带式运输机的二级圆柱齿轮减速器设计课程设计.docx

唐山学院机械设计课程设计
1 前言
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为直齿圆柱齿轮减速器，第二级传动为闭式齿轮传动。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之—。本设计采用的是二级直齿轮传动，直齿轮不产生轴向力，但传动平稳性较差，适合低速传动。 
说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合。 
综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力。 

2 设计任务书
2.1设计题目，内容及要求
2.1.1设计题目：用于带式运输机的二级圆柱齿轮减速器设计设计二用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化较平稳, 运输机工作转速允许误差为5%。,减速器小批量生产，工作在室外，灰尘较大，常温,使用期限10年(250天/年),三班制工作,检修间隔期为三年一大修。车间有三相交流,电压380/220V。
2.1.2内容及要求：
1）机械装置的总体设计
电机的选择、总传动比的计算及机械传动运动和动力参数的计算
2）传动装置的设计
传动零件的设计计算；传动装置装配草图和零部件的结构设计；装配图的设计与绘制。
3）零件图设计：轴零件图绘制；齿轮零件图的绘制。
4）撰写设计说明书一份，不少于6000—8000字。

2.2原始资料
2.2.1传动方案及工作条件

1）工作情况：三班制单向连续运转，载荷较平稳；运输机工作转速允许误差±5% ；
2）使用折旧期：10年，每年工作250天；
3）工作环境：室外，灰尘较大，常温；
4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V ；
5）检修间隔期：三年一大修，半年一小修；
6）制造条件及生产批量：一般机械制造工厂，批量生产；
2.2.2原始技术数据

数据编号
C1
C2
C3
C4
C5
C6
C7
C8
C9
C10
运输带工作拉力F（N）
5000
5200
4000
4500
4200
4400
5300
5800
3000
3500
运输带工作速度V(m/s)
0.5
0.4
0.8
0.36
0.55
0.45
0.65
0.38
0.48
0.66
卷筒直径D(mm)
460
450
390
470
480
400
410
420
465
475

2.3设计步骤
1）传动装置总体设计方案
2)电动机的选择
3)确定传动装置的总传动比和分配传动比
4)计算传动装置的运动和动力参数
5)设计V带和带轮
6)齿轮的设计
7)滚动轴承和传动轴的设计及键和联轴器的选择。
8)箱体结构设计
9)润滑密封设计

3 总体设计方案
1.传动装置的组成：传动装置由电机、减速器、卷筒等组成。
2.传动装置的特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案：其传动方案如下：

图3-1 传动装置总体设计图

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
选择二级圆柱齿轮减速器（同轴式式）。

4 电动机的选择
1.选择电动机类型
按工作要求选用Y系列全封闭自扇式笼型三相异步电动机，电压380V。
2.选择电动机容量
电动机所需工作功率为
工作机所需功率为
各部分效率：V带传动效率；滚动轴承效率；闭式齿轮传动效率；联轴器效率；传动滚筒效率 。代入得

所需电动机功率为
因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。选电动机的额定功率为3KW。
3.确定电动机转速
滚筒轴工作转速
二级圆柱齿轮减速器的传动比i=8~40,故电动机转速的可选范围为
符合这一范围的转速有1500和3000的电动机。
3000总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑。
故取1500的电动机
综上所述，符合以上数据要求的电动机只有Y100L2-4型电动机。

5 传动比、运动和动力参数计算
1.计算传动比
总传动比
2.分配传动装置各级传动比
取V带传动比
则减速器的传动比 为

由于为同轴式减速器，故高速级和低速级的传动比为
3.运动和动力参数计算
0轴（电动机轴）

1轴（高速轴）

2轴（中间轴）

3轴（低速轴）

4轴（滚筒轴）

各轴运动和动力参数计算结果：

轴名
功率P/kW
转矩T/N·m
转速n/(r/min)
传动比i
效率
输入
输出
输入
输出
电动机轴

2.84

19.1
1420
1
1
1轴
2.73
2.70
55.08
54.53
473.33
3
0.96
2轴
2.62
2.59
144.31
142.87
173.38
2.73
0.96
3轴
2.52
2.49
378.93
375.14
63.51
2.73
0.96
滚筒轴
2.47
2.45
371.41
367.70
63.51
1
0.98

6 齿轮的设计
6.1高速级齿轮传动设计
1.选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为。
（2）带式输送机为一般工作机器，选用7级精度。
（3）材料选择。
由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢，齿面硬度为240HBS。
280HBS-240HBS=40HBS>30HBS
（4）、选小齿轮齿数,大齿轮齿数,取。
2.按齿面接触疲劳强度设计
试算小齿轮分度圆直径，即

