机械设计课程设计说明书带式运输机传动装置（含蜗杆圆柱齿轮减速器）

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1、仲恺农业工程学院机械设计课程设计 课程名称: 机械设计课程设计题目名称: 带式运输机传动装置（含蜗杆-圆柱齿轮减速器）学 院: 机电工程学院专业班级: 机械设计制造及其自动化082班学 号: 姓 名: 指导教师: 目录一、课程设计任务书2（一）设计题目：2（二）、传动方案：3（三）、原始数据：3（四）、工作条件与技术要求：3（五）、设计任务量：4二、总体设计4（一）、电动机的选择41、电动机类型的选择42、电动机功率的选择43、电动机转速的选择4（二）传动比的分配5（三）传动装置的运动和动力参数计算51、各轴转速的计算52、各轴输入功率计算63、各轴的输入转矩计算6三、传动零件的设计计算7（一

2、）齿轮的设计计算71、高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算72、低速级齿轮传动的设计计算11四、轴的设计与校核16（一）蜗轮轴的设计16（二）蜗杆轴的设计204.2.5蜗杆、轴承、键的强度校核22（三）齿轮轴的设计24五、箱体的设计计算28六、键等相关标准的选择29七、减速器结构与润滑的概要说明31八、设计小结32九、参考文献32一、课程设计任务书（一）设计题目：运输机传动装置（含蜗杆圆柱齿轮减速器）设计（二）、传动方案：所选的传动方案如下图所示：（三）、原始数据：已知条件传送带牵引力F/kN传送带速度v/（m/s）滚筒直径D/mm参数6.50.42350（四）、工作条件与技术要求：输送带速度允许误差

3、为5%；输送机效率；工作情况：单班制，连续单向运转，载荷较平稳；工作年限：8年；工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。（五）、设计任务量：减速器装配图1张（A0或A1）；零件工作图13张；设计说明书1份。二、总体设计（一）、电动机的选择1、电动机类型的选择根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。2、电动机功率的选择工作机所需要的有效功率为：其中，为工作机传动效率。为了计算电动机所需功率，需确定传动装置总效率。设各效率分别为：（弹性联轴器）、（蜗杆传动）、（滚动轴

4、承）、（圆柱齿轮传动）。由表2-2查得：；则传动装置的总效率为：。电动机所需功率为：由表16-1选取电动机的额定功率为4kW。3、电动机转速的选择选用常用同步转速1000r/min和1500r/min两种作对比。工作转速总传动比，其中为电动机的满载转速。现将两种电动机的有关数据列于下表比较：方案电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比iIY132M164100096041.867IIY112M441500144062.800由上表可知方案II总传动比过大，为了能合理地分配传动比，提高传动效率决定选用方案I。4、电动机型号的确定根据电动机功率和同步转速，选

5、定电动机型号为Y132M16。查表16-2知电动机的机座中心高为132mm，外伸轴径为38mm，外伸轴长度为80mm。（二）传动比的分配现总传动比为。为了提高传动效率，低速级圆柱齿轮传动比可取，则。（三）传动装置的运动和动力参数计算1、各轴转速的计算 2、各轴输入功率计算3、各轴的输入转矩计算将各轴的运动和动力参数列于下表：编号转速n/(r/min)功率/kW转矩/Nm09603.97239.51I9603.93239.12II47.933.083614.28III22.932.931220.3IV22.932.8431184.067其中，传动比，。三、传动零件的设计计算（一）齿轮的设计计算1

6、、高速级蜗轮蜗杆传动的设计计算(1)选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。(2)齿轮材料，热处理及精度蜗杆：45钢淬火，螺旋齿面要求淬火，淬火后硬度为4555HRC蜗轮：铸锡磷青铜ZCuSn10Pl,金属模制造，齿芯用灰铸铁HT100 (3)按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度，传动中心距为：1)确定作用在蜗轮上的转矩按，估取效率，则2)确定载荷系数K取载荷分布不均系数；机械设计表11-5选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数；则3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和

7、钢蜗杆相配，故。4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，从机械设计图11-18中可查得。5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度，可从表机械设计表11-7中查得蜗轮的基本许用应力=268MPa。使用寿命应力循环次数寿命系数则=0.8077268MPa=216.46MPa6)计算中心距取中心距，因，帮从机械设计表11-2中取模数，蜗杆分度圆直径。这时，从机械设计图11-18中可查得接触系数=2.76，因为，因此以上计算结果可用。（4）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1）蜗杆轴向齿距直径系数齿顶圆直径齿根圆直径分度圆导程角=1118

