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专业课程设计说明指导书郑华龙

一、课程设计任务书 2
课程设计题目1：带式运输机 2
1、运动简图： 2
2、原始数据： 2
二、传动装置总体设计方案: 3
1、组成： 3
2、特点： 3
3、确定传动方案： 3
三、电动机的选择： 4
1、选择电动机的类型： 4
2、电动机的选择 4
3、确定电动机转速： 4
1、确定传动装置的总传动比和分配传动比： 5
2、计算传动装置的运动和动力参数： 6
3、运动和动力参数计算结果整理表： 6
五、带轮设计 7
1、确定计算功率（kW）,选择V带型号： 7
2、选取V带型号： 7
3、确定带轮基准直径和： 7
4、验算带速v： 7
5、确定带长和中心距： 7
6、验算小带轮包角： 8
7、确定V带根数Z： 8
8、求作用在带轮轴上的压力： 8
9、带轮主要参数： 9
六、传动零件齿轮的设计计算 9
1、材料选择齿轮： 9
2、计算高速级齿轮： 9
3、计算低速级齿轮: 12
4.齿轮的基本参数如下表所示: 14
1、 选择轴的材料： 15
2、求输出轴（III轴）上的功率P，转速，转矩： 15
3、初步确定轴的最小直径： 15
4、 轴的结构设计： 15
5、 求轴上的载荷: 17
6、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度： 19
7、精确校核轴的疲劳强度： 19
八、键的设计和计算 22
1、选择键联接的类型和尺寸： 22
2、校核键联接的强度： 22
3、其他键的选取与校核： 22
九、箱体结构的设计： 23
1. 机体有足够的刚度： 23
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热： 23
3. 机体结构有良好的工艺性： 23
4. 对附件设计： 23
5.减速器机体结构尺寸如下： 24
十、润滑密封设计 26
十一、联轴器设计 26
1.类型选择： 26
2.载荷计算： 26
3、选取联轴器： 27
十二、设计小节 27
十三、参考资料 27

一、课程设计任务书
〔注：因本人学号为“20097478”故任务书为：课程设计题目1：带式运输机；第7组原始数据〕
1、运动简图：

2、原始数据：
题 号
参 数
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
运输带工作拉力F（KN）
3.0
3.2
3.5
3.8
4
4.2
4.5
5
5.5
6
运输带工作速度v（m/s）
2.0
1.8
1.6
1.9
1.9
1.9
1.8
1.7
1.6
1.5
滚筒直径D（mm）
400
450
400
400
400
450
450
450
450
450
每日工作时数T（h）
16
16
16
16
16
16
16
16
16
16
使用折旧期（y）
8
8
8
8
8
8
8
8
8
8
3、已知条件：
1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为±5%；
2、滚筒效率：ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；
3、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度35°C；
4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；
5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。
4、设计工作量：
1、减速器装配图1张（A0或A1）；
2、零件工作图1～3张；
3、设计说明书1份。
二、传动装置总体设计方案:
1、组成：
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2、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：
考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：

三、电动机的选择：
1、选择电动机的类型：
按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
传动装置的总效率
；
其中：
——为V带的效率,
——为滚动轴承效率=η2=0.983 =0.941192,
——为闭式齿轮传动效率，
——为联轴器的效率,
——卷筒效率=0.96(包括其支承轴承效率的损失)。
2、电动机的选择
负载功率:

折算到电动机的功率为:

3、确定电动机转速：
卷筒轴工作转速为：

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比，二级圆柱斜齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为＝×n＝（16～160）×76.43＝1222.88～12228.80r/min。
可供选择电机有：
序号
电动机型号
额定功率Kw
满载转速r/min
堵转转矩
最大转矩

额定转矩
额定转矩
1
Y160M1-2
11
2930
2.0
2.2
2
Y160M-4
11
1460
2.2
2.0
3
Y160L-6
11
970
2.0
2.0
4
Y180L-8
11
730
1.7
2.0
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可以选择的电机型号为Y160M-4，其主要性能如上表的第2种电动机。
四、确定传动装置的总传动比和分配传动比
1、确定传动装置的总传动比和分配传动比：
（1）减速器总传动比
由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为
（2）分配传动装置传动比
＝×
式中分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝19.1/2.3＝8.3
按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由展开式曲线查得，则。
2、计算传动装置的运动和动力参数：
（1）各轴转速
  Ⅰ轴：＝＝1460/2.3＝634.78r/min
  Ⅱ轴：＝＝634.78/3.46＝183.46r/min
  Ⅲ轴：＝/＝183.46/2.4=76.44 r/min
卷筒轴：==76.44r/min
（2）各轴输入功率
Ⅰ轴：＝×＝10.23×0.96＝9.82kW
Ⅱ轴：＝×η2×＝9.82×0.98×0.97＝9.34kW
Ⅲ轴：＝×η2×＝9.34×0.98×0.97＝8.87kW
卷筒轴：＝×η2×η4=8.87×0.98×0.99＝8.61kW
（3） 各轴输入转矩
=×× N·m
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×10.23/1460=66.92N·m
所以:
Ⅰ轴： ＝×× =66.92×2.3×0.96=147.75 N·m
Ⅱ轴：＝×××=147.75×3.46×0.98×0.97=485.96 N·m
Ⅲ轴：＝×××=485.96×2.4×0.98×0.97=1108.69 N·m
卷筒轴：=××=1108.69×0.98×0.99=1075.65 N·m
3、运动和动力参数计算结果整理表：
轴名
功率 P/KW
转距T/N*M
转速n
r/min
转动比i
效率

