4399.3216、參考文獻參考文獻： 機械設計徐錦康 主編 機械工業(yè)出版社 機械設計課程設計陸玉 何在洲 佟延偉 主編 第三

37、版 機械工業(yè)出版社 機械設計手冊現(xiàn)代工程圖學 楊裕根 諸世敏 第三版 北京郵電大學出版社機械設計課程設計殷玉楓 機械工業(yè)出版社 機械制圖實用圖樣 王柏玲 科學技術文獻出版社17、心得體會兩周的課程設計接近尾聲了,這次關于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過這三個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識. 綜合運用本專業(yè)所學課程的理論和生產實際知識進行實際訓練從而培養(yǎng)和提高我的獨立工作能力，懂得了怎樣分析零件，怎樣確定工藝方案，了解了二級減速器的基本結構，提高了計算能力，繪圖能力，熟悉了規(guī)范和標準，同時各科相關的課程都有了全面的復習，獨立思考的能力也有了提高。為我們以后的工作打下了堅實的基礎. 課程設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，著是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程”千里之行始于足下”，通過這次課程設計，我深深體會到這句千古名言的真正含義我今天認真的進行課程設計，學會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎。