机械设计课程设计两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器.doc

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1、目录课程设计书3设计课题:3一、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）31、工作机所需功率32、电动机输出功率43、确定电动机的转速及传动比4二、设计V带和带轮71、确定计算功率：72、选择V带型号73、确定带轮直径 74、确定V带中心距a和基准长度75、验算小带轮上的包角86、确定V带根数Z87、计算单根V带初拉力88、计算压轴力99、确定带轮的结构尺寸，给出带轮工作图9三、齿轮设计10（一）、高速级齿轮传动的设计计算101.齿轮材料，热处理及精度102.初步设计齿轮传动的主要尺寸103.按齿面接触强度设计计算114.齿根弯曲疲劳强度设计125.几何尺寸计算13（二）、低速级齿轮传动的设计计

2、算141、确定公式中各数值142、计算圆周速度153、计算齿宽154、计算齿宽与齿高之比155、计算纵向重合度156、计算载荷系数K157、按实际载荷系数校正所算的分度圆直径16四、轴及轴承的设计18A、从动轴的设计18B、中间轴的设计24C、第一轴（高速轴）的设计25五、键的设计和计算26六、箱体结构的设计27七、 润滑密封设计29八、联轴器设计29九、设计小结29十、参考资料30课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率 (包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工

3、作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V原始数据鼓轮工作扭矩T输送带速度v鼓轮直径D650Nm0.5m/s250mm设计带式运输机传动装置（简图如下）一、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）1、工作机所需功率工作机效率 = =0.97= =r/min38.19r/min= = kw2.67kw其中： 鼓为鼓轮传动效率 带为输送带传动效率2、电动机输出功率电动机到工作机输送带间的总效率：=0.960.99=0.90=kw=2.95kw 要求 PmP 查（课设） 得Pm=3kw其中：v为V带传动效率 齿为7级精度圆柱齿轮传动效率（油润滑） 滚为滚动球轴承传动效率 联为联轴

4、器的传动效率3、确定电动机的转速及传动比V带传动的传动比范围=24，齿轮传动的传动比范围=35 =（24）（35）=18100 =38.19（18100）=687.53819(r/min)由查表可知：选择电动机为Y100L2-4型 技术数据：额定功率（） 3 满载转速（） 1440 额定转矩（） 2.2 最大转矩（） 2.2 Y100L2-4电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表k.3）A：160 B：140 C：63 D：28 E：60 F：8 G：24 H：100 K：12 AB：205 AC：205 AD：180 HD：245 BB：170 L：380传动装置总体传动比的确定及各级传动比

5、的分配总传动比：各级传动比分配初定 =计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 1440/2.6553.85r/min 553.85/4.43125.02r/min /125.02/3.274=38.19 r/min=38.19r/min（2）各轴输入功率2.970.962.85kW 2.850.990.992.79kW 2.790.990.992.74kW=2.740.990.992.68kW则各轴的输出功率：0.99=2.82kW0.99=2.76 kW0.99=2.71kW0.98=2.63 kW（3） 各轴输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95502.97/1440=

6、19.70 Nm所以输入转矩: =19.702.60.96=49.17 Nm=49.174.430.990.99=213.49 Nm=213.493.280.990.99=686.31Nm=686.310.990.99=672.65 Nm输出转矩：0.99=48.68Nm0.99=211.36 Nm0.99=679.45Nm0.98=659.20 Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴2.9719.7014401轴2.852.8249.1748.68553.852轴2.792.76213.49211.36125.023轴2.742.716

7、86.31679.4538.194轴2.682.63672.65659.2038.19二、设计V带和带轮外传动带选为 普通V带传动 1、确定计算功率： 1）、由表8-7（机械设计）查得工作情况系数 2）、由式8-21（机设） 2、选择V带型号 查图8-11 (机设)选A型V带。3、确定带轮直径 （1）、参考图8-11（机设）及表8-6（机设）选取小带轮直径 （电机中心高符合要求）（2）、验算带速V 由式8-13（机设），带速不宜过低或过高，一般应使V=525m/s，最高不超过30m/s。 （3）、计算从动带轮直径 查表8-8（机设）,取=250mm4、确定V带中心距a和基准长度 1）、根据带传