输入
输出
输入
输出

电机轴

10.23

66.92
1460
2.3
0.96
Ⅰ轴
9.82
9.34
147.75
485.96
634.78
3.46
0.95
Ⅱ轴
9.34
8.87
485.96
1108.69
183.46
2.4
0.95
Ⅲ轴
8.87
8.61
1108.69
1075.65
76.44
1
0.97
卷筒轴
8.61
8.1
1075.65
1011.97
76.44
1
0.94

五、带轮设计
1、确定计算功率（kW）,选择V带型号：
由表5.5查得=1.2，故

2、选取V带型号：
根据13.2kw，1460r/min，由图5.14得选取A型。
3、确定带轮基准直径和：
由表5.6取=125mm，

由表5.6取=280mm。
大带轮转速

其误差<5%，故允许。
4、验算带速v：

在5-25m/s的范围内，带速合适。
5、确定带长和中心距：
初步选取中心距a=650mm，由式（5.2）得带长

由表5.2选用基准长度
计算实际中心距：

6、验算小带轮包角：

7、确定V带根数Z：
i=2.3，
由表5.3，5.4查得
由表5.7得
根数

取根数为7根。
8、求作用在带轮轴上的压力：
由表5.1查得 q=0.1kg/m
单根V带张紧力

小带轮轴上压力为

9、带轮主要参数：
小轮直径（mm）
大轮直径（mm）

中心距a（mm）
基准长度（mm）

带的根数z
125
280
677.4
2000
7

六、传动零件齿轮的设计计算
1、材料选择齿轮：
假设工作寿命为8年，每年工作250天，每天工作16小时，带式输送机工作经常满载，空载启动，工作有轻震，不反转。初选大小齿轮的材料均45钢，小齿轮经调质处理，其硬度在229-286HBS；大齿轮经正火处理，其硬度在169-217HBS。齿轮等级精度为8级。由于减速器要求传动平稳，所以用圆柱斜齿轮。初选。
2、计算高速级齿轮：
（1）、查取教材P133可得： ， ， ，；

传动比，由查图6.12得，查表6.3得。因齿较多，取，取则
（2） 、确定许用应力

查图6.14可知： ；查表6.5，得。
则应力循环次数：

又查图6.16可知： 则：

查图6.15，可知：；查表6.5，得 ；
查图6.17，得

(3)、计算小齿轮最小直径，查表6.8取齿宽系数

(4)、确定中心距

就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定。
(5)、选定模数、齿数、和螺旋角

一般，。初选，，则

由标准模数取 ，则

取
则
取

齿数比：
与的要求比较，误差为0.87% ，可用。于是

满足要求。
（6）、计算齿轮分度圆直径
小齿轮:
大齿轮:
（7）、齿轮宽度

圆整大齿轮宽度:
取小齿轮宽度:
（8）、校核齿轮弯曲疲劳强度
当量齿数
根据当量齿数查表6.4则有：；；；取 ，
则：

所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。
（9） 、校核齿轮齿轮接触疲劳强度
传动比由查图6.12得，查表6.3得。因齿较多，取，取则

所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。
3、计算低速级齿轮:
（1）、查取教材P133可得： ， ， ，；

（2）、确定许用应力
查图6.14可知： ；查表6.5，得。
则应力循环次数：

又查图6.16可知： 则：

查图6.15，可知：；查表6.5，得 ；
查图6.17，得

(3)、计算小齿轮最小直径，查表6.8取齿宽系数

(4)、确定中心距

就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量，所以初定。
(5)、选定模数、齿数、和螺旋角

一般，。初选，，则

由标准模数取 ，则

取
则
取

齿数比：
与的要求比较，误差为0.83% ，可用。于是

满足要求。
（6）、计算齿轮分度圆直径
小齿轮:
大齿轮:
（7）、齿轮宽度

圆整大齿轮宽度:
取小齿轮宽度:
（8）、校核齿轮弯曲疲劳强度
根据、查表6.4则有：；；；取

则：

所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。
（10） 、校核齿轮齿轮接触疲劳强度
传动比由查图6.12得，查表6.3得。因齿较多，取，取则

