胶带输送机传动系统设计.doc

目录
第一章 设计任务书………………………………………2
第二章 传动系统方案的总体设计………………………4
第三章 V 带传动的设计计算……………………………7
第四章 高速级齿轮设计…………………………………9
第五章 低速级齿轮传动设计……………………………14
第六章 各轴设计方案……………………………………19
第七章 轴的强度校核……………………………………25
第八章 滚动轴承选择和寿命计算………………………39
第九章 键连接选择和校核………………………………33
第十章 联轴器的选择和计算……………………………35
第十一章 润滑和密封形式的选择………………………36
第十二章 箱体及附件的结构设计和选择………………37
总 结………………………………………………………39
参考资料……………………………………………………39

第一章 设计任务书
一、设计题目：胶带输送机传动系统设计
1、机器的功能规定
胶带输送机是机械厂流水作业线上运送物料常用设备之一，其重要功能是由输送带完毕运送机器零、部件的工作。
2、机器工作条件
（1）载荷性质 单向运送，载荷较平稳；
（2）工作环境 室内工作，有粉尘，环境温度不超过35°C；
（3）运动规定 输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96；
（4）使用寿命 8年，每年350天，天天16小时；
（5）动力来源 电力拖动，三相交流，电压380/220V；
（6）检修周期 半年小修，二年中修，四年大修；
（7）生产条件 中型机械厂，小批量生产。
3、工作装置技术数据
（1）输送带工作拉力：F=10.8kN；
（2）输送带工作速度：V=1.3m/s；
（3）滚筒直径：D=400mm。
二、设计任务
1、设计工作内容
（1）胶带输送机传动系统方案设计（涉及方案构思、比选、决策）；
（2）选择电动机型号及规格；
（3）传动装置的运动和动力参数计算；
（4）减速器设计(涉及传动零件、轴的设计计算，轴承、连接件、润滑和密封方式选择，机体结构及其附件的设计)；
（5）V带传动选型设计；
（6）联轴器选型设计；
（7）绘制减速器装配图和零件工作图；
（8）编写设计说明书；
（9）设计答辩。
2、提交设计成品
需要提交的设计成品：纸质版、电子版（以班级学号＋中文姓名作为文献名）各1份。内容涉及：
（1）减速器装配图一张；
（2）零件图2张 (完毕的传动零件、轴和箱体的名称)；
（3）设计计算说明书一份。
三、设计中应注意事项
1.计算和绘图应交替进行，并注意随时整理结果，列表保存。
2.设计中要贯彻标准。（标准件和标准尺寸）
3.全面考虑问题：强度、结构、加工工艺等。
4.设计应有发明性，多方案比较，择优选用。
5.设计过程中注意培养独立工作能力。
6.提交的设计成品应符合指导教师给出的格式规定。
四、设计阶段
1.计划阶段；2.方案设计；3.技术设计；4.设计文献汇总。
五、完毕时间
规定在2023年12月10日之前完毕所有设计任务。
指导教师：姚贵英
2023年9月2日

第二章 传动系统方案的总体设计
一、带式输送机传动系统方案如下图所示

二、电动机的选择
1．电动机容量选择
根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率

设：——对V带效率。=0.96
——对滚动轴承效率。=0.99
——为齿式联轴器的效率。=0.99
——为7级齿轮传动的效率。=0.98
——输送机滚筒效率。=0.96
估算传动系统的总效率：

工作机所需的电动机攻率为：
Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：，因此综合应选电动机额定功率
2、电动机的转速选择
根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速

查表得V带传动比范围为i1∈[2,4]；二级圆柱齿轮减速器的传动比为i2≤ [8,60 ]。总传动比的范围为[16,240]；则电动机的转速范围为[993,14897]。
方案比较
方案号
型号
额定功率
KW
同步转速
r/min
满载转速
r/min
1
Y160L-2
18.5kW
3000
2930
2
Y180M-4
18.5kW
1500
1470
由表中数据可知两个方案均可行，但方案2的传动比较小，传动传动装置结构尺寸较小。因此可采用方案2，选定电动机的型号为Y180M-4。其重要参数如下表：
方案号
型号
额定功率
KW
同步转速
r/min
满载转速
r/min
堵转转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
2
Y180M-4
18.5kW
1500
1470
2.0
2.2
三、传动比的分派
带式输送机传动系统的总传动比

四、传动系统的运动和动力学参数设计
传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：
0轴——电动机轴