。

确定公式中各参数的值。
试选；
计算小齿轮传递的转矩；
由表10-7选取齿宽系数；
由图10-20查得区域系数;
由表10-5查得材料的弹性影响系数；
由式10-9计算接触疲劳强度用重合系数：

计算疲劳许用应力；
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、。
计算应力循环次数：

由图10-23查取接触疲劳寿命系数、，取失效概率为1%，安全系数S=1，可得

取其中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即。
试算小齿轮分度圆直径：

取=67.5mm
（2）、调整小齿轮分度圆直径
计算实际载荷系数前的数据准备。
圆周速度v：
齿宽b：
计算实际载荷系数
由表10-2查得使用系数;
根据V=1.67 m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数；
齿轮的圆周力：

由表10—3查得齿间载荷分配系数; 在这里
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑不对称布置时，得齿向载荷分布系数；由此得到实际载荷系数：

可得按实际载荷系数算得的分度圆直径：

及相应的齿轮模数
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）试算模数，即
确定公式中各参数的值
试选；
由式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数：
；
计算
由图10-17查得齿形系数、；
由图10-18查得应力修正系数、；
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、；
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数、；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：

取其较大者，即
试算模数：

（2）调整齿轮模数
计算实际载荷系数前的数据准备
圆周速度V。

齿宽b。

宽高比b/h。

计算实际载荷系数
根据、7级精度，查得动载系数；
由
；
查表得齿间载荷分配系数；
由表10-4用插值法查得，结合，得，则载荷系数：;
可得按实际载荷系数算得的齿轮模数：

为使其满足要求，取m=1.5mm，，，取。
1.1.4、几何尺寸计算
由上有m=2mm，，；则，，。
（4）齿面接触疲劳强度校核
按前述类似做法，有，，，，，，，有

（5）齿根弯曲疲劳强度校核
按前述类似做法，有，，，，，，，有
，m=2mm，。
有

齿根弯曲疲劳强度满足要求
主要设计结论：
6.2低速级齿轮传动设计
1.选齿轮类型、精度等级、材料及齿数
选用斜齿圆柱齿轮，压力角α=20，初选螺旋角β=，精度等级选用7级精度；
材料及热处理：选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
试选小齿轮齿数z1＝21，大齿轮齿数z2=z1*i=23*5.848=122.8.圆整z2=122。此时，i=122/21=5.809，误差为0.658%。
2. 按齿面接触强度设计
3. 2.按式（10—21）试算小齿轮分度圆直径，即
确定公式内的各计算数值
试选Kt＝1.3
由图10－20选取区域系数＝2.433
由表10-7选取尺宽系数φd＝1
计算小齿轮传递的转矩
T21==
表10－5查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
计算接触疲劳强度用重合度系数.
==

=
=

=
=
=
=
=1.2125
==1.649
===0.75697
螺旋角系数===0.985
由图10－25d查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝550MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
由式（10－15）计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×710×1×（24×250×10）＝2.566×
N2＝N1/5＝3.99×
由图10－23查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.93；KHN2＝0.96
MPa＝558MPa
MPa＝528MPa
取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,因此可得==528MPa
计算小齿轮分度圆直径

=mm=37.78mm

（2）调整小齿轮分度圆直径
计算实际载荷系数前的数据准备：
圆周速度v。=0.4348m/s
齿宽b。b==1x41.54mm=41.54mm。
计算实际载荷系数。
已知载荷平稳，所以取=1
根据v=0.4348m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数=1.02
=44.92N/mm>100N/mm
查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2。
由表10—4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称布置时，得齿向载荷分配系数=1.4293。
故实际载荷系数K===2.062
由式（10-12）可得按实际的载荷系数算得的分度圆直径，
==44.05mm
及相应的齿轮模数==2.20mm
3.齿根弯曲疲劳强度校核
由式（10-7）计算模数，即

