设计任务书

一 设计任务书………………………………………………………………………….错误！未定义书签。

二 拟定传动方案………………………………………………………………………错误！未定义书签。 三 第二部分

1电动机的选择…………………………………………………………………….错误！未定义书签。

四 V带设计………………………………………………………………………………- 3 - 五 减速器内零件设计

1高速级齿轮设计………………………………………………………………错误！未定义书签。

2低速级齿轮设计……………………………………………………………..错误！未定义书签。 六 轴的设计

1高速轴设计…………………………………………………………………….错误！未定义书签。

2中间轴设计 .......................... 错误！未定义书签。 3低速轴设计 .......................... 错误！未定义书签。

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七 轴承寿命计算 ......................... 错误！未定义书签。 八 键的强度计算 ......................... 错误！未定义书签。 九 减速器箱体结构尺寸 ................... 错误！未定义书签。 十 参考资料 ............................. 错误！未定义书签。

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第一部分 设计任务书

一 、任务名称

设计某厂带式运输机传动装置 二、已知技术数据

组号 5 卷筒直径 （mm） 300 传送带速度 （m/s） 0.85 传送带周扭矩 （N·m） 760 三、技术条件

该运输机工作时有轻微冲击振动，最大过载为正常载荷2倍，工作中不逆转，双班制工作。带传送误差不超过±5%，使用寿命 10年 四、设计工作量

1、减速器装配图1张（1号图纸）； 2、零件图2张（2号图纸）

A、高速轴，高速级从动齿轮； B、中间轴，低速级主动齿轮； C、低速轴，低速级从动齿轮； 五、完成任务时间:共两周

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第二部分 传动方案拟定

带运行速度v=0.85m/s 卷筒筒直径d=300mm

传送带主动轴需扭矩 T760 N·m。 工作条件：

根据应运要求设计二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器。

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已知：

第三部分 电动机选择及传动装置的运动和动力参数计算

1）工作机所需功率Pw PwTw/1000(m/s) 2） 电动机的输出功率 Pd

Pd= Pw /ηa ηa=η1·η42·η33·η24·η5

η1 -电传动 η2 -轴承 η3 -齿轮传动 η4 –联轴器 η5 –卷筒 查表可知η1 =0.96 η2=0.99 η3=0.97 η4=0.97 η5 =0.99

带入数据得 ηα=0.832 Pd=5.19kw nd=ia·n=(16～160)n=866～8662 r/min 查《机械设计课程设计设计手册》p179: 型号 额定功率（kw） 满载时 转速电流r/min （380V时）A 2900 11.1 效率 % 85.5 功率因数 0.88 起动电起动转最大转流/额矩/额矩/额度定电流 定转速 转矩 Y132S1-2 中心高H 132 5.5 7 2.0 2.2 装键部位尺寸FxGD 10x41 电动机主要外形和安装尺寸：

外形尺寸 底角安装尺寸 底角螺栓Lx(AC/2+AD)xHD AxB 孔直径K 515x345x315 216x178 12 轴伸尺寸 DxE 38x80

3)分配速比 总传动比：

ia= nm /n= 2900/.41= 53.56 i=ia / i0 (i0 是传送带传动比) 初步取 ia =2.8 i=19.13

高速轴传动比i1=5.46

i2= i/i1 代入数据得 i2=3.50 1） 各轴转速的计算：

高速轴 n1=nm/i0=2900/2.8=1035.71 r/min 中间轴 n2=n1/i1=1035.71/5.46=1.69 r/min 低速轴n3=n2/i2=1.69/3.50=.20r/min 卷筒n4=n3=.20 2） 各轴输入功率的计算：

