带式运输机传动

目 录

目录……………………………………………………………………1 设计任务书……………………………………………………………2 第一章 传动方案的拟定及说明…………………………………3 第二章 电动机的选择………………………………………………4

2.1选择电动机的类型 ………………………………………………5 2.3 选择电动机的容量 ……………………………………………5 2.3 确定电动机的转速 ……………………………………………5

第三章 计算传动装置的运动和动力参数 ……………………6

3.2 分配传动比 ……………………………………………………7

3.2 传动和动力参数计算……………………………………8

第四章 V带传动的设计…………………………………………9 第五章 齿轮的设计计算 ………………………………………10

5.1 齿轮的设计与校核……………………………………………11 5.2 齿轮各参数的计算……………………………………………12

第六章 轴的设计计算……………………………………………13

6.1 高速轴的设计计算 … ………………………………………15 6.2 低速轴的设计计算……………………………………………17

第七章 键联接的选择及校核计算………………………………18

7.1 高速轴上键的选择及校核……………………………………19 7.2 低速轴上键的选择及校核……………………………………19

第八章 滚动轴承的选择及计算…………………………………19

8.1 高速轴上轴承的选择及校核…………………………………19 8.2 低速轴上轴承的选择及校核 …………………………………20

第九章 联轴器的选………………………………………………20 第十章 减速器箱体尺寸的确定…………………………………21

10.1 箱体尺寸的设计……………………… ……………………22 10.2 箱体各部件结构的设计…………………… ………………22

第十一章 设计小结………………………………………………23 参考文献………………………………………………………………24

..

（4）生产批量 小批量生产.

2.设计任务

1)选择电动机型号；

2)确定带传动的主要参数及尺寸； 3)设计减速器； 4)选择联轴器 3.具体作业

1)减速器装配图一张；

2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； 3)设计说明书一份。

第一章 传动方案的拟定及说明

机械装置总体设计方案通常按照以下设计原则确定：

（1） 保证机械装置功能实现的质量，要求设计原理正确，实现方法合理，满

足产品功能品质需求。

（2） 满足相关的安全可靠性指标，这些指标应包括在正常工作条件下，对产

品本身既操作者的安全提供保证。

（3） 设计产品在工艺上要求加工装配易于实现，同时具有良好的经济性。我

们要力求简化设计对象的施工工艺，是生产过程简单，周期短，成本低。 （4） 在使用维护中，要求设备在较短时间内，能完成指定的维护过程，通常

以设备的平均无故障时间和最大检修时间作为基准维护指标。 （5） 技术经济性是以产品的技术价值与经济价值纸币来衡量，产品技术含量

高越、价格成本越低，其技术经济性越好。

（6） 创新性决定了产品的自由知识产权含量，是评价设计水平的重要依据之

一。应按照创新思维方式进行独创新兴的优秀设计产品，发挥主观能动性，勇于创新

统计表明，50%的质量事故使设计失误造成的，60%~70%的产品陈品取决于设计，机械设计在产品的全寿命周期中起着十分重要的作用。因此，在设计中应遵循设计原则，把我设计方向是十分重要的.

故传动方案的拟定及说明如下：由设计任务书可以知道所要设计的带式运输机传动装置主要由电动机、带传动、闭式齿轮传动和运输带组成。由运输机滚筒轴功率先计算出所需要的电动机的功率，从而计算出总的传动比。因带传动和闭式齿轮传动都可以起到减速的作用，因此要合理分配传动比。

先设计带传动，接下来最主要的任务就是合理设计减速器。减速器的设计主 要分为齿轮传动的设计、轴的设计及校核、轴上零件的选择、键的校核、轴承的校核等等。减速器齿轮采用硬齿面，由弯曲强度设计，由接触强度校核。同一减速器内各级大、小齿轮材料最好对应相同，以减少材料牌号和简化工艺要求。齿轮传动的几何参数和尺寸应分别进行圆整、标准化或计算，并保留其精确值。在设计轴时要考虑到其与箱体的配合，合理设计直径和长度。传动件、箱体、轴及轴承盖的结构布局和主要尺寸通过画草图初步确定。要注意各个部