（1）确定公式中各参数的值：
试选=1.3。
由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。
==
==1.2786
==0.8366
由式（10-19），可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。
===0.8076
计算。
由当量齿数==22.988，==134.646，
查10-17得齿形系数=2.71,=2.18。
由图10-18查得应力修正系数=1.56、=1.82。
由图10－24c查得小齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限σFlim1＝500MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σFlim2＝380MPa；
由图10－22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1＝0.92,KFN2＝0.96。
取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式（10-14）得
==328.57MPa
==260.57MPa
==0.0128
==0.01556
因为大齿轮的大于小齿轮，所以取==0.01556
试算模数
==1.780mm
调整齿轮模数
计算实际载荷系数前的数据准备。
圆周速度v。
==28.986mm
=1.07757m/s
齿宽b。b==1x28.986mm=28.986mm
齿宽高比b/h。==3.0134
b/h=28.986/3.0134=9.619
计算实际载荷系数。
根据v=1.07757m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数=1.06；
N=N
=94.643N/mm>100N/mm
查表10-3得齿间载荷分配系数=1.4。
由表10—4用插值法查得齿向载荷分配系数=1.43,
结合b/h=9.619,查图10-13，得=1.35
故实际载荷系数K===1.547
由齿根弯曲疲劳强度校核式

代入数值得

=226.5MPa<260.57MPa
满足齿根弯曲疲劳强度。故取模数m=2合适。

4.几何尺寸计算
计算中心距
==148.41mm
因二级减速器为同轴式，中心距相等，故将此中心距圆整成150mm。
圆整后的中心距修正螺旋角
==
计算大、小齿轮的分度圆直径
==43.75mm
==256.25mm
计算齿轮宽度
==43.75mm
考虑都安装误差，取小齿轮齿宽b1=50mm，大齿轮齿宽b2=44mm。
结构设计：因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故选用腹板式。
5.主要设计结论
齿数Z1＝21，Z2=122，模数m=2mm，压力角α=，螺旋角β=，中心距a=150mm，齿宽b1=50mm，b21=44mm，小齿轮材料为45钢（调质），大齿轮材料为45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

7 传动轴的设计及滚动轴承的选择
7.1中间速轴的设计及轴承的选择
1. 求中间轴上小大齿轮的功率P，转速n和转矩T。
低速级上的小齿轮：

高速级上的大齿轮：

2. 求作用在齿轮上的力
小齿轮：
因已知小齿轮的的分度圆直径为

而

大齿轮：
已知大齿轮的的分度圆直径为

而

3初步确定轴的最小直径.
先按式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。根据表15-3，取，于是得

4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案：如图所示

图3.7.1 中间轴

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
该中间轴的最小直径显然是安装滚动轴承所在的轴的直径，为了使所选的轴的直径与滚动轴承的孔径相适应，故需同时选用滚动轴承，在此处轴既受径向力，又受轴向力，所以选用单列圆锥滚子轴承，参照工作面要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7212AC，其尺寸为,所以，左端轴承右侧采用套筒定位，套筒右侧是一非定位轴肩，非定位轴肩的高度，所以，同理，给右端轴承定位的套筒左端也为一非定位轴肩，所以。至此，中间轴上各轴段的直径已设计出。
取齿轮距箱体内壁之距离为14mm ，滚动轴承距箱体内部距离为9mm。所以有，由上已知低速级小齿轮的齿宽为，由于齿轮所在轴段应比齿轮轮毂短2-3mm ，所以可确定，两齿轮中间轴段为一轴环，其宽度，所以取。至此，中间轴上各轴段长度已确定。
（3）中间轴上零件的周向定位：
齿轮与轴之间的周向定位采用平键连接，由表6-1查得采用平键尺寸为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周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。
（4） 确定轴上的圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径为R1。
5. 轴的强度校核
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，如下图：

图3.7.2中间轴的计算简图

在确定轴承的支点位置之前，应从手册中查取a值，对于7212AC的角接触球轴承，由手册中查的，作为简支梁的轴的支撑跨距为183.6mm，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。其中

从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可看出截面2是轴的危险截面，现将计算出的截面B处数据列于下表：

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据
==
前已选轴材料为45钢，调质处理。
查表15-1得[]=60MP
〈 [] 此轴合理安全。
5. 轴承的校核
（1） 求两轴承受到的径向载荷。
中间轴上轴承受力如下图

将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个力系。图中

在铅垂面内，对1处取矩，设所取弯矩顺时针为正，则有
，带入数值得

，解得。
又，即：。

在水平面内，同理，对1处取矩，设所取弯矩顺时针为正，则有
,带入数值的
，解得。
又,即。
所以有,
。
（2） 求两轴承的计算轴向力
该中间轴所选轴承为7212AC的轴承，查表得其派生轴向力计算方法为,所查取得。所以有
,
,外在轴向力为
,因为
,
所以轴承2被压紧，轴承1被放松。
所以可求得轴承1所受轴向力为
，
轴承2所受轴向力为
。
（3） 求两轴承的当量动载荷
查手册可知，判断系数，又因为
，