8、36蜗杆轴向齿厚2）蜗轮蜗轮齿数；变位系数；验算传动比，这时传动比误差为，是允许的。蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径为：蜗轮齿根圆直径为：蜗轮咽喉母圆半径（5）校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据，从机械设计图11-19中可查得齿形系数。螺旋角系数许用弯曲应力从机械设计表11-8中查得由ZCuSn10Pl制造的蜗轮的基本许用应力=56MPa。寿命系数弯曲强度满足。（6）验算效率（0.950.96）已知11183611.31；与相对滑动速度有关。从机械设计表11-18中用插值法查得、；代入式中得，大于原估计值，因此不用重算。蜗杆速度：（7）校核蜗轮的齿面接触强度对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时材料弹性系数

9、接触系数载荷系数（载荷平稳）蜗轮实际转矩许用接触应力校核蜗轮轮齿接触疲劳强度即齿面强度够。（8）热平衡校核，初步估计散热面积A估算箱体的散热面积：其中，P为蜗杆传递功率，为蜗杆传递效率，为箱体的表面传热系数，取15W/（mK）；为油的工作温度，取65度；为周围空气温度，取20度。（9）精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器。从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用H7/S6配合，并加台肩和螺钉固定（螺钉选用6个）。

10、涡轮蜗杆的配合面表面粗超度，Ra的上限值取0.8，用去除材料的方法获得表面粗糙度。2、低速级齿轮传动的设计计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度（GB 1009588）。3）材料选择。由机械设计表101选择小齿轮材料为45钢，调质处理，平均硬度为235HBS。大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190HBS，二者硬度差为45HBS。4）选小齿轮齿数,则大齿轮齿数，取。齿数比。5）初选螺旋角。（2）按齿面接触疲劳强度设计1） 确定公式内的各项数值1、试选载荷系数。2、由机械设计图10-30选取区域系数。3、由

11、机械设计图10-26查得，；则。4、小齿轮传递的转矩5、由机械设计表10-7选取齿宽系数。6、由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数（大小齿轮均采用锻造）。7、由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；由机械设计图10-21c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。8、计算应力循环次数；。9、由机械设计图10-19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，；2）计算1、计算小齿轮分度圆直径2、计算圆周速度。3、计算齿宽b及模数；。4、齿高，。5、计算纵向重合度。6、计算载荷系数K由机械设计表10-2查得：使用系数；根据、8级精

12、度，由机械设计图10-8查得：动载荷系数；由机械设计表10-3查得：（假设）；由机械设计表10-4查得8级精度、调质小齿轮相对支承非对称布置时：根据、，由机械设计图10-13查得：。故载荷系数。7、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径8、计算模数。（3）按齿根弯曲疲劳强度设计1）确定计算参数1、计算载荷系数。2、根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数。3、计算当量齿数；。4、查取齿形系数及应力校正系数 由机械设计表10-5查得：。5、由机械设计图10-20c和图10-20b按齿面硬度分别查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。6、由机械设计图10-18查得弯曲

13、疲劳寿命系数；7、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.48、计算大小齿轮的并加以比较，；，大齿轮的数值大。2）计算（按大齿轮）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数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（即模数与齿数乘积）有关。故可取由弯曲强度算得的模数3.42mm并就近圆整为标准值=3.5mm，而按接触强度算得的分度圆直径重新修正齿轮齿数，取=36，则：，取。实际传动比，与原传动比2.09基本一致。（4）几何尺寸计算1）中心距计算，将中心距圆整为200mm。2）按圆整后的中

14、心距修正螺旋角。3）计算大小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度，圆整后取b=130mm。则：（大齿轮），（小齿轮）。（5）齿轮结构设计小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用孔板式结构。结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，齿轮传动的尺寸见下表：名称计算公式结果/mm法面模数3.5法面压力角20螺旋角齿数3675传动比2.03分度圆直径129.73270.27齿顶圆直径136.73277.27齿根圆直径120.98261.52中心距200齿宽135130四、轴的设计与校核（一）蜗轮轴的设计（1）轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主