件之间的距离，以免发生碰撞。在箱体内部零件都设计好之后就要计算箱体外部各零件的尺寸。箱体外部零件的尺寸可根据已有公式计算得到，在需要选择的地方，要注意该零件与其它零件的配合，扳手空间等等。至于减速器上一些标准件无须计算， 直接查表选取合适的即可。画出任务中要求的零件图，装配图,最后写出设计书，准备答辩。

第二章 电动机的选择

2.1 选择电动机的类型

根据工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘，铁屑或其他杂物侵入电动机内部之特点，工作环境温度不超过40度，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000 m,额定电压380V，频率50Hz。

2.2 选择电动机的容量

电动机所需工作功率为：Pd=

Pw



传动装置的总效率为=13·2·3·4

滚动轴承效率（三对）1=0.99，闭式齿轮传动效率2=0.97，带传动效率

3=0.96，联轴器效率4=0.99，代入得： =0.993·0.97·0.96·0.99=0.895 工作机需要的输入功率：

Pw=

FV

W

=

13501.6

=2.25 KW

0.96

所需电动机功率为：

Pd=

Pw



=

2250

= 2.5 KW 0.895

因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为3kW。

2.3 确定电动机的转速

已知滚筒轴工作转速nw=117.6 r/min。

'

一般带传动的传动比i1'=2~4，一级圆柱齿轮减速器传动比i2 5，即为2~5，'

则总传动比的范围为 i'=4~20,故电动机的转速可选范围为：nd= i'nw=(4~20)

117.6 r/min=470.4~2352 r/min,符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min。选定电动机型号为

方案 1 2 3

电动机型号 Y132M-8 Y132S-6 Y100L2-4

额定功率 3KW 3KW 3KW

同步转速/满载转

速

750/710 1000/960 1600/1420

三种方案中，经过各种条件的对比，选定电动机型号为Y132S-6。

第三章 计算传动装置的运动和动力参数

3.1 分配传动比

(1)总传动比 i=

nm960 ==8.2 117.6nw

(2)分配传动装置各级传动比、

取带的传动比为 i1=3,则闭式齿轮的传动比 i2为:

i2=i=8.2=2.7

3i1

3.2 传动和动力参数计算

电动机轴：

Pd= 2.5 kW

n=nm= 960 r/min Td= 9550

pd2.5=9550=24.87N·m

960nd

1轴（高速轴）：

P1= Pd3= 2.4K W

n1=

ni1

=

960

=320 r/min 3

T1=Td3i1=71.63N·m 2轴（低速轴）

P2=P1122= 2.3W n2=

n1320=r/min = 118.5r/min 2.7i2

T2= T1122i2 =185.35N·m 3（滚筒轴） P3=P23=2.25KW

n2=

n1

= 118.5 r/min i2

T2= T1122i2 =181.33 N·m

根据以上计算列表如下：

各个轴的运动和动力参数

功率p/kw 转矩T/N.m

轴名 输入 输出 输入 输出 电动机轴 2.5 24.87 高速轴 2.4 2.376 71.63 70.91 低速轴 2.3 2.28 185.35 183.5 滚筒轴 2.25 2.23 181.3 179.5

表二

转速n/(r/min) 960 320 118.5 118.5 传动比i 3 2.7 1

效率 0.96 0.96 0.98

第四章 V带传动的设计

先假设选取普通V带：根据电动机的转速n=960r/min, 高速轴的转速n=320r/min,高速轴的输入功率P=2.5kw,两班制工作，每天工作19.73个小时，载荷平稳。故，对普通V带的设计如下：

（1）求计算功率PC

查表得工作情况系数：KA1.3

V带的功率：PCKAP11.32.53.25KW （2）选V带型号

根据PC3.25KW，n960r/min根据课本查此坐标位于A型区域，故选用A型普通V带

（3）大，小带轮基准直径d2、d1，d1应不小于75mm 现取d1=100 mm, 取V带的滑动率0.02 则d2

n

•d1(1)960100(10.02)mm294mmn1320

取d2300mm （4）验算带速V：

V

d1n1

601000



3.14100960

5.03m/s

601000

带速在5~25m/s范围内，带速合适。 （5） 求V带的基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距:

a0=1.5(d1+d2)=1.5（100+300）mm=600mm 现取a0=600mm

符合： 0. 7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)

