1、西南大学工程技术学院课程设计（论文）1目录1引言22传动装置的总体设计321电动机的选择2211电动机类型的选择2212电动机功率的确定3213确定电动机转速322总传动比的计算和分配各级传动比423传动装置的运动和动力参数计算43传动零件的设计计算531第一级齿轮传动的设计计算532第二级齿轮传动的设计计算104箱体尺寸计算与说明155装配草图的设计1651初估轴径1652初选联轴器1753初选轴承1754润滑及密封186轴的设计计算及校核1861中间轴的设计计算及校核1862低速轴的设计计算及校核217滚动轴承的选择和计算2571高速轴轴承的计算2572中间轴轴承的计算2673低速轴轴承的
2、计算278键连接的选择和计算2881高速轴与联轴器键联接的选择和计算2882中间轴与小齿轮键联接的选择和计算2883中间轴与大齿轮键联接的选择和计算2884低速轴与齿轮键联接的选择和计算2985低速轴与联轴器键联接的选择和计算299减速器附件的选择及说明2991减速器附件的选择2992减速器说明3010结论30参考文献31西南大学工程技术学院课程设计（论文）2带式运输机传动装置的设计1引言机械设计课程是培养学生机械设计能力的技术基础课。机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践教学环节，其基本目的是1）通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力
3、，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想；2）学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题，培养机械设计能力；3）通过课程设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科技文献资料以及计算机应用等，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。在本课程设计中用计算机绘图或手工绘图都能达到以上要求，但是由目前发展趋势应尽量采取计算机绘图。2传动装置的总体设计21电动机的选择211电动机类型的选择Y系列三相异步电动机西南大学工程技术学院课程设计
4、（论文）3212电动机功率的确定工作机效率W1传动装置各部分的效率，查表178级精度齿轮传动效率齿097弹性联轴器传动效率L099齿式联轴器传动效率099球轴承传动效率球1099（一对）球轴承传动效率2球099（一对）球轴承传动效率球3099（一对）L球1齿2球齿球3099099097099097099099089工作机所需输入功率4800125610001000WFVPKW所需电动机功率6674K089WDPPW213确定电动机转速6010006010001254775/MIN500WVNRD查表132，得圆柱齿轮传动比常值为35，故电动机转速的可选范围22123547754301194/M
5、INWNIINR对Y系列电动机，通常多选用同步转速为1000R/MIN或1500R/MIN的电动机，如无特殊需要，不选用低于750R/MIN的电动机。查表121，选用Y160L8,额定功率75KW,满载转速为720R/MIN，D42MM，E110MM。西南大学工程技术学院课程设计（论文）422总传动比的计算和分配各级传动比传动装置的总传动比要求为72015084775MWNIN又由于1212,1315,IIIII取1214II解得12459,328II23传动装置的运动和动力参数计算（1）各轴转速1720/MINMNNR211/720/459157/MINNNIR322/157/32848/M
6、INNNIR（2）各轴功率1DPPL674099667KW21PP球1齿674099097641KW32PP球2齿641099097615KW（3）各轴转矩1119550/9550667/7208847TPNNM2229550/9550641/15738991TPNNM3339550/9550615/48122359TPNNM西南大学工程技术学院课程设计（论文）53传动零件的设计计算31第一级齿轮传动的设计计算计算及说明结果1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）由于斜齿轮啮合性能好，传动平稳，噪声小，重合度大，承载能力强，故第一级选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，由表1
7、04可选用8级精度3）由表101选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS4）初选小齿轮齿数为1Z20，则大齿轮齿数220459918Z，圆整取2Z925）初选螺旋角152按齿面接触强度设计按教材公式1021试算，即211321THETDHKTZZUDU（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数TK132）由图1030选取区域系数HZ2433）由图1026查得1076，2087，故0760871634）由表107选取齿宽系数D15）由表106查得材料的弹性影响系数EZ选用斜齿圆柱齿轮8级小齿轮40CR（调质），280HBS大齿轮45钢