p1=pd·η01 =5.19x0.96=4.98kw

p2=p1·η

12 = p1·η2·η3=4.98

0.990.97=4.78kw

p3=p2·η23= p2·η2·η3=4.780.990.97=4.59kw

- 4 -

p4=p3·η34= p3·η2·η4=4.590.990.99=4.50kw 3） 各轴输出功率的计算：

，

P1=p1·0.99 =4.98x0.99=4.93kw

P2=p1·0.99 = 4.780.99=4.73kw

P3=p2·0.99= 4.590.99=4.kw P4=p3·0.99= =4.500.99=4.46kw 4） 各轴输入转矩的计算

电动机输出转矩 Td=9550·(Pd / nm )=9550(5.19/2900)N·m

T1= Td·i0·η01= Td·i0·η1=17.09X2.8X0.96=45.94 N·m

T2= Td·i0·η12 = T1·i1·η2·η3 代入数据得： T2=240.88 N·m

T3= T2·i2·η23= T2·i2·η2·η3 代入数据得： T3=809.61 N·m T卷筒= T3·η2·η4 代入数据得： T卷筒=793.50 N·m 5) 各轴输出转矩的计算 轴承效率 0.99

，，

T1= T1·0.99=45.48 T2= T2·0.99=238.47

，

T3= T3·0.99=801.51 T卷筒= T卷筒·0.99=785.57 轴名 功率 P Kw 输入 输出 电动机轴 5.19 转矩 N·m 转速n r/min 输入 输出 17.09 45.48 2900 1035.71 5.46 Ⅱ轴 4.78 4.73 240.88 238.47 1.69 3.5 Ⅲ轴 4.59 4. 809.61 801.51 .20 1.00 Ⅳ轴 4.50 4.46 793.50 785.57 .20 0.96 0.98 0.96 2.8 传动比 i 效率 η 0.96 ，，，

Ⅰ轴 4.98 4.93 45.94

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第四部 分减速器外零件设计

——V带设计

1）查表13-8 KA=1.2 P= P1=4.98KW

计算功率Pc= KA·P=1.2X4.98=5.98 选Ｖ带型号 普通Ｖ 带按图１３－１５选Ａ型计算

求大小带轮基准直径 ｄ２ ｄ１

由表 １３－１５ ｄ１≥７５ 现取 ｄ１=85mm ∑=0.02 ｄ２=n1／n2·ｄ1 ·(1-0.02)=233mm

由表 １３－9取ｄ２=236（n2稍有增大，但其误差不小于5%，故允许） ２）验算带速ｖ

ｖ＝π·ｄ1· n1·（６０１０００）＝１２.９０ｍ／ｓ

带速在5-20m/s 适合

3）求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

a0 =1.5×(ｄ1 +ｄ2)=481.5 取a0 =500mm 符合 0.7·（ｄ1 +ｄ2)＜a0＜2·（ｄ1 +ｄ2)

2

带长 L0 =2·a0+3.14/2·（ｄ1 +ｄ2)+ ( ｄ1·ｄ2)/(4·a0 )=1515mm 查表 13-2 取Ld=1600mm

实际中心距 a= a0+(Ld- L0)/2=2mm 4)验算小带轮包角

oooo

α1 =180-(d2- d1)/a×57.3=1＞120合适 5）求V带根数 z

ｄ１=85mm n1=2900r/min查表13-3 P0=1.32KW i=d2/d1·(1-∑)=2.83查表 13-5 △P0=0.35

o

由α1 =1 查表13-7 Kǒ=0.96 表 13-2 KL=0.99 Z=5.98/(1.32+0.35) ×0.96×0.99=3.77 取 z=4根 6)求作用在带轮轴上的压力FQ