查表得。取，所以
，
。
取两者中较大者进行寿命计算，则。
（4） 轴承寿命计算
，此处所选轴承为7212AC的角接触球轴承，所以，并从手册上查的其基本额定动载荷为,中间轴的转速为，将数值带入上述公式得
。所以该轴承满足寿命要求。
7.2高速轴的的设计及轴承的选择
1. 求高速轴上小齿轮的功率P，转速n和转矩T。

2. 初步确定轴的最小直径
先按式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。根据表15-3，取，于是得

3.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案：如图所示

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
该高速轴的最小直径显然是安装带轮所在的轴的直径现取轴的直径为,该轴右端采用轴肩定位，考虑到轴肩的高度，现取，选用6307的深沟球球轴承。轴承两端用挡油环定位，套筒右端为一定位轴肩，考虑到轴肩的高度，算的，轴段4-5为一轴环，其左端为一非定位轴肩，高1-2mm ，所以，轴段6-7右端为非定位轴肩取，至此，高速轴各轴段直径已设计出。
结合中间轴相关轴段长度的确定以及滚动轴承宽度的大小，确定出
，，由上已知高速级小齿轮的齿宽为，由于齿轮所在轴段应比齿轮轮毂短2-3mm ，所以可确定，齿轮左端轴段为一轴环，其宽度，所以取。取，并取至此，中间轴上各轴段长度已确定。
（3）中间轴上零件的周向定位：
齿轮与轴之间的周向定位采用平键连接，由表6-1查的大齿轮处采用平键尺寸为。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周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。
（4） 确定轴上的圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径为R1。
7.3低速轴的设计以及轴承的选择
1. 求低速轴上大齿轮的功率P，转速n和转矩T。

2. 初步确定轴的最小直径
先按式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。根据表15-3，取，于是得
3.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案：见图

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
由图知，该轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径，为了使所选的轴的直径与联轴器相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器计算转矩，考虑转矩变化很小，故取。则
按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000。半联轴器的孔径，故取，半联轴器的长度为，半联轴器与轴配合的毂孔的长度为。
为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段直径为；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为。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1-2段的长度应比略短一些，现取。
初步选择滚动轴承。由于此处轴承既受轴向力又受径向力，结合所以选用7210C的角接触球轴承。取3-4轴段，其尺寸为，故。
轴段5-6处安装有齿轮，齿轮右端为一非定位轴肩，所以取安装齿轮处的轴段，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为73mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取。
齿轮左侧用轴肩定位，h=2mm。所以，结合轴2，为了使两轴上的齿轮可以相互啮合，并使轴的布置位置不超过箱体，所以取，
，，。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
（3）轴上零件的周向定位。
联轴器、齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按、，查得齿轮与联轴器联接的平键截面，；齿轮与轴联接的平键截面。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周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。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸。
取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径为R1。

8 键的选择及强度校核
8.1高速轴键的强度校核
由轴直径d=32mm，，选择A型键108，L=48mm，材料为45钢。
校核如下：MPa
而故合格。
8.2中间轴键的强度校核
由轴直径d=56mm，，选择A型键1610，L=37mm，材料为45钢。
校核如下：MPa
而故合格。
8.3低速轴键的校核
由轴直径d=78mm,，选择A型键22x14,L=35mm,材料为45钢。
校核如下：
而故合格。

9 箱体结构设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）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、 箱体有足够的刚度
箱体外轮廓为长方形，为了增强了轴承座刚度，在机体为加铸肋板。
2、考虑到机体内零件的润滑，密封及散热。
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70mm。
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精加工。
3、 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8mm，机体外型简单，拔模方便。
减速器箱体结构尺寸：

名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

14
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

20
地脚螺钉数目

查手册
4
轴承旁联接螺栓直径

16
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
12
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
8
定位销直径

=（0.7~0.8）
8
，，至外机壁距离

查机械课程设计指导书表4
26
22
19
，至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4
22
19
外箱壁至轴承座端面距离