8、动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合（8-20）初定中心距=500mm 2）、由式8-22计算带长2+（+）+ =1561mm由表8-2选取带的基准长度=1600mm 3）、由式8-23计算实际中心距 +=519.5mm 中心距的变动范围为：219.8628mm5、验算小带轮上的包角=6、确定V带根数Z (1)、计算单根V带的额定功率由= 100mm ,= 1440r/min 查表8-4a（机设）得=1.32Kw根据=1440r/min，=2.6和A型带，查表8-4b（机设）=0.17Kw 查表8-5（机设）得=0.96 ，表8-2得=0.99 于是，=（+）=1.42Kw (2)、计算V

9、带根数Z， 取Z=3根 7、计算单根V带初拉力由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m 所以， 8、计算压轴力 9、确定带轮的结构尺寸，给出带轮工作图 小带轮基准直径dd1=100mm采用腹板式结构。大带轮基准直径dd2=250mm，采用腹板式结构，基准图见零件工作图。三、齿轮设计（一）、高速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿轮齿数=24 高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=Z=4.4324=106.32 取

10、Z=107 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 选取螺旋角。 初选螺旋角 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸齿面接触强度设计确定各参数的值: 试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =60553.851（283008）=1.27610hN= =2.88110h (4.43为齿数比,即4.43=)查课本 10-19图得：K=0.90 K=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,由P209图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=750Mpa；大齿轮的接触

11、疲劳强度极限=690Mpa。应用公式10-12得:=0.90750=675=0.96690=662.4 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T1=95.510=95.5102.85/553.85=4.9210N.mm3.按齿面接触强度设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数 计算齿宽b b=38.05mm计算摸数m=计算齿宽与高之比齿高h=2.251.53=3.44 = =11.06计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K由课本P193表10-2查得 使用系数=1根据 7级精度, 查课本由图10-8得动载系数K=1.05,

12、查课本由表10-4得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231038.05=1.11查课本由图10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:=11.051.21.11=1.40按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=38.05=36.39计算模数=4.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩T1=49.2Nm 初定螺旋角 计算当量齿数 初选齿宽系数 由表查得1载荷系数K=11.051.21.351.70查取齿形系数和应力校正系数查课本由表10-5得:齿形系数2.592 2.

13、175 应力校正系数1.596 1.796 重合度系数端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/241/107）cos1.67arctan（）arctan（）因为，则重合度系数为0.25+0.750.6769 螺旋角系数根据纵向重合度从课本P217图10-28查得计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得到弯曲疲劳强度极限：小齿轮 大齿轮查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86 K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 SF=S=1.4= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2.0

14、mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=36.39来计算应有的齿数.于是由:z=17.65 取z=20那么z=4.4320=88.6 5.几何尺寸计算计算中心距 a=111.92将中心距圆整为112按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=41.25d=183.57计算齿轮宽度B=圆整的 （二）、低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=20速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=3.2820=65.6 圆整取z

15、=67齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1、确定公式中各数值试选K=1.6查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45试选,查课本由图10-26查得=0.74 =0.87 =0.74+0.87=1.61应力循环次数N=60njL=60125.021(283008)=2.8810 N=8.7810由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.95 K= 0.97 查课本由图10-21d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取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=(0.97550)/1=533.5551.75查课

16、本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 T=95.510=95.5102.79/125.02=21.3110N.m =73.222、计算圆周速度 0.4793、计算齿宽b=d=173.22=73.224、计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.253.5523=7.9927 =73.22/7.9927=9.165、计算纵向重合度6、计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 K=1.35 K=K=

17、1.2故载荷系数K=11.041.21.4231=1.7767、按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=73.22计算模数（4）按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩213.49kNm（2） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（3）初选螺旋角 初定螺旋角（4）载荷系数K=11.041.21.351.6848（5）当量齿数 由课本表10-5查得齿形系数和应力修正系数 （6） 螺旋角系数轴向重合度 （7） 计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.90 K=0.93 S=1.4= 计算大小齿轮的,并

18、加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=75.79来计算应有的齿数.z=24.5 取z=25z=2.3825=59.5 取z=60 初算主要尺寸计算中心距 a=131.4将中心距圆整为132mm修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=计算齿轮宽度圆整后取 四、轴及轴承的设计A、从动轴的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压

19、力角2.74 Kw686.31Nm38.19r/min185.5mm202求作用在齿轮上的力F= F= F F= Ftan=7355.570.267949=1970.92N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:3初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取4 联轴器的型号的选取按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件查机械设计手册选取HL4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm,半联轴器的孔径5. 轴的结构设计 1）拟定轴上零