查表 13-1 q=0.1kg/m 故得单根V带的初拉力

2

F0=500Pc/(2.5/ Kǒ-1)+qv=110N

- 6 -

第五部分 减速器内零件设计

——齿轮设计

1）齿轮的设计计算

选材 ： 查《机械设计基础》p167 表11.1

因为一级齿轮为中速中载，所以选高速轴齿轮的材料为 40Cr钢 调质

260HBS。

因为小齿轮要比大齿轮硬度高30～50HBS，所以中速轴大齿轮的材料为45钢 调质 230HBS。

因为中速轴的小齿轮为低速中载，所以选材为为45钢 调质 240HBS。

同样小齿轮要比大齿轮硬度高30～50HBS，所以低速轴大齿轮的材料为 45钢 正火 210 HBS 。

查《机械设计基础》p168 表11.2 因为是标准系列减速器中的齿轮，所以选各齿轮精度为7级。 因为各齿轮

硬度小于350HBS,所以是闭合式软齿面，所以齿面点蚀是主要的失效形式。

齿数设计：取高速轴齿轮齿数为 z1=27 ， 则中速轴大齿轮的齿数 z2=i1·z1

z2=i1z1=147.4 ， 圆整 z2=147

u==147/27=5.44 ， ε=

，

=|5.46-5.44|/5.46=0.37 5

中速轴齿数z3=33 ， 则 z4= z3·i2=333.5=115.5圆整 z4=116。 同理可计算 ε 5。

2）齿轮的强度设计与校核

查《机械设计基础》p175 表11.6 ， 因为齿轮是软齿面非对称布置，所以取

o

ψd=1 。 初选螺旋角 β=15。

查《机械设计基础》p166 表11.1 ，因为齿轮材料是锻钢，所以取弹性系数

ZE=1.8。ZH=2.5 表 11.5 安全系数SH=1 SF=1.4

查《机械设计基础》p223 图11.23 ，根据硬度，查取许用接触应力： бHlim1=700Mpa ，бHlim2=560 Mpa ，бHlim3=560 Mpa ，бHlim4=550 Mpa 。

齿面接触疲劳许用应力[бH]： [бH] =

代入数据得: [бH]1=700Mpa [бH]2=560Mpa

[бH]3=560Mpa [бH]4=605Mpa

2

初算齿轮分度圆直径： d≥ 2KT1/ψd·(u±1)/u·(ZE ZH Z /[бH])

法面模数 mn≥ 2KT1/ψd Z1·YFa YSa /[бF] ·cosβ

- 7 -

2

2

查《机械设计基础》表11.3 ，因为原动机是电动机且所受载荷是均匀、轻微冲

击，所以取载荷系数K=1.2。 代入数据 得：d

，1

38.69 mn1=38.69/27 ·cos15 =1.38

o

圆整 取mn1=1.5。 d

，3

77.99 mn2=77.99/33 ·cos15 =2.36

o

圆整， 取mn2=2.5。

① 精算齿轮分度圆直径： d= (mn ·z )/cosβ

o

代入数据得：d1=1.5×27/ cos15 =41.93 mm

o

d2= 1.5×147/ cos15 =228.29 mm

o

d3=2.5×33/ cos15 =85.41 mm

o

d4=2.5×33/ cos15 =300.23 mm ③中心距a的计算： a1=

=1.5（27+147）/2

=135.10 mm

圆整 取 a1=135 mm β1=arc

=14.84 与15相差不大，不必重新计算。

o

。

。

同理可算出a2=192.82mm，圆整 取a2=193 mm，β2=15.20

不大， 不必重新计算。

4齿面宽b的计算： b2=ψd·d1=41.93mm 取b2=42，b1= b2+5=47mm 同理，b4=ψd·d3 取b4=85mm b3=90mm 。 ⑤按齿根弯曲疲劳强度校核： zv1=

=27/cos14.84=28

o

与15相差

o

同理zv2=152 ， zv3=34 ， zv4=120 查《机械设计基础》图11.8 ，

YFa1=2. , YFa2=2.23 , YFa3=2.56 , YFa4=2.21 查《机械设计基础》图11.9

YSa2=1.62 ， YSa2=1.84 ， YSa3=1.65 ， YSa4=1.82

计算齿根弯曲疲劳许用应力 [бF] : [бF]=бFE/SF

查表 11.1 бFE1=600MPa бFE2=450MPa бFE3=450Mpa бFE4=300MPa 代入数据得：[бF1]=421.43Mpa ，[бF2]=321.43Mpa