=++（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
10
齿轮端面与内机壁距离

>
8
机盖，机座肋厚

1010
轴承端盖外径

+（5~5.5）
150
轴承旁联结螺栓距离

150

10润滑和密封设计
1.齿轮的润滑
由于所设计的减速器的双级圆柱齿轮减速器， 两个大齿轮的转速均不高，均小于 12m/s，减速器的齿轮采用浸油润滑，由于高、低速级的大齿轮的尺寸不同，因而浸油深度就不一样。为了使两齿轮均润滑良好，推荐对大圆柱齿轮通至少一个齿高，即10mm，。而锥齿轮应浸入0.5到1个齿宽，但是不小于10mm，总体上油深不能超过大直齿圆柱齿轮分度圆直径的三分之一，因此确定油深度为60mm,最高深度为70mm，为保证润滑及散热的需要，减速器内应有足够的油量。根据运动粘度选择L-AN32型号的润滑油，其凝点为-5摄氏度，闪点为150摄氏度。
2.轴承的润滑
对于角接触球轴承， dn<10mm· r/min，采用脂润滑，选择ZL-3润滑脂。3.轴上的密封
由于轴 I 的速度, 选择毡圈式密封，利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用， 获得防止润滑油漏出和外界杂质、 灰尘等侵入轴承室的密封效果。高速轴密封选择适合轴的d＝35mm的毡圈，输出轴采用适合轴的 d＝60mm 的相应尺寸的毡圈。
4.箱盖和箱座接合面的密封
在箱盖和箱座结合面上涂密封胶密封。
5.其他密封
检查孔盖板、 排油螺塞与箱体的结合面间均采用石棉橡胶纸密封。

11 附件设计
1.杆式游标
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，又要便于杆式油标的插取及座孔的加工。
选择杆式油标，油标上有按最高和最低油面确定的刻度线，观察时拔出杆式油标，由油面上面的油痕判断油面高度是否适当。选用 M16 规格，L=100mm。2.排油孔螺塞
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。
选用，其高度需低于箱底2mm，保证润滑油可以完全流出箱体。
3.窥视孔盖
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入手进行操作，窥视孔有盖板，机体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。选用，共有6个连接螺钉。
4.通气器
选用钢制通气器，焊接在窥视孔盖上，结构简单。
5.起吊装置
在机盖上直接铸出吊钩和吊耳，用以起吊或搬运较重的物体。
1）吊钩

2）吊耳

6.启盖螺钉
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。
选用，材料为Q235，钢并通过热处理使硬度达 HRC28-38。
7.调整垫片
调整垫片材料为08F，大小有轴承端盖确定。
8.定位销
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。
采用圆柱销定位，材料为 35钢，公称直径 8mm，长度 35mm。

12 设计总结
这次关于带式运输机上的二级同轴式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。通过三个星期的设计实践，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。从这次课设中自己也学习到和收获了课本以外的知识，获益匪浅。
这次课设使我更深切地认识到机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，是一门非常综合的学科。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。使我们对“设计”这个词有了初步的体会，也使我们意识到自己本身的不足与差距，同时也给我们带来了更多的动力去学习、去弥补自身的差距与不足。
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。
本次设计得到了指导老师和同学的细心帮助和支持，衷心的感谢老师的指导和帮助，也非常感谢同学的帮助。从与同学的讨论中可以更彻底地找到、发现自身的漏洞和错误，并及时改正，使自己可以更快、更好地完成自己的设计任务。
当然，毕竟算是自己第一次一个人来设计一个减速器，设计中一定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来提高自身的设计实践操作能力。有了这一次课设的经历，以后再遇到设计的问题时应该就会有头绪，而不会像第一次一样，感觉手足无措了吧。总的来说，这次课设使我受益良多。
最后还要感谢我的机械设计张向红老师，在课设的三周内，她每天八点多都到了，我问了很多问题，所以很感谢她。同时也希望以后有更多的机会将理论变成实践的机会，不断锻炼自己，让自己的经验更加丰富。

参考文献
[1] 濮良贵 《机械设计》 第九版 高等教育出版社 2006.5；
[2] 吴宗泽 《机械零件》 中央人民广播电视大学出版社 1994.10；
[3] 王之栎 王大康 《机械设计综合课程设计》 机械工业出版社 2003；
[4] 陈铁鸣《新编机械设计课程设计图册（第二版）》高等教育出版社2010；
[5] 王大康王之栎 《机械设计综合课程设计(第二版)>机械工业出版社2009；
[6]刘朝儒彭福荫高治一《机械制图（第四版)》高等教育出版社编2001；
[7]周明衡《减速器选用手册》化学工业出版社2002；
[8]廖念钊古莹庵莫雨松李硕根杨兴骏《互换性与技术测量（第四版）》
中国计量出版社2001。

附录：减速器设计图

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