15、要传递蜗轮的转矩。选用45号钢， =600MPa =55MPa（2）按扭转强度，初步估计轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取A=112，于是得：因该段轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值，取。（3）轴承类型及其润滑与密封方式采用单列圆锥滚子轴承，并采用凸缘式轴承端盖，实现轴承两端单向固定，轴伸处用A型普通平键联接，实现周向固定，用A型普通平键联接蜗轮与轴（4）轴的结构设计蜗轮轴简图1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。已知。2)初选滚动轴承:因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参考工作要求并根据，初步选取0基本游隙组、标准精度级

16、的单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为。故选。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30210型轴承的定位轴肩高度=4.5mm，即套筒近轴承端厚4.5mm。3）轴段直径:取小齿轮、蜗轮距箱体内壁之距离a=16mm，小齿轮与涡轮之间的距离c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。已知小齿轮宽度T=135mm，已知蜗轮宽度，取蜗轮宽度B=50。蜗轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮和齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，故取，。取安装蜗轮处轴段的直径，安装齿轮处轴段的直径，蜗轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故

17、取，则。4)轴承端盖的总宽度取为20mm。5)综上可知：各段直径：；。各段长度：；。轴的总长为：。6）轴向零件的周向定位：蜗轮、齿轮与轴的周向定位均采用平键链接。按由机械设计表6-1查得平键截面bh =18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为125mm，选齿轮与轴的配合为，按由机械设计表6-1查得平键截面bh=18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴端配合为；滚动轴承与轴的同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m6。7）确定轴上的圆角和倒角尺寸：参考机械设计表15-2，取倒角245，各轴肩处的圆角半径为mm

18、。（5）轴、轴承、键的强度校核1）确定各向应力和反力：蜗轮分度圆直径 转矩蜗轮的切向力为：蜗轮的径向力为：蜗轮的轴向力为：2）垂直平面上支撑反力： 其中274.75mm为两轴承中心的跨度，60.875mm为蜗轮中心到右边轴承中心的距离。 3）水平平面支撑反力： 4）确定弯距： 水平弯矩： 垂直弯矩： 合成弯矩：5）按弯矩合成应力校核该轴端强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取=0.6 轴端计算应力：，故是安全的。6）键的强度校核：选用A型平键联接，根据轴径，由GB1095-2003，查键宽b=18mm；键高h=11

19、mm，因为蜗轮轮毂的长度为50mm，故取标准键长45mm。l=L-b=45-18=27mm，k=0.5h=0.511=5.5mm 因为齿轮宽135 mm，故取标准键长125mm。 l=L-b=125-18=107mm，k=0.5h=0.511=5.5mm 查得静荷时的许用挤压应力p=150，p=150，所以挤压强度足够。由普通平键标准查得轴槽深t=7.0mm，毂槽深=4.4mm（二）蜗杆轴的设计（1）轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选材45钢，淬火处理。=600MPa =55MPa（2）按扭转强度，初步估计轴的最小直径选取轴的材料

20、为45钢，淬火处理。根据设计手册，取A=112，于是得： 联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1，取=1.5，则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查表GB/T 5014-2003 选用HL1弹性柱销联轴器，其公称转矩为160N.mm，半联轴器的孔径d=18mm，即轴向直径取=18mm，半联轴器长度L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：=30mm。（3）轴承类型及其润滑与密封方式采用单列圆锥滚子轴承，并采用凸缘式轴承通盖和嵌入式轴承盖，实现轴承系两端单向固定。（4）轴的结构设计蜗杆轴简图1）从轴段=18mm开始逐渐选取轴段直径，为了满足半联轴器的轴向定位要求，右端需制出一轴肩，故取

21、=25mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应比略短一些，现取=28mm。2）初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=25mm,初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32306，其尺寸为，故=30mm；而=50mm。轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得32306型轴承的定位轴肩高度为h=3mm，因此，取36mm。轴环宽度,取=10mm。3）5和7处有退刀槽,因d=d-（24）mm，所以选=44mm。4）取蜗杆齿顶圆直径 =75.6mm=。5）轴承端盖总宽度取20mm，根据轴承端盖的

22、拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，取其外端面与半联轴器左端面间的距离l=30mm 故=20+30=50mm。6）和为退刀槽那段轴端长度：L7+L8=L4+L5=70mm，所以=60mm。7）轴段的长度：查手册， ，又， 所以取=130mm。8）蜗杆总长 L=28+50+50+10+60+130+60+10+50mm=448mm其中=18mm； =25mm； =30mm； =36mm； =44mm； =75.6mm； =44mm； =36mm； =30mm。4.2.5蜗杆、轴承、键的强度校核（1）校核32306 查机械设计课程设计表12-4得： 额定动载荷； 基本静载荷；，。（2）求两轴承受到的