[бF3]=421.43Mpa ，[бF4]=153.13Mpa ⑥校核齿根弯曲疲劳应力：бF=2KT1/bd1mn·YFsYSa 代入数据得： бF1=159.52Mpa[бF1] бF2=192.42Mpa[бF2] бF3=158.84Mpa[бF2] бF4=153.13Mpa[бF4] 。

⑦检验齿轮圆周速率：v1==3.14×1035.71×41.93/60×1000=2.27m/s17m/s ,

- 8 -

v3==3.14×85.41×1.19/60×1000=0.85m/sm/s

满足7级精度要求。

* *

查表 4-2 齿顶系数ha =1.0 c=0.25

* *

ha1=ha2= ha·mn1 =1.0×1.5=1.5 ha3=ha4= ha·mn2=1.0×2.5=2.5

**

hf1=hf2= (ha+ c)·mn1=(1.0+0.25)×1.5=1.88

**

hf3=hf4= (ha+ c)·mn2=(1.0+0.25)×2.5=3.13 da1=d1+2ha1=41.93+2×1.5=44.93mm , da2=d2+2ha2=228.29+2×1.5=231.29mm， da3=d3+2ha3=85.41+2×2.5=90.41mm， da4=d4+2ha4=300.23+2×2.5=305.23mm， df1=d1-2hf1=441.93-2×1.88=38.17mm , df2= d2-2hf2=228.29-2×1.88=222.03mm，

df3= d3-2hf3=85.41-2×3.13=79.15mm, df4= d4-2hf4=300.23-2×3.13=298.97mm。

高速级传动 名称 中心距a 传动比i 模数mn 螺旋角β 齿数ｚ 分度圆直径ｄ 齿顶圆直径da 齿根圆直径df 齿宽ｂ 计算公式 ２７ 小齿轮 大齿轮 低速级传动 小齿轮 大齿轮 135 ５.４６ １.５ 193 ３.５０ ２.５ o14.84 １４７ ３３ o15.20 １１６ 41.93 44.93 38.17 47 -- -- -- -- -- 228.29 231.29 222.03 42 ４.５ １２.６ 85.41 90.41 79.15 90 -- -- -- -- -- 300.23 305.23 298.97 85 ７.５ ２５.５ da=d+2ha df=d-2hf б０ ｄ１ Ｄ０ ｄ０ Ｃ

б０=３mn ｄ１=2.5ｄ Ｄ０=０.5（Ｄ１＋ｄ１） ｄ０=０.２5（Ｄ１-ｄ１） Ｃ＝０.３ｂ

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第六部分 轴的设计

轴的选材：因为是一般用轴，所以选材料为45钢 ，调质。

查《机械设计基础》p241 表14.1 ，查取бB=650Mpa。

查《机械设计基础》p240 表14.3 ，因为材料是碳素钢，所以取许用弯

应力[б-1b]=60Mpa。

查《机械设计基础》p245 表14.2 ， 因为是45钢，所以查取[τ]=30～40Mpa ， C=118～107。

１ 高速轴的设计：

按纯扭转强度估算轴径（最小轴径）： d

d1C=(107～118) 4.98/1035.71mm=18.06～19.92mm

取d1=22mm。

其具体参数如下图：

2 中间轴的设计： d2C

=(107～118) 4.78/1.69 mm=31.37～34.59mm

取d2=35mm 具体参数如下图：

- 10 -

３ 低速轴的设计与强度校核： d3C=(107～118)·4.59/.20 mm=46.99～51.82mm

考虑最小直径要装联轴器，开键槽，要增大3%～5%。 故d3取48.87～53.mm d=55mm , 圆周力：Ft=

=2809.61/300.23=5.39kN

轴向力：Fa=Ft·tanβ2=5.39tan15.20=1.46kN

o

径向力：Fr=(1)垂直面支反力

=5.39tan20/cos15.20=2.03kN

oo

F1V: -F1V182+ Fr123- Fad4/2=0 解之 得：F1V =0.17 kN F2V: F1V+ F2V=Fr 解之得：F2V=1.86 kN (2）水平面支反力