所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。
4.齿轮的基本参数如下表所示:
名称
符号
公式
齿1
齿2
齿3
齿4
齿数

26
89
26
63
螺旋角
β

9.7°
9.7°
8.56°
8.56°
分度圆直径

79.13
270.87
105.16
254.84
齿顶高

2
2
3
3
齿根高

2.5
2.5
3.75
3.75
齿顶圆直径

83.13
274.87
111.16
260.84
齿根圆直径

74.13
265.87
97.66
247.34
中心距

175
180
孔径
b

70
齿宽

70
65
90
85

 七、传动轴的设计
1、 选择轴的材料：
选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由表11.1和表11.4查得[]=60MPa,,,。
2、求输出轴（III轴）上的功率P，转速，转矩：
已知P=8.87 KW =76.44r/min
于是 =1108.69N．m
3、初步确定轴的最小直径：
先按课本式（11.2）初步估算轴的最小直径。（根据表11.3选C=112

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的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。
联轴器的计算转矩，查表10.1,考虑到转矩变化很小，故取，则：

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HL5型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2000Nm，半联轴器的孔径mm，故取mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。
4、 轴的结构设计：
（1） 拟定轴上零件的装配方案
选用课本P236图11.18（a）中的装配方案
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

A)为了满足半联轴器的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ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,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些,现取。
B）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,故选用单列圆锥滚子轴承。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、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313型，其尺寸为d×D×T=65×140×36，故。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30313型轴承定位轴肩高度h=6mm，因此。
C）取安装齿轮出的轴段IV-V的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为85mm，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mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h＞0.07d，取h=6mm，则轴环处得直径。轴环宽度取。
D）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.
E) 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=36,高速级大齿轮轮毂长L=65,则

至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。
（3） 轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按由手册查得平键截面b×h=20×12（GB1095-79），键槽用键槽铣刀加工，长为68mm，同时为了保证齿轮与轴配合良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，办联轴器与轴的联接，选用平键为16×10×90，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，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
参考表11.2取轴端倒角为2×45°。
（5） 其他轴的设计简图
输入轴
最小直径为
中间轴
最小直径为
5、 求轴上的载荷:
（1）画受力简图
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》取a值
对于30313型圆锥滚子轴承,a=29mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.

（2） 求作用在齿轮上的力
因已知低速级大齿轮的分度圆直径为
而

其受力方向如图所示

6、 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度：
=0.6，由表15.1[2]查得[]=60MPa，由表4-1[3]查得t=6

<[]=60MPa
〈 [] 此轴合理安全。
7、精确校核轴的疲劳强度：
⑴. 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A 、Ⅱ、Ⅲ、B无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载的情况来看,截面C上应力最大.截面V的应力集中的影响和截面IV的相近,但是截面V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,而且这里的轴的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面VI和ⅤII显然更加不必要做强度校核。由第1章的附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而,该轴只须校核截面IV左右两侧即可.
⑵. 截面IV左侧
抗弯截面模量按表11.5中公式计算
W=0.1=0.1=27463
抗扭截面模量 =0.2=0.2=54925
截面IV的左侧的弯矩M为

截面Ⅳ上的扭矩为 =1108.69
截面上的弯曲应力
，因为弯矩为对称循环，所以此处弯曲应力的应力幅σa=σMAX=σb=7.69MPa；平均弯曲应力σm=0 MPa。
截面上的扭转切应力
==，因为扭转切应力为脉动循环，所以此处扭转切应力的应力幅τa=0.5×τMAX=0.5×20.19=10.1MPa;平均扭转切应力为τm=τa=10.1MPa

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和由第1章（23页图1.15）可知，因r/d=2.0/65=0.031,D/d=70/65=1.08,得
，
又由第1章（23页图1.16）可得轴的材料的敏性系数为

故有效应力集中系数为

由第1章（24页图1.17）得尺寸系数，扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由第1章（24页图1.19）得表现质量系数为

轴未经表面强化处理，由第1章22页公式（1.22）和（1.23）得综合影响系数为：
=2.8
==1.62
等效系数为:可根据第1章公式1.27和1.29结合表1.3和表1.1计算出来
取0.1
取0.05
由于选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由表11.1和表11.4查得[]=60MPa,,,。

于是，计算安全系数值，得
S=

远大于S=1.5
所以它是安全的。

（3）. 截面IV右侧
抗弯截面模量按表11.5中公式计算
W=0.1=0.1=34300
抗扭截面模量
=0.2=0.2=68600
截面IV的右侧的弯矩M为

截面Ⅳ上的扭矩为 =1108.69
截面上的弯曲应力
，因为弯矩为对称循环，所以此处弯曲应力的应力幅σa=σMAX=σb=6.16MPa；平均弯曲应力σm=0 MPa