1轴——减速器高速轴

2轴——减速器中间轴

3轴——减速器低速轴

4轴——工作机

轴号
电动机
减速器
工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速r/min
1470
1470
264.86
62.03
62.03
功率kw
16.9
16.73
16.23
15.74
15.43
转矩N•m
109.79
108.69
585.13
2423.55
2375.32
联接、传动件
联轴器
齿轮
齿轮
联轴器
传动比
1
5.55
4.27
1
传动效率
0.99
0.97
0.97
0.9801
第三章 V带传动的设计计算
1、拟定功率PC
KA为工作情况系数，查课本表8-7可得KA=1.2
即 PC=KAPed=1.2×18.5=22.2kW
2、 选择V带的型号
根据计算功率PC=22.2kW，积极轮转速n1=1470r/min，由课本图8-11选择B型普通V带。
3、 拟定带轮基准直径dd1、dd2
由课本表8-8和图8-11得=125mm
取
大带轮的基准直径

由课本表选取标准值dd2=600mm，
则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为

4、 验算带速v

带速在5～25的范围内。
5、 拟定带的基准长度Ld和实际中心距a
根据课本（8-20）式得
得
初定中心距，由课本式(8-22)得：

查课本表8-2可得：Ld=3150mm
由课本（8-23）式得实际中心距为

中心距的变动范围为

6、 检查小带轮包角α1
由课本式（8-17）得
7、 拟定V带根数Z
由dd1=140mm和n0=1470r/min，查表得P0=2.85kW。
根据n0=1470r/min，i=4.29和B型带，查表得ΔP0=0.47kW。
查表得Kα=0.925，KL=1.07。

取z=7根。
8、 求初拉力F0及带轮轴上的压力FP
查表得B型普通V带的每米长质量q=0.18kg/m，根据课本式（8-27）得单根V带的初拉力为

由课本(8-28)式得作用在轴上的压力FP为

9、 设计结果
选用7根B型V带，中心距a=967mm，带轮直径dd1=140mm，dd2=600mm，轴上压力FP=3694.6N。
第四章 高速级齿轮设计
已知条件为16.73kW，小齿轮转速=1470r/min，传动比5.55，由电动机驱动，工作寿命8年，两班制，载荷平稳，连续单向运转。
一、选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿数
1、按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动
2、减速器运送机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）
3、选用材料，由表10-1可选择小齿轮的材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者的材料硬度相差40HBS。
4、选小齿轮齿数为z1=20，大齿轮z2=5.5520=111。
二、按齿面接触强度设计
1、拟定各计算数值
（1）试选载荷系数Kt=1.3。
（2）计算小齿轮传递的转矩。

（3）由课本表10-7选取齿宽系数φd=1。
（4）由课本表10-6查得材料的弹性影响系数。
（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
（6）由课本式10-13计算应力循环次数

（7）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95。
（8）计算接触疲劳许用应力。
取失误概率1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得

2、计算
（1）试算小齿轮分度圆直径

（2）计算圆周速度v。

（3）计算齿宽b。

（4） 计算齿宽与齿高之比。
模数
齿高

（5）计算载荷系数
根据v=5.01m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.14；
直齿轮，KHσ=KFσ=1；
由课本表10-2查得使用系数KA=1；
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，
KHβ=1.422。由b/h=8.9，KHβ=1.422查图10-13的KFβ=1.45；故载荷系数
K=KAKvKHαKHβ=11.1411.422=1.621
（6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由课本式(10-10a)得
（7）计算模数m。

三、按齿根弯曲强度设计
由课本式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

1、拟定公式内的各计算数值
（1）由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限σFE1=380MPa；
（2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88;
（3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得

（4）计算载荷系数K。
K=KAKvKFαKFβ=11.1411.45=1.653
（5）查取齿形系数。
由课本表10-5查得 YFa1=2.80；YFa2=2.17。
（6）查取应力校正系数
由课本表10-5查得 YSa1=1.55；YSa2=1.80。
（7）计算大、小齿轮的并加以比较。
大齿轮的数值大。
2、设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小重要取决于弯曲强度所决定的承受能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.38并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=70.04mm，算出小齿轮齿数
大齿轮齿数
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4、几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=282.5=70mm d2=z2m=1552.5=388mm
（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度
b=φdd1=170=70mm，取B2=70 B1=75mm。
5、齿轮的圆周速度v

查表可知，选7级精度是合适的。
第五章 低速级齿轮传动设计
已知条件为输入功率16.23kW，小齿轮转速=264.86r/min，传动比4.27由电动机驱动，工作寿命8年，两班制，载荷平稳，连续单向运转。
一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1、传动方案为直齿圆柱齿轮传动。
2、运送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）.
3、材料选择。由教材《机械设计》第八版，表10-1可选择小齿轮的材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者的材料硬度相差40HBS。
4、选小齿轮齿数为z1=25，大齿轮齿数为z2=254.27=107。
二、按齿面接触强度设计
1、拟定各计算数值
（1）试选载荷系数Kt=1.3.
（2）计算小齿轮传递的转矩。