- 11 -

F1H: F1= Ft123/182=3. kN F2H: F2= Ft68/194=1.75 kN

(3)绘制弯矩简图 (图b)

，

MaV = F2V·123=229.17 N·m MaV= F1V·59=10.03 N·m

(4)绘制水平面弯矩简图(图c)

，

MaH =F1H·123=215.25 N·m MaH= F2H·59=214.76 N·m

(5)绘合弯矩图 (图d)

22，，2，2

Ma = MaV+ MaH =243.32 N·m Ma= MaV+ MaH=214.99 N·m (6)转矩图 (图e)

T= Ft ·150.126=809.18 N·m (7)求危险截面当量弯矩 (图f)

22，，22

取界面系数α=0.6 Me= Ma+αT=3.07 N·m Me= Ma +αT =530.98 N·m (8) 校核危险截面

33 3

б1=M/W=M/0.1d=3.07/0.1×(68×10) =17.27 Mpa＜[б-1b]=60Mpa

3 3

б2= 530.98/0.1×(68×10) =16. Mpa＜[б-1b]=60Mpa 满足刚度条件

轴力图如下：

- 12 -

第七部分 轴承的寿命校核

在第四章中，选轴承的型号为：因为高速轴最小端轴径是22mm，所以选轴承的内径取成国标的30mm， 即轴承型号为7207C ；因为初算中速轴时的最小轴径为35mm，所以取成国标选轴承的内径为35mm，型号为 7207C ；因为在低速轴初算最小轴径是55mm，所以选低速轴轴承的内径略大些，为60mm，所以型号为7212C。

1）低速轴轴承的寿命校核：

在低速轴的刚度校核中，算得：F1V=0.17 kN ，F2V =1.86kN

F1H=3. kN F2H= 1.91 kN

。

查《机械设计基础》p280 表16-12，因为是向心角接触球轴承7000C且α=15，所以取Fs=0.4Fr。

2 22 2

Fr1= F1V +F1H=3.65 kN Fr2= F2V +F2H=2.55 kN Fs1=0.4Fr1=1.46 kN Fs2=0.4Fr2=1.02 kN

- 13 -

因为F1V + Fs2=1.19kN> Fs1=1.75 kN ,所以左端受压，右端放松，所以

Fa1=F1V+FS2=0.17+1.02=1.19kN

Fa2= FS2=1.02 kN

查《机械设计基础》p323 附录

取7212C的Cor=48.5kN Cr=61.0 kN

=1.19/48.5=0.025 ,

=1.02/48.5=0.021

查《机械设计基础》p280 表 16-11 e1=0.40 ，e2=0.38

=1.19/3.65=0.33≤e1 ,

=1.02/2.556=0.40e2

查《机械设计基础》p280 表16-11 ，因为α=15，根据e值和

。

的值的大小

情况，查取当量动载荷 X Y

X1=1 , Y1=0 , X2=0.44 , Y2=1.47 。

查《机械设计基础》p279 表16-9 ，因为是轻微冲击载荷，所以取载荷系数

fP=1.1。

当量动载荷P: P=fp(XFr+YFa)