8、（调质），240HBS1Z20，2Z9215TK13HZ243163D1EZ121898MPA西南大学工程技术学院课程设计（论文）6121898MPA6）由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1650HLINMPA；大齿轮的接触疲劳强度极限2550HLINMPA7）由式1013计算应力循环次数9116060720128365820210HNNJL981212021044010459NNI8）由图1019查得接触疲劳寿命系数1088HNK，2093HNK9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式1012得1LIM11088650572HNHKMPAS2LIM2209
9、35505115HNHKMPAS122HHH54175MPA（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径直径1TD，由公式计算得2313213884710459124318984994116345954175TDMM2）计算圆周速度113144994720188/601000601000TDNVMS3）计算齿宽B及模数NTM111149944994COS4994COS1524120DTTNTBDMMDMMMZ1650HLINMPA2550HLINMPA9120210N8244010N1088HNK，2093HNK54175HMPA1TD4994MMV188/MSB4994MMNTM241MM西南大学工
10、程技术学院课程设计（论文）74）计算齿宽与齿高之比BH齿高H225NTM225241542MMBH49945429215）计算纵向重合度10318TAN0318120TAN15170DZ6）计算载荷系数K已知使用系数AK1由V188M/S,8级精度，由图108查得动载荷系数VK105由表103查得12HFKK由表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，145HK由图1013查得FK138故载荷系数110512145183AVHHKKKKK7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010A得11331834994559713TTKDDMMK8）计算模数NMNM11COSD
11、Z5597COS1527020MM3按齿根弯曲强度设计由式1017212132COSFASANDFKTYYYMZH542MMBH921170AK1VK10512HK12FK145HKFK138K1831D5597MMNM270MM西南大学工程技术学院课程设计（论文）8（1）确定公式内的各计算数值1）由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPA；大齿轮的弯曲强度极限2380FEMPA2）由图1018查得弯曲疲劳寿命系数12085,088FNFNKK3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，由式1012得1110855003035714FNFEFKMPAS222088380
12、2388614FNFEFKMPAS4）计算载荷系数110512138166AVFFKKKKK5）根据纵向重合度170，由图1028查得螺旋角影响系数088Y6）计算当量齿数1133202219COSCOS15VZZ2233989898COSCOS15VZZ7）查取齿形系数由表105查得1271FAY；2218FAY8）查取应力校正系数由表105用插值法得1157SAY；2179SAY9）计算大、小齿轮的FASAFYY并加以比较111271157001430357FASAFYY1500FEMPA2380FEMPA1085FNK2088FNK1F30357MPA223886FMPAK166088Y
13、1VZ22192VZ98981271FAY2218FAY1157SAY2179SAY1110014FASAFYY西南大学工程技术学院课程设计（论文）9222218179001623886FASAFYY大齿轮的数值较大（2）设计计算32232166884710088COS150016181120163NMMM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数NM大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取NM2MM已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径1D5597MM来计算应有的齿数11COS5597COS1527032NDZM，圆整取1Z27；2114592712
14、393ZIZ，圆整取2Z1244几何尺寸计算（1）计算中心距122712421563272COS152COS15NZZMAMM，圆整取A157MM（2）按圆整后的中心距修正螺旋角“12271242ARCCOSARCCOS15532822157NZZMA（3）计算大、小齿轮的分度圆直径11“27256145COSCOS155328NZMDMM22“1242257854COSCOS155328NZMDMM2220016FASAFYYNM2MM1Z27，2Z124A157MM“1553281D56145MM2D257854MM西南大学工程技术学院课程设计（论文）10（4）计算齿轮宽度11561455