23、径向载荷和 由前面设计蜗轮时求得的：=870.175N；=962.357N；=1093.881N；=3897.184N（3）求两轴承计算轴向力和 查表GB/T297-1994 12-4 可知，e=0.31 = =（教材公式11-8）蜗杆受轴向力-因此=+=4991.065+1056.381=6047.446N；=1056.381N(4)求当量动载荷和根据机械设计表13-5分别计算、，取=1.0,则=(X1+Y1)=1.0 （0.41397.777+1.66047.446）=10235.0244N=（1）=4014.246 N（5）验算轴承寿命因为，所以按轴承的受力大小计算： =30740.12

24、4 h 19200h,所以轴承满足寿命要求（c为基本额定静载荷，由设计手册选择）。（6）键的强度校核键选择的是：bh=6mm6mm；L=25mml=L-b=25-6=19mm；k=0.5h=0.56=3mm因此，键的强度足够。（三）齿轮轴的设计（1）轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递齿轮的转矩。选用45号钢，调质处理 =600MPa =55MPa。（2）按扭转强度，初步估计轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据设计手册，取A=112，于是得： 联轴器的计算转矩，根据机械设计表14-1，取=1.5，则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的

25、条件，查机械设计课程设计表13-1，选用HL5弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000N.mm，半联轴器的孔径d= 70mm，即轴向直径取=70mm，半联轴器长度L=142，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：=107mm。（3）轴承类型及其润滑与密封方式采用单列圆锥滚子轴承，并采用凸缘式轴承通盖和凸缘式轴承端盖，实现轴承系两端单向固定。（4）轴的结构设计齿轮轴简图1）从轴段=70mm开始逐渐选取轴段直径，为了满足半联轴器的轴向定位要求，右端需制出一轴肩，故取=76mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=80mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应比略短一些，现取=

26、105mm。2）初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=76mm,初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30216，其尺寸为，故=80mm；而=28.25mm。3）轴段直径:取齿轮距箱体内壁之距离a=14mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。已知齿轮宽度T=130mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮和齿轮，轴段应略短于轮毂宽度，故取。取安装齿轮处轴段的直径=85mm，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=5.95，则取=91mm。轴环宽度b1.4h=8.4，取4)轴

27、承端盖的总宽度取为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑油的要求，取其外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm 故=20+30=50mm。5）右轴承右边靠轴肩定位，由手册上查得30216型轴承的定位轴肩高度=5mm，取，该轴段长度受涡轮轴影响，由涡轮设计部分可知，箱体内壁的距离为270mm，所以取=270-14-130-8.5+8=125.5mm。6）综上所述，各段直径：d1=70mm；d2=76mm；=80mm；=90mm； =91mm；。各段长度：；。轴的总长为：。（5）轴、轴承、键的强度校核1）确定各向应力和反力：齿轮分度圆直径=270.27 mm 转矩=1220.3Nm齿轮

28、的切向力为：齿轮的径向力为：齿轮的轴向力为：2）垂直平面上支撑反力： = =2.056N其中314.25mm为两轴承中心的跨度，102.125mm为齿轮中心到右边轴承中心的距离。 3.385-2.056N=1.329N3）水平平面支撑反力： 4）确定弯距： 水平弯矩：=102.125=102.1252.935=299.737Nmm 垂直弯矩： 合成弯矩：5）按弯矩合成应力校核该轴端强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取=0.6 轴端计算应力：，故是安全的。6）键的强度校核：选用A型平键联接，根据轴径，由机械设计表6

29、-1查得键宽b=22mm；键高h=14mm。因为齿轮轮毂的长度为128mm，故取标准键长125mm。l=L-b=125-22=103mm，k=0.5h=0.514=7mm 查得静荷时的许用挤压应力p=150，所以挤压强度足够。由普通平键标准查得轴槽深t=9.0mm，毂槽深=5.4mm五、箱体的设计计算（1）箱体的结构形式和材料采用上置式蜗杆减速器。铸造箱体，材料HT150。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚810mm，取=11mm。（2）铸铁箱体主要结构尺寸和关系 名称 减速器型式及尺寸关系（mm）箱座壁厚 =11箱盖壁厚1 1=10箱座凸缘厚度b，箱盖凸缘厚度b1，箱座底凸缘厚度b2 b=1.5