截面上的扭转切应力
==，因为扭转切应力为脉动循环，所以此处扭转切应力的应力幅τa=0.5×τMAX=0.5×16.16=8.1MPa;平均扭转切应力为τm=τa=8.1MPa

过盈配合处的
轴按磨削加工，由第三章得表现质量系数为

轴未经表面强化处理，由第1章得综合系数为：
=3.25
==2.62
于是，计算截面右侧的安全系数为
S=

远大于S=1.5
所以它是安全的。
又因本传动无大的瞬时过载及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。
八、键的设计和计算
1、选择键联接的类型和尺寸：
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
根据低速级输出轴安装齿轮处直径d=70mm
查得键的截面尺寸b×h=20×12。
由齿轮轮毂宽度B=85，选取键的长度L=70mm。
键的工作长度l=L-b=70-20=50mm。
2、校核键联接的强度：
根据表3.1，由轴和齿轮材料，选取 []=120MPa。
小于120MPa
故满足挤压强度条件：
3、其他键的选取与校核：
键名
国标
工作长度
1（齿轮1）
键12*8 GB1096-79 A型
l=L-b=60-12=48mm
2（齿轮2）
键16*10 GB1096-79 A型
l=L-b=55-16=39mm
3（齿轮3）
键16*10 GB1096-79 A型
l=L-b=80-16=64mm
4（齿轮4）
键20*12 GB1096-79 A型
l=L-b=68-20=48mm
5（联轴器）
键16*10 GB1096-79 A型
l=L-b=96-16=80mm

校核键1 ==34.2MPa〈 []
校核键2 ==83.07 MPa〈[]
校核键3 ==50.62 MPa〈[]
校核键4 ==110MPa〈[]
校核键5 ==97.78 MPa〈[]
所以所有键均符合设计要求，可用。

九、 轴承的校核：

又上部分计算得知：转速n=76.44r/min,受力情况R1=5326N，R2=3374N,Fa=1309N。轴颈直径d=65mm，要求轴承使用寿命为Lh=32000h，并选用30313E型轴承。查机械设计手册，
得

N
由表8.6查得

1、 计算派生轴向力：
由表8.5和8.7与机械设计手册查得30313E型轴承的派生轴向力为：S=R/3.4,则可求得左右轴承的派生轴向力分别为：
S1=R1/3.4=5326/3.4=1566N
S2=R2/3.4=3374/3.4=992N
2、计算轴承所受的轴向负荷：
因为 S2+Fa=992+1309=2301>S1
并由图分析知，左轴承被压紧，右轴承被放松。由此可得
A1=S2+Fa=2301N
A2=S2=992N

3、 计算当量动负荷
左轴承
由表8.5，用线性插值法可求得：e1=0.35

由e1查表8.5，并用线性插值法求得；x1=0.4、y1=1.01，由此可得

右轴承
由表8.5，用线性插值法可求得：e2=0.4

由e2查表8.5，并用线性插值法求得：x2=0.44、y2=1.43,由此得

4、轴承寿命Lh计算：
因P1>P2，故按左轴承计算轴承的寿命

十、箱体结构的设计：

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. 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

3. 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.
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.

5.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

M18
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

=（0.5~0.6）
M18
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
34
22
18
，至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4
28
16
外机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
15
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

+（5~5.5）
150（1轴）150（2轴）
180（3轴）
轴承旁联结螺栓距离

125（1轴）125（2轴）
150（3轴）

十一、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，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，并匀均布置，保证部分面处的密封性。

十二、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：
公称转矩：T=95509550
联轴器的计算转矩，查表10.1,考虑到转矩变化很小，故取，则：

3、选取联轴器：
选取HL5型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2000Nm，半联轴器的孔径mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。

十三、设计小节
通过课程设计二级减速器，让我们更为系统地认识了解了机械设计的全过程，增强了我们对机械行业的深入了解。课程设计的优点：可以让我们提前了解设计的全过程，及及时了解我们的不足，可以及时改进。通过本次设计过程，我更认识了自己的不足，一个产品的设计需要方方面面的知识，经验，技巧作为基础，这也是我一个身为机械设计学生的执着追求。

十四、参考资料
[1]机械设计/杨明忠，朱家诚主编 编号 ISBN 7-5629-1725-6
武汉理工大学出版社 2006年6月第2次印刷。
[2]机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号ISBN7-04-005841-3
高等教育出版社 2003年8月第7次印刷。
[3]机械设计课程设计/王大康，卢颂峰主编 编号ISBN 7-5639-0880-3
北京工业大学出版社 2000年2月第1次出版。

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