15、6145DBDMM圆整后取165BMM；260BMM165BMM260BMM32第二级齿轮传动的设计计算计算及说明结果1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）该级为低速级齿轮传动，选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，由表104可选用8级精度3）由表101选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS4）初选小齿轮齿数为1Z25，则大齿轮齿数22532882Z2按齿面接触强度设计由设计计算公式109A进行试算22131232TETDHKTZUDU（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数TK132）由表107选取齿宽系数
16、D13）由表106查得材料的弹性影响系数EZ121898MPA4）由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1650HLINMPA；大齿轮的接触疲劳强度极限选用直齿圆柱齿轮8级小齿轮40CR（调质），280HBS大齿轮45钢（调质），240HBS1Z25，2Z82TK13D1EZ121898MPA1650HLINMPA2550HLINMPA西南大学工程技术学院课程设计（论文）112550HLINMPA5）由式1013计算应力循环次数8126060157128365844010HNNJL881224401013410328NNI6）由图1019查得接触疲劳寿命系数1093HNK，209
17、4HNK7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式1012得1LIM110936506045HNHKMPAS2LIM22094550517HNHKMPAS（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径直径1TD，代入H中较小的值22131232TETDHKTZUDU23313389911032811898232132851710364MM2）计算圆周速度1231410364157085/601000601000TDNVMS3）计算齿宽B111036410364DTBDMM4）计算齿宽与齿高之比BH模数111036441525TTDMMMZ1N8440102N8134101093HNK20
18、94HNK1H6045MPA2H517MPA110364TDMMV085/MSB10364MMTM415MMH933MM西南大学工程技术学院课程设计（论文）12齿高225225415933THMMMBH1036493311115）计算载荷系数根据V085/MS，8级精度，由图108查得动载荷系数VK102直齿轮，1HFKK由表102查得使用系数1AK由表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1469HK查图1013得137FK故载荷系数1102114691498AVHHKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010A得1133149810364108661
19、3TTKDDMMK7）计算模数MM11DZ1086643525MM3按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式为22132FASADFYYKTMZ（1）确定公式内的各计算值1）由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPA；大齿轮的弯曲强度极限2380FEMPA2）由图1018查得弯曲疲劳寿命系数BH1111VK1021HK1FK1AK1469HK137FKK14981D10866MMM435MM1500FEMPA2380FEMPA1088FNK西南大学工程技术学院课程设计（论文）1312088,091FNFNKK3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，由式101
20、2得1110885003142914FNFEFKMPAS22209138024714FNFEFKMPAS4）计算载荷系数110211371397AVFFKKKKK5）查取齿形系数由表105查得1262FAY；2221FAY6）查取应力校正系数由表105用插值法得1159SAY；2177SAY7）计算大、小齿轮的FASAFYY并加以比较1112621590013331429FASAFYY22222117700158247FASAFYY大齿轮的数值大（2）设计计算32321397389911000158302125MMM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取
21、M4MM已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径1D10364MM来计算应有的齿数111036425914DZM，圆整取1Z26221328268528ZIZ，圆整取2Z852091FNK1F31429MPA2247FMPA1397K1262FAY2221FAY1159SAY2177SAY11100133FASAFYY22200158FASAFYYM4MM1Z26，2Z85西南大学工程技术学院课程设计（论文）144几何尺寸计算（1）计算分度圆直径11264104DZMMM22854340DZMMM（2）计算中心距1210434022222DDAMM（3）计