30、=16.5 b1=1.5=16.5 b2=2.5=27.5地脚螺钉直径及数目 =17.76 n=4箱座、箱盖上的肋厚m=9.5、=9轴承旁联接螺栓直径 d1=13.32箱盖，箱座联接螺栓直径 d2=10 螺栓间距L=150轴承端盖螺钉直径 d3=8 螺钉数目6视孔盖螺钉直径 d4=6，d1，d2至外壁距离 C1=26,22,16 d1，d2至凸缘边缘距离C2=16,14轴承端盖外径（蜗轮轴）凸缘式：D2=132，嵌入式：D2=122.5(蜗杆轴)凸缘式：D2=126，嵌入式：D2=116.25轴承旁联接螺栓距离 S=127轴承旁凸台半径 R1=30轴承旁凸台高度h根据轴承座外径和扳手空间的要求

31、由结构确定蜗轮外圆与箱内壁间距离 =14蜗轮轮毂端面与箱内壁距离=12地脚螺栓通孔直径=30地脚螺栓沉头座直径=60地脚螺栓底座凸缘尺寸C1=35,C2=30联接螺栓直径d=16联接螺栓通孔直径=17.5联接螺栓沉头座直径D=33联接螺栓底座凸缘尺寸C1=35，C2=30定位销直径d=7.5吊环螺钉直径D5=箱体外壁至轴承座端面的距离L1=70轴承端盖外径(蜗轮轴)D2=130；(蜗杆轴)D2=125六、键等相关标准的选择本部分含键的选择联轴器的选择，螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下：（1）键的选择查表10-33机械设计基础课程设计：1）蜗轮轴与齿轮相配合的键：A型普通平键

32、。2）蜗轮轴与蜗轮相配合的键：A型普通平键。3）蜗杆轴与联轴器相配合的键：A型普通平键。4）齿轮轴与齿轮相配合的键：A型普通平键。5）齿轮轴与联轴器相配合的键：A型普通平键。（2）联轴器的选择根据轴设计中的相关数据，查表GB/T 5014-2003，蜗杆选用HL1弹性柱销联轴器，其公称转矩为160N.mm，半联轴器的孔径d= 22mm，即轴向直径取=22mm，半联轴器长度L=52，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：=38mm。齿轮轴选用HL6弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150N.mm，半联轴器的孔径d= 70mm，即轴向直径取=70mm，半联轴器长度L=142，半联轴器与轴配合的毂孔长度为：=1

33、07mm。（3）螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓GB5782-86， M6*12,数量为12个M6*18,数量为12个M8*25,数量为2个M8*30,数量为4个M8*50，量为12个M16*100,数量为4个M20*15， 数量为1个螺母GB6170-86 M8 数量为4个M16 数量为4个M36 数量为1个螺钉GB5782-86 M6*20 数量为2个M8*25， 数量为24个M6*16 数量为12个 *（参考机械设计基础课程设计图19-24配图）（4）销、垫圈垫片的选择选用销GB117-86，B8*30，数量为2个选用垫圈GB9

34、3-87数量为6个选用毡圈2个选用08F调整垫片6个*（参考机械设计基础课程设计图10-8装配图）有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图七、减速器结构与润滑的概要说明在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。（1）减速器的结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照机械设计课程设计手册图19-24装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆、圆柱齿轮），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由箱体和箱盖组成，其剖分面通过

35、蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊耳用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。（2）减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图（3）轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图该减速器的附件含窥视

36、孔盖，排油孔与油盖、通气孔、油标、吊环螺钉、吊耳。（4）减速器的润滑与密封根据机械设计表5-11，蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt(100C)。根据机械设计表5-13，轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2。（5）减速器附件简要说明起盖螺钉，刮油板，其结构及装配详见装配图。八、设计小结这次关于带式运输机上的两级直齿圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.（1）机械设计是机械工业的基础,是一门综合

37、性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、CAD实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体。（2）这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。（3）在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。（4）本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.（5）设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。九、参考文献（1）濮良贵，纪名刚主编.机械设计.北京：高等教育出版社，2007 （2）孙恒，陈作模，葛文杰主编.机械原理.北京：高等教育出版社，2006 （3）龚溎义主编.机械设计课程设计图册.北京：高等教育出版社，2006（4）龚溎义主编.机械设计课程设计指导书.北京：高等教育出版社，2006年（5）机械设计手册电子版R2.033