（3）由课本表10-7选取齿宽系数φd=1。
（4）由课本表10-6查得材料的弹性影响系数。
（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
（6）由课本式10-13计算应力循环次数

（7）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95。
（8）计算接触疲劳许用应力。
取失误概率1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得

2、计算
（1）试算小齿轮分度圆直径

（2）计算圆周速度v。

（3）计算齿宽b。

（4）计算齿宽与齿高之比。
模数
齿高

（5）计算载荷系数
根据v=1.6m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.08；
直齿轮，KHσ=KFσ=1；
由课本表10-2查得使用系数KA=1；
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，
KHβ=1.435。由b/h=11.1，KHβ=1.435查图10-13的KFβ=1.45；故载荷系数
K=KAKvKHαKHβ=11.0811.435=1.55
（6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由课本式(10-10a)得
（7）计算模数m。

三、按齿根弯曲强度设计
由课本式（10-5）得弯曲强度的设计公式为

1、拟定公式内的各计算数值
（1）由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限σFE1=380MPa；
（2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.90;
（3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得

（4）计算载荷系数K。
K=KAKvKFαKFβ=11.0811.45=1.566
（5）查取齿形系数。
由课本表10-5查得 YFa1=2.62；YFa2=2.18。
（6）查取应力校正系数
由课本表10-5查得 YSa1=1.59；YSa2=1.79。
（7）计算大、小齿轮的并加以比较。
大齿轮的数值大。
2、设计计算

对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小重要取决于弯曲强度所决定的承受能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.03并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=122.623mm，算出小齿轮齿数
大齿轮齿数
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
四、几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=492.5=122.5mm d2=z2m=2092.5=522.5mm
（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度
b=φdd1=1122.5=122.5mm，取B2=122 B1=127mm。
五、齿轮的圆周速度v

查表可知，选7级精度是合适的。
第六章 各轴设计方案
一、高速轴的结构设计
1、求1轴上的功率
P1=16.73kW，转速n1=1470r/min，转矩T1=108.69N·m。
2、计算作用在齿轮上的力
转矩：
圆周力：
径向力：
3、初步估算轴的直径
选取45号钢作为轴的材料，调质解决。硬度为217-255HBS
查表取A0=112，于是得
为轴的最小直径。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴的结构方案
该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图：

1 2 3 4 5 6 7
轴段1重要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取，则：
。
根据工作规定选用弹性套柱销联轴器，查手册选用LT6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250N·m。半联轴器的孔径d1=32mm，半联轴器长度L=82mm。与轴配合的轮毂孔长度为L1=60mm。
（2） 拟定各轴段的直径和长度
轴段1：为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段1直径为d1=32mm。为证定位规定，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段1的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短mm，轴段1总长为。
轴段2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径拟定为：d2=35mm。对于轴承端盖的宽度有取轴承端盖的宽度为，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取L=50mm。
轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6307深沟球轴承。宽度。所以轴段1直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。
轴段4：取齿轮距箱体内壁的距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在拟定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取s=8mm，已知滚动轴承宽度为21mm，L=21+8+16+（70-66）=49mm，取其长度为49mm。
轴段5：齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直径d5=32mm。轴环宽度，取L5=21mm。
轴段6：取这段的直径d4=40mm，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70mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取L4=66mm。
轴段7：为支撑轴颈，用来安装轴承。直径为32mm，长度为82mm。
二、中间轴的结构设计
1、求2轴上的功率
转速
转矩
2、计算作用在齿轮上的力：
转矩：
圆周力：
径向力：
3、初步估算轴的直径：
选取45号钢作为轴的材料，调质解决。硬度为217-255HBS
查表取A0=112根据公式
计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。
4、拟定轴的结构设计
（1）轴结构如图所示。

1 2 3 4 5
（2）根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度
该轴（中间轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。
轴段1：为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6309深沟球轴承。宽度。所以轴段①直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。
轴段2：为安装齿轮部分，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为51mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度。
轴段3:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=6，则轴环处直径d3=52mm。轴环宽度，取L3=12mm。
轴段4：为安装齿轮部分，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为80mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧
齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L4=76mm。
轴段5：为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段⑤直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位，长度。
三、低速轴的结构设计
1、求Ⅰ轴上的功率
转速
转矩
2、计算作用在齿轮上的力
转矩：
圆周力：
径向力：
3、初步估算轴的直径
选取45号钢作为轴的材料，调质解决。硬度为217-255HBS查表取A0=112
根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴的结构方案：
该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图