22、算齿轮宽度11104104DBDMM取1110BMM；2105BMM1D104MM2D340MMA222MM1110BMM2105BMM表1传动零件设计计算数据表类型模数中心距材料齿数齿宽分度圆直径第级小齿轮斜齿圆柱齿轮2MM157MM40CR2765MM56145MM大齿轮4512460MM257854MM第级小齿轮直齿圆柱齿轮4MM222MM40CR26110MM104MM大齿轮4585105MM340MM西南大学工程技术学院课程设计（论文）154箱体尺寸计算与说明表2箱体尺寸数据表名称符号具体数值箱座壁厚8MM箱盖壁厚18MM箱盖凸缘厚度1B12MM箱座凸缘厚度B12MM箱座底凸缘厚度2
23、B20MM地脚螺钉直径FD20MM地脚螺钉数目N4轴承旁连接螺栓直径1D16MM盖与座连接螺栓直径2D12MM轴承端盖螺钉直径3D10MM视孔盖螺钉直径4D6MM定位销直径D10MMFD、1D、2D至外箱壁距离1C26MM、22MM、18MMFD、1D、2D至凸缘边缘直径2C24MM、20MM、16MM轴承旁凸台半径1R20MM铸造过渡尺寸X、Y4MM、20MM大齿轮顶圆与内箱壁距离110MM西南大学工程技术学院课程设计（论文）16齿轮端面与内箱壁距离29MM箱盖、箱座肋厚1M、M8MM、8MM箱体其他尺寸由后续计算与画图确定5装配草图的设计51初估轴径（1）高速轴选取高速轴的材料为40CR，
24、调质处理。由教材表153取0A110331MIN016671102310720PDAMMN由于此处要安放键，故该最小轴径应再放大7MINMIN1723101072472DDMM由手册表123查得机座号为160L的机座带底脚，端盖有凸缘的电动机轴伸直径D42MM。高速轴的最小轴径是安装联轴器处的直径，可取MIN30DMM。（2）中间轴选取轴的材料为45钢，调质处理。由教材表153取0A110332MIN026411103788157PDAMMN此最小直径是安装轴承处的直径，可取MIN45DMM。（3）低速轴选取轴的材料为45钢，调质处理。由教材表153取0A110333MIN0361511055
25、4548PDAMMN由于此处要安放键，故该最小轴径应再放大7西南大学工程技术学院课程设计（论文）17MINMIN1755451075933DDMM，可取MIN60DMM。52初选联轴器（1）高速轴联轴器考虑到工作条件，高速轴采用弹性联轴器较好。由教材表141取13AK，则113884711501CAATKTNM，查手册表87可知，选用LX3型弹性柱销联轴器合适，其公称转矩为1250NMCAT。半联轴器轴孔直径为30MM，轴孔长度为60MM，与轴配合长度为58MM，标记为601123060JJ。（2）低速轴联轴器考虑到工作条件，低速轴采用非弹性联轴器较好。由教材表141取15AK，则315122
26、359183539CAATKTNM，查手册表83可知，选用GIGL4型鼓形齿式联轴器合适，其公称转矩为5000NMCAT。半联轴器轴孔直径为60MM，轴孔长度为107MM，与轴配合长度为105MM，标记为6010750107JJ。53初选轴承（1）高速轴轴承第一级齿轮传动是斜齿轮传动，高速轴同时承受径向力和轴向力作用，故采用角接触球轴承，由于MIN30DMM，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册66初选0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7208AC，基本尺寸为408018DDBMMMMMM。（2）中间轴轴承中间轴也同时受到轴向力和径向力作用，采用角接触球轴承，由于MI
27、N45DMM，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册66初选0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7309AC型，基本尺寸为4510025DDBMMMMMM。西南大学工程技术学院课程设计（论文）18（3）低速轴轴承第二级齿轮传动是直齿轮传动，低速轴只受径向载荷，故采用深沟球轴承，由于MIN60DMM，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册表61，初选0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6015C型，基本尺寸为7511520DDBMMMMMM。54润滑及密封轴承采用脂润滑，并设置挡油环；齿轮采用油池润滑；在伸出与轴承端盖之间采用毡圈密封。6轴的设计计算及校
28、核61中间轴的设计计算及校核中间轴的受力情况如图1计算齿轮受力第一级大斜齿轮受力分析（20N，28“）西南大学工程技术学院课程设计（论文）19周向力22222389910302427257854TTFND径向力22TAN302427TAN20114448COSCOS155328“TNRF轴向力22TANTAN155328“86097ATFFN第二级小直齿轮受力分析（20）周向力21122389910749827104TTFND径向力11TANTAN20272915RTFFN2做出弯扭矩图以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为L1775MM，L293MM,L355MM水平方向11220NHTTN