代入数据得： P1=4.01 kN , P2=2.88 kN 取 P1 校核寿命

因为滚动体是球，所以取ε=3，取ft=1，Cr=61.0 kN

Lh=

（

） 代入数据得：Lh=6.2110 h ,满足寿命要求。

3

6

2) 中速轴轴承的寿命校核： 大齿轮 圆周力: F=2T

t

Ⅱ

/d2=2240.88/228.29=2.11kN

o

轴向力：Fa=Ft·tanβ1=5.39tan14.84=0.56kN

径向力：Fr==2.11tan20/cos14.84=0.79kN

oo

小齿轮 圆周力: F

轴向力：F

、 t

=2TⅡ/d3=2240.88/85.41=5.kN =Ft·tanβ2=5.39tan15.20=1.53kN

- 14 -

o

、 a

径向力：F

、 r

=

、

=2.11tan20/cos15.20=2.13kN

、

oo

F1V= (Fr·121- F r·45+ Fa·85.4/2- F a·228.29/2)/187.5=0.81 kN

、

F2V= Fr- F r- F1V=0.53 kN

、 、

F1H=（Ft·121- F t·45）/187.5=0.008kN F2H= Ft -Ft -F1H=3.53 kN 计算得

Fr1=0.81 kN Fr2=3.57 kN Fs1=0.4Fr1=0.32 kN Fs2=0.4Fr2=1.43 kN F1V + Fs2=2.24kN> Fs1=0.32 kN 所以左端受压，右端放松，所以 Fa1=F1V+FS2=2.24kN Fa2= FS2=1.43 kN

=2.24/19.60=0.11 ,

=1.43/19.60=0.073

查《机械设计基础》p280 表 16-11 e1=0.47 ，e2=0.46

=2.24/0.815=0.92＞e1 ,

=1.43/3.57=0.40≤e2

查《机械设计基础》p280 表16-11 ，因为α=15，根据e值和

。

的值的大小

情况，查取当量动载荷 X Y

X1=0.44 , Y1=1.19 , X2=1 , Y2=0 。

查《机械设计基础》p279 表16-9 ，因为是轻微冲击载荷，所以取载荷系数

fP=1.1。

当量动载荷P: P=fp(XFr+YFa)

代入数据得： P1=3.32 kN , P2=3.93 kN 取 P2 校核寿命

因为滚动体是球，所以取ε=3，取ft=1，Cr=30.5 kN

Lh=

（

） 代入数据得：Lh=5年 ,满足寿命要求。

3

3） 高速轴寿命校核 圆周力: F=2T

t

Ⅰ

/d1=245.94/41.93=2.19kN

o

轴向力：Fa=Ft·tanβ1=2.19tan14.84=0.58kN

径向力：Fr==2.19tan20/cos14.84=0.82kN

oo

V带轮： FQ=0.87 kN

F1V= (FQ·309. - Fr·45- Fa·45/2)/188=1.17 kN F2V= FQ - Fr- F1V=1.12 kN

F1H=Ft·44/188=0.52kN F2H= 2.19-0.52=1.67 kN

- 15 -

计算得

Fr1=1.28 kN Fr2=2.01 kN Fs1=0.4Fr1=0.51kN Fs2=0.4Fr2=0.80 kN F1V + Fs2=1.97kN> Fs1=0.51 kN 所以左端受压，右端放松，所以 Fa1=F1V+FS2=1.974kN Fa2= FS2=0.80 kN

=1.97/15.0=0.13 ,

=0.80/15.0=0.053

查《机械设计基础》p280 表 16-11 e1=0.47 ，e2=0.43

=1.97/1.28=1.53＞e1 ,

=0.80/2.10=0.46＞e2

查《机械设计基础》p280 表16-11 ，因为α=15，根据e值和

。

的值的大小

情况，查取当量动载荷 X Y

X1=0.44 , Y1=1.19 , X2=0.44 , Y2=1.30 。

查《机械设计基础》p279 表16-9 ，因为是轻微冲击载荷，所以取载荷系数

fP=1.1。

当量动载荷P: P=fp(XFr+YFa)