20、件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与L1 =84mm 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比L1 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7013C型 7013AC型的基本尺寸 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故;而 . 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7013

21、C型轴承定位轴肩高度, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=7mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.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=8,已知滚动轴承宽度T=18,高速齿轮轮毂长L=50,则至此,已

22、初步确定了轴的各端直径和长度.传动轴总体设计结构图: 6、求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册表E.2.对于7013C型的角接触球轴承,a=20.1mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 从动轴的载荷分析图:（轴上载荷示意图）7、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度进行轴校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据= 其中=1（轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力）前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MPa 此轴合理安全 所以它是安全的8、精确校核轴的疲劳强度.、判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.

23、从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面左右两侧需验证即可.、截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=34300抗扭系数 =0.2=0.2=68600截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =686.31截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为

24、45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。 因 经插入后得 又由附表3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数按式（附表3-4）为k=1+=1.82k=1+（-1）=1.26由附图3-2的尺寸系数； 由附表3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附表3-4得表面质量系数为 轴为经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-14b）得综合系数为： 碳钢的特性系数 取0.1 取0.05计算安全系数值，按式（15-6）至（15-8）则得 所以它是安全的（3）、截面右侧抗弯系数 =抗扭系数 截面左侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =686.3

25、1Nm截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =过盈配合处的，取，于是得 故得综合系数为K=K=碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数 所以它是安全的B、中间轴的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.79Kw211.36Nm125.02r/min230.16mm202求作用在齿轮上的力Fr =Ft*tan=1836.64*tan20=668.48N3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有4轴承选用初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也

26、可承受纯的轴向力。 在本次设计中尽可能统一型号。所以选择7007C号轴承5. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知 ，轴的总长度为L=18+86+7+72+45=228mm由于轴承选定所以轴的最小直径为35mm所以左端L1-2=13mm 直径为D1-2=35mm左端轴承采用轴肩定位由2查得 7007C号轴承的轴肩高度为3mm所以D2-3=41mm ,同理右端轴承的直径为D1-2=35mm，定位轴肩为3mm在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为45mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L=45+12+8+18

27、=83mm8mm为轴承与减速器内壁的厚度又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取L=119.5mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为12mm所以在这取距离为9.5mm取大齿轮的轮毂直径为44mm，所以齿轮的定位轴肩长度高度为2.5mm至此二轴的外形尺寸全部确定。C、第一轴（高速轴）的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.85Kw49.17Nm1430r/min51.83mm202求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=1897.36*tan20=690.58N3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取

28、轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有4. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足小带轮的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20。b 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，又根据d2-3=18mm, 选用7004C号轴承。右端采用轴肩定位 轴间高2.5mm 查2 又根据d2-3=18mm和 轴承内孔取d3-4=20mm c 取安装齿轮右端的轴环直径为33

29、mm，安装齿轮出直径28mm，齿轮的轴向固定为左端用套筒、右端用轴环。d 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L2-3=40mm ，c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则L3-4 =12mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表1 表15-2取1.0mm五、键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以

30、上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d1=55 d2=70查表6-1取： 键宽 b1=16 h1=10 L1=63 b2=20 h2=12 L2=63校和键联接的强度查表6-2得 =110MP工作长度 l1=L1-b1=63-16=47L2=L2-b2=63-20=43键与轮毂键槽的接触高度 K1=0.5h1=5K2=0.5h2=6由式（6-1）得： 因为输出轴上输出扭矩T3=679.45输入扭矩T3=686.31 两者都合适取键标记为： 键1：1663 A GB/T1096-1979键2：2063 A GB/T1096-1979六、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200

31、）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体

32、上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.

33、F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表4281

34、6外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）七、 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，

35、其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。八、联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.2.载荷计算.查课本,选取按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件查机械设计手册选取HL4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm九、设计小结这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜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

36、械设计是机械工业的基础,是一门综合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

37、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。十、参考资料1.机械设计西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社2.机械原理西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社3.现代工程图学教程 湖北科学技术出版社。2002年8月版4.机械零件设计手册 国防工业出版社1986年12月版5.机械设计手册 机械工业出版社2004年9月第三版6.实用轴承手册 辽宁科学技术出版社2001年10月版7.机械课程设计指导书 第二版其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。