29、HFFFF1121221230TTNHFLFLLFLLL解得1NHF565889N2NHF486365N西南大学工程技术学院课程设计（论文）20垂直方向11220NVRRNVFFFF2112122212302RRANVDFLFLLFFLLL解得1NVF200384N2NVF41917N弯矩图如下扭矩T2T38991NM，扭矩图如下西南大学工程技术学院课程设计（论文）21（3）校核轴的强度载荷水平面H竖直面V支反力1565889NHFN2486365NHFN1200384NVFN,241917NVFN弯矩438564HMNMM155298VMNMM总弯矩22438564155298465248M
30、NMM扭矩T389910NMM根据教材式155及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取06，轴的计算应力（公式中301WD）222234652480638991047090148CAMTMPAW由表151查得45钢的许用弯曲应力160CAMPA符合要求。62低速轴的设计计算及校核低速轴的受力情况如图西南大学工程技术学院课程设计（论文）22（1）计算齿轮受力由作用力与反作用力可得2749827TFN2272915RFN2做出弯扭矩图以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为L184MM，L21545MM水平方向1220NHTNHFFF212120TNHFLFLL解得1NHF485
31、737N2NHF264090N西南大学工程技术学院课程设计（论文）231220NVRNVFFF212120RNVFLFLL解得1NVF176794N2NHF96121N弯矩图如下扭矩T3T122359NM，扭矩图如下西南大学工程技术学院课程设计（论文）24（3）校核轴的强度载荷水平面H竖直面V支反力1485737NHFN2264090NHFN1176794NVFN,296121NVFN弯矩408109HMNMM148507VMNMM,总弯矩22408509148507434665MNMM扭矩T1223590NMM根据教材式155及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取06，
32、轴的计算应力（公式中301WD）2222343466506122359016660180CAMTMPAW由表151查得45钢的许用弯曲应力160CAMPA符合要求。西南大学工程技术学院课程设计（论文）257滚动轴承的选择和计算71高速轴轴承的计算查手册表66可知角接触球轴轴承7208AC的基本额定动载荷C352KN。（1）求两轴承受到的径向载荷1RF和2RF由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为112267448,37116234979,77332NHNVNHNVFNFNFNFN又86097AEFN左端承受到径向载荷2222111674483711676986RNHNVFFFN右端承受到径向载荷
33、222222223497977332247377RNHNVFFFN（2）求两端轴承的计算轴向力1AF和2AF对于70000AC型轴承，由教材137查得派生轴向力068DRFF110680687698652350DRFFN22068068247377168216DRFFN因为，12DDAEFFF，由教材式13121216821686097254313ADAEFFFN22168216ADFFN又1125431306876986ARFF由教材表135有X041Y087而对于右端轴承22068ARFF所以，X1Y0又由表136，取12PF，则当量动载荷为112041769860872543133033
34、80PN西南大学工程技术学院课程设计（论文）2621212473770296852PN因为12PP所以按轴承1来计算寿命（3）计算轴承寿命663110103520036156606072030338HCLNP116802年（式中720/MIN,3NR）符合要求。72中间轴轴承的计算查手册表66可知角接触球轴轴承7309AC的基本额定动载荷C475KN。（1）求两轴承受到的径向载荷1RF和2RF由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为1122565889,200389486365,41917NHNVNHNVFNFNFNFN又86097AEFN左端承受到径向载荷22221115658892003896
35、00322RNHNVFFFN右端承受到径向载荷222222248636541947488171RNHNVFFFN（2）求两端轴承的计算轴向力1AF和2AF对于70000AC型轴承，由教材137查得派生轴向力068DRFF11068068600322408219DRFFN22068068488171331956DRFFN因为，12DAEDFFF，由教材式131211408219ADFFN2140821986097494316ADAEFFFN又11068ARFF所以，取X1Y0西南大学工程技术学院课程设计（论文）27而对于右端轴承22494316068488171ARFF由教材表135有X041Y