代入数据得： P1=2.76 kN , P2=2.31 kN 取 P2 校核寿命

因为滚动体是球，所以取ε=3，取ft=1，Cr=23.0 kN

Lh=

（

） 代入数据得：Lh=5年 ,满足寿命要求。

3

第八部分 键的强度计算

查《机械设计基础》p158表10-10 ，因为键的材料是钢且载荷性质是轻微中载，所以查取许用挤压应力[бp]=100Mpa （钢） 许用压强[p]=40 Mpa

1）高速轴的键，根据联轴器的键的需要，选A型平键，因为d=28mm，所以选b=8mm，h=7mm ，L=25mm ，材料 ：钢 。 高速轴的键强度校核：бp=

бp=400045.94/(28×7×25)=37.53Mpa≤[бp]=100Mpa

经校核，高速轴键的强度符合要求。

2）中速轴的两个键，与大齿轮相连的，考虑到中速轴的轴身设计长度，所以选B型

平键，因为d=38mm，所以选b=10mm ，h=8mm，L=25mm材料：钢 。

- 16 -

与小齿轮相连的选A型平键，应为d=38mm，所以选b=10mm，h=8mm，

L=70mm， 材料：钢 。 中速轴键强度校核：бp= 与大齿轮相连的键：

бp=4000240.88/(38×8×25)=46.32Mpa≤[бp]=100Mpa

与小齿轮相连的键：

бp=4000240.88/(38×8×70)=45.28Mpa≤[бp]=100Mpa

经校核，低速轴键的强度符合要求。

3）低速轴的键：与联轴器相连的，因为联轴器所需的键的类型有要求，所以选B型，

因为d=55mm，所以选b=16mm，h=10mm，L=60mm ，材料：钢。

与齿轮相连的键，因为考虑到轴身的长度，所以选B型，因为d=68mm，

所以选b=20mm，h=12mm，L=60mm ， 材料：钢。 低速轴键的强度校核：бp=

与齿轮相连的键：бp=4000809.18/(70×12×16)=66.11Mpa≤[бp]=100Mpa 与联轴器相连的键：бp=4000809.18/(551060)=98.08Mpa≤[бp]=100Mpa 经校核，低速轴键的强度符合要求。

第九部分 减速器箱体结构尺寸

名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 连接螺栓ｄ２的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺栓直径

符号 б б1 b b1 b2 df H d1 d2 L d3 d4 - 17 -

尺寸（mm） 8 8 12 12 20 18.94 4 14.21 9.47 180 9.47 7.58 定位销直径 df ｄ１ｄ２至外机壁距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面至内机壁距离 机盖 机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离 ｄ１ｄ２至凸缘边缘距离

d C1 R1 ｈ1 Ｌ1 △1 △２ 7.58 16 14 42 40 10 9 6.8 104.09 114.09 162.09 10.42 104.09 14 m D２ t s C2 联轴器的选择

输出轴联轴器的选择：减速器输出轴轴径55mm，轴颈长84mm。所以可选YL11J型联轴器 。D=84mm D1=150mm 螺栓个数 6 直径M8 L0=173mm

润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择

1）润滑方式

齿轮的润滑

当齿轮的圆周速率小于12m/s时，通常采用浸油润滑，浸油高度约为六分

之一大齿轮半径取为50mm。再加上齿轮到箱底的距离30～50mm，所以油深90mm。

滚动轴承的润滑 ：因为浸由齿轮圆周速度小于2m/s，所以采用脂润滑。

2）密封装置

选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈油封密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定

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第十部分 参考文献

1） 机械设计课程设计指导书 罗圣国 高等教育出版社 1990、4 2） 机械设计基础 杨可桢 高等教育出版社 2006、5 3） 机械制图 钱克强 高等教育出版社 2004、1 4） 机械精度设计与检测技术 5） 机械设计课程设计图册 6） 机械设计课程设计手册 7） 材料力学

刘品 李哲 哈尔滨工业大学 2006潘沛林 哈尔滨工业大学 1985吴宗泽 高等教育出版社 1997刘鸿文 高等教育出版社 2004

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、1 、5 、2 、1

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目 带式运输传动装置

０７级交通运输系（１）班

设计者 康明

指导教师 张伟

０９年１２月２４日

北华大学 教研室

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