1 2 3 4 5 6 7
选择联轴器。联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取，则：
。
根据工作规定选用弹性柱销联轴器，型号为LX5，与输出轴联接的半联轴器孔径，因此选取轴段1的直径为。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。
（2）拟定各轴段的直径和长度
轴段1:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6310深沟球轴承。宽度。所以轴段1直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。取挡油盘宽度为30mm，则轴段1的长度为。
轴段2：为安装齿轮部分，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为72mm，为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度。
轴段3：齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=6mm，则轴环处直径d3=62mm。轴环宽度，取L3=12mm。
轴段4：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径拟定为：。长度为综合计算后得到的。
轴段5：为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段5直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。其长度为。
轴段6：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径拟定为：。轴承端盖的宽度为20mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm，故取L6=50mm。
轴段7:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段7直径为。为保证定位规定，半联轴器左端用一套筒定位，轴段7的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短mm，轴段7总长为。
第七章 轴的强度校核
一．高速轴的校核
根据轴的结构图作出轴的计算简图，根据计算简图作出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。
圆周力
径向力
在垂直面上：

解得：
在水平面上：

解得：
危险截面在安装齿轮处

所以轴安全。弯矩图如下：

二、中间轴的校核
根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。
圆周力：
径向力：
作用在小齿轮上的力
圆周力：
径向力：
在垂直面上

解得：

在水平面上

解得：

所以轴安全。
三、低速轴的校核
根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。
圆周力：
径向力：
在垂直面上

解得：
在水平面上

解得：
危险截面在安装齿轮处

所以轴安全。弯矩图如下：

第八章 滚动轴承选择和寿命计算
一、高速轴上的轴承
采用6307型深沟球轴承，重要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低。
内径d=35mm 外径D=80mm 宽度B=21mm
校核1轴轴承是否满足工作规定
1、求轴承径向支反力Fr1、Fr2
（1）垂直平面支反力Fv1、Fv2

（2）水平面支反力FH1FH2

（3）合成支反力Fr1、Fr2

2、计算轴承的当量载荷Pr1、Pr2
（1）查表13-5有X1=1，Y1=0，取fp=1.1 得

（2）查表13-5有X2=1，Y2=0，取fp=1.1 得

因此轴承1危险。
3、校核所选轴承
（1）由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承，查表13-7取温度系数ft=1，计算轴承工作寿命：

满足使用寿命规定
结论：轴承型号最终拟定为：6307
中间轴上轴承采用6309型深沟球轴承，重要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低。
内径d=30mm 外径D=72mm 宽度B=19mm
校核Ⅱ轴轴承是否满足工作规定
（2）求轴承径向支反力、
（a）垂直平面支反力、

（b）水平面支反力、

（c）合成支反力、

（3）计算轴承的当量载荷、
①查表13-5有：，取，得：
②查表13-5有：，取，得：

因此轴承2危险。
二、低速轴上轴承
采用6309型深沟球轴承，重要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.
内径d=45mm 外径D=100mm 宽度B=25mm
校核Ⅲ轴轴承是否满足工作规定
（1）求轴承径向支反力、
（a）垂直平面支反力、

（b）水平面支反力、

（c）合成支反力、

（2）计算轴承的当量载荷、
①查表13-5 有：，取，得：
②查表13-5有：，取，得：
，
因此轴承2危险。
（3）校核所选轴承
由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承，查表13-7取温度系数ft=1，计算轴承工作寿命：

满足使用寿命规定
结论：轴承型号最终拟定为：6309
第九章 键连接选择和校核
一、高速轴上键的选择和校核
1、键的选择
选用普通圆头平键A型，轴径；
查表13-20得
（联轴器）键1：
（小齿轮）键2：
2、键的校核
键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度，根据键的长度系列选键长
键1：；键2：
查表6-2得
键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：
，则：
键1：
键2：
所以所选用的平键强度足够
取键标记为：键1：6×32 GB1096-79
键2：8×40 GB1096-79
二、中间轴上键的选择和校核
1．键的选择
选用普通圆头平键A型，轴径；
查表13-20得
（大齿轮）键1：
（小齿轮）键2：
2．键的校核
键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度，根据键的长度系列选键长。
键1：
键2：
查表6-2得
键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：
，则：
键1：
键2：
所以所选用的平键强度足够
取键标记为：键1：10×40 GB1096-79 键2：10×63 GB1096-79
三、低速轴上键的选择和校核
1．键的选择
选用普通圆头平键A型，轴径；
查表13-20得：
（大齿轮）键1：
（联轴器）键2：
2．键的校核
键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度，根据键的长度系列选键长。
键1：；键2：
查表6-2得
键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：，则：
键1：
键2：
所以所选用的平键强度足够
取键标记为：键1：14×63 GB1096-79 键2：12×70 GB1096-79
第十章 联轴器的选择和计算
高速轴上联轴器选择,联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取，则：
。
根据工作规定选用弹性柱销联轴器，型号为TL4，与输入轴联接的半联轴器孔径。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。
低速轴上选择联轴器，联轴器的计算转矩为，则：
。