36、087又由表136，取12PF，则当量动载荷为11216003220720386PN212041488171087494316756246因为12PP所以按轴承2来计算寿命（3）计算轴承寿命6632101047500263056060157756246HCLNP116802年（式中157/MIN,3NR）符合要求。73低速轴轴承的计算（1）求两轴承受到的径向载荷1RF和2RF1485737NHFN，1176794NVFN2264090NHFN，296124NVFN2222111485737176794516911RNHNVFFFN222222226409096121281039RNHNVFFF
37、N由于低速轴不受轴向载荷，且由教材表135知深沟球轴承最小E值为022，即ARFEF所以，取X1Y0又由表136，取12PF，则当量动载荷为11215169110620293PN21212810390337247因为12PP所以按轴承1来计算寿命西南大学工程技术学院课程设计（论文）28（2）计算轴承寿命663110104020094513606048620293HCLNP116802年（式中48/MIN,3NR）符合要求。8键连接的选择和计算81高速轴与联轴器键联接的选择和计算键将轴端与联轴器连接起来，选用圆头平键，轴径D30MM，查手册表41应选键的截面尺寸为87BHMMMM，此段轴长为58
38、MM,取键长L50MM，由教材式61有312102884704012354230PTMPAKLD，式中K05H35MM，LLB50842MM又由教材表62查得许用应力100120PMPAP，该键强度满足要求。82中间轴与小齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键，轴径D48MM,查手册表41应选键的截面尺寸为149BHMMMM，此段轴长为108MM,键长取L100MM，由教材式61有3221023899104198458648PTMPAKLD，式中K05H45MM，LLB1001486MM又由教材表62查得许用应力100120PMPAP，该键强度满足要求。83中间轴与大齿轮键联接的选择和计算此处
39、选用圆头平键，轴径D48MM,查手册表41应选键的截面尺寸为149BHMMMM，此段轴长为108MM,键长取L56MM，由教材式61有3221023899108596454248PTMPAKLD，式中K05H45MM，LLB561442MM西南大学工程技术学院课程设计（论文）29又由教材表62查得许用应力100120PMPAP，该键强度满足要求。84低速轴与齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键，轴径D80MM，查手册表41应选键的截面尺寸为2214BHMMMM，此段轴长为103MM,取键长L90MM，由教材式61有3321021223590642676880PTMPAKLD，式中K05H7M
40、M，LLB902268MM又由教材表62查得许用应力100120PMPAP，该键强度满足要求。85低速轴与联轴器键联接的选择和计算键将轴端与联轴器连接起来，选用圆头平键，轴径D60MM，查手册表41应选键的截面尺寸为1811BHMMMM，此段轴长为105MM,取键长L100MM，由教材式61有33210212235909043558260PTMPAKLD，式中K05H55MM，LLB1001882MM又由教材表62查得许用应力100120PMPAP，该键强度满足要求。9减速器附件的选择及说明91减速器附件的选择（1）视孔盖与通气器视孔盖1L180MM，2L165MM，1B140MM，2B125
41、MM，D7MM，孔数8，4MM，R5MM通气器M30X2视孔盖上钻孔。（2）放油螺塞M24X2（3）油标西南大学工程技术学院课程设计（论文）30压配式圆形油标，视孔D63MM92减速器说明（1）齿轮高速轴齿轮做成齿轮轴，中间轴小齿轮做成实心式，中间轴和低速轴的大齿轮做成腹板式。（2）滚动轴承轴承内圈采用档油环轴向定位，外圈用凸缘式轴承端盖轴向定位，齿轮的轴向定位采用轴肩和挡油环，采用垫片来调整轴向间隙，轴承采用脂润滑，毡圈密封。10结论带式运输机上的两级展开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帮助。通过设计实
42、践，使我对机械设计有了更多的了解和认识为我们以后的学习和工作打下了坚实的基础。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、互换性与测量技术基础、工程材料、机械设计课程设计手册等于一体。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。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,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的细心帮助和支持，衷心的感谢老师的指导和帮助。西南大学工程技术学院课程设计（论文）31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。参考文献1吴宗泽，罗圣国机械设计课程设计手册M北京高等教育出版社，20062濮良贵，纪名刚机械设计M北京高等教育出版社，20063孙桓，陈作模机械原理M北京高等教育出版社出版,20064丁一，何玉林工程图学基础M北京高等教育出版社出版,2006