根据工作规定选用弹性柱销联轴器，型号为HL3，与输出轴联接的半联轴器孔径。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。
第十一章 润滑和密封形式的选择
一、传动零件的润滑
1．齿轮传动润滑
由于齿轮圆周速度，并且传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号油润滑，装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥3060mm。
2． 滚动轴承的润滑
轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的，采用稠度较小润滑脂。
二、减速器密封
为防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。
1.轴外伸端密封
毛毡圈油封。
2.轴承靠箱体内侧的密封
挡油环
3.箱体结合面的密封
箱体结合面的密封性规定是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象，剖分面上不允许加入任何垫片或填料。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，其表面粗糙度应为6.3,密封的表面要通过刮研。并且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。
第十二章 箱体及附件的结构设计和选择
箱座壁厚：，所以，取。
箱盖壁厚：，所以，取。
箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度：b=12mm，b1=12mm，b2=20mm。
箱座、箱盖的加强肋厚：。
地脚螺钉的直径：df=20mm；数目：6。
轴承旁联接螺栓的直径：；
箱盖、箱座联接螺栓的直径：d2=12mm
轴承盖螺钉直径和数目：轴Ⅰ：
轴承盖外径：
（其中，D为轴承外径，为轴承盖螺钉的直径）。
轴承旁凸台高度和半径：R1=c2=22mm。
齿轮顶圆与内箱壁距离：=10mm。
齿轮端面与内箱壁距离：=11mm。
轴承端面至箱体内壁的距离，=10mm。
旋转零件间的轴向距离：=14.5mm。
齿顶圆至轴表面的距离：
大齿轮顶圆至箱底内表面的距离：=40mm
箱底至箱底内壁的距离：=20mm
减速器中心高：
箱体内壁轴向距离：
附件的设计
（1）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。
（2）油标：
油标位在便于观测减速器油面及油面稳定之处。
油尺安顿的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
（3）油塞：
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。
（4）起盖螺钉：
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。
5）通气孔：减速器每工作一段时间后，温度会逐渐升高，这将引起箱内空气膨胀，在机盖顶部的窥视孔盖上安装通气孔，油蒸汽由该孔及时排出，以便达成箱体内为压力平衡。从而保证箱体密封不致被破坏。
6）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。
7）定位销：
为保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度，在加工时，要先将箱盖和箱座用两个圆锥销定位，并用联接螺栓紧固，然后再镗轴承孔。以后的安装中，也由销定位。通常采用两个销，在箱盖和箱座联接凸缘上，沿对角线布置，两销间距应尽量远些。
总结
通过三周的胶带输送机传动系统设计的课程设计，让我对机械部分零件有了更深刻的了解与运用，知道在二级减速器中选择符合规格的组装零件很重要，由于这些参数直接影响着二级减速器的使用寿命及是否能正常运转等条件。如何选轴承，是否能承受其带来的转矩，不能应及时改善，二就是怎么选轴承，斜齿轮要用角接触的轴承，不能用深沟球轴承；直齿轮要用深沟球轴承类的，而不能用角接触之类的轴承，三是齿轮的选择，有直齿轮和斜齿轮之分，其选着则需要根据设计人员规定来选着，三者的材料的选择也是很重要的，要能承受他们之间的互相挤压。再就是减速器设计时密封性要好，不然灰尘进入，有也许使齿轮产生点蚀破坏之类的，影响齿轮的寿命。总之，二级减速器的设计有很多细节值得重要的东西，也值得我们努力学习，同时这次也使我对二级减速器有了更深的了解。
参考资料
1.《机械原理》 孙桓、陈作模、葛文杰主编 高等教育出版社
2.《机械设计》 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社
3、《机械设计课程设计手册》第三版 吴宗泽、罗生国主编 高等教育出版社
4、《机械制图》 马希青主编 机械工业出版社
5、《互换性与技术测量》 第五版 廖念钊等主编 中国计量出版社
6、《机电传动控制》第四版 邓星钟等主编 华中科技大学出版社
7、《材料力学》第三版 单辉祖主编 高等教育出版社