0. 7(100+300)≤a0≤2×(100+300) 所以有：280mm≤a0≤800mm 故现取a0=600mm合适 则计算V带的长度：

(d2d1)2

L0=2a0+(d1d2)

24a0 =1200+628.3+16.67mm

=1845mm

根据课本表13-2取Ld=2000mm 则实际中心距：a =a0(6)验算小带轮包角1

a1180o

d2d1300100

57.3o180o57.3o160.9o120o a677.5

LdL0

60077.5mm677.5mm 2

合理

（7）求V带的根数Z

由表（13-3）取单根V带的基本额定功率：Pv=0.96kw 的传动比i=

d2300

==3.06

d1110010.02由表（13-5）取单根V带额定功率的增量△Pv=0.11KW 根据课本表（13-7）得Kα=0.95 根据课本表（13-2）KL=1.01 所以， Z=

PC3.25

==3.2 0.960.110.951.01P0P0KKL

选取带的根数为Z=4

(8)作用在带轮轴上的压力FQ 由表13-1得q=0.1kg/m

单根普通V带的初拉力：

F0

500Pc2.55003.252.5

(1)qv2(1)0.15.032N128.2N ZvK45.030.95

作用在轴上的压力FQ：

1160.9

N=1011.4N FQ=2 ZF0sin=24128.2sin

22

第五章

齿轮的设计计算

5.1齿轮的设计与校核

已知齿轮为斜齿圆柱齿轮，传动比为 i=2.7，传递功率P=2.4 kW，

n1=320r/min。

（1）选择材料及确定许用应力

小齿轮采用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56-62 HRC，Hlim1= 1500 MPa,FE=850 MPa；

大齿轮采用20Cr 渗碳淬火，齿面硬度为56~62 HRC, Hlim2=1500 MPa,

FE=850 MPa

由表11-5取SF=1.25，SH=1； 由表11-4取ZH=2.5，ZE=189.8； 则 F1=F2=

FE1

SF

=

850

MPa =680 MPa； 1.25

H1=H2=Hlin1= 1500 MPa =1500MPa；

SH

1

（2）按轮齿弯曲强度设计计算

设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.2，齿宽系数d=0.6 小齿轮上的转矩： T1 =9.55106

2.4

N·mm =71.63104 N·m， 320

初选螺旋角 =12 取z1=20，z2=202.7 = 54； 则实际传动比 i=

54

=2.7； 20

查表11-8得YFa1=2.88，YFa2=2.33； 查表11-9得YSa1=1.56，YSa2=1.70；

YFa1YSa1

F1=

2.881.56

=0.0066；

6802.331.70

=0.0058；

680

YFa2YSa2

F2=

由

YFa1YSa1

F1>

YFa2YSa2

F2

故应对小齿轮进行弯曲强度计算。 m4

2KT1YFa1YSa121.27.163

0.0066mmCOS12 12=22

0.620dZ1F1=1.65mm;

由表4-1取m=3mm；

m(z1z2)

113.5mm;取圆整a=115mm 中心矩： a=

2COS12确定螺旋角m(z1z2)3(2054)

15.16 2a2*115

分度圆直径： d1=m

z1

=61.34mm;

COS15.16

齿宽： b=dd1=0.661.34mm=36.8mm; 取b2=40mm, b1=48mm; (3)验算齿面接触强度

HZEZH

2KT1u121.27.13642.71189.82.5745.32MPaH1

2.7b2d12u40482

安全。

(4)齿轮的圆周速度

v

d1n1

601000



61.34320

601000

1.03m/s

查表得8级精度加工时要求圆周速度v6m/s，则设计合宜。

5.2 齿轮各参数的计算

z120,z254,m3mm,a115mm,15.16 分度圆直径：d1mz161.34mm,d2165.62mm 齿顶高：haham133mm

*

齿根高：hfhacm1.2533.75mm

*



*



顶隙：

cc*m0.25m0.75mm

全齿高：hhahf33.756.75mm 齿顶圆直径：

da1d12ha61.342367.34mmda2d22ha165.6223171.62mm

齿根圆直径：

df1d12hf61.3423.7553.84mmdf2d22hf165.6223.75158.12mm

基圆直径：db1d1cos15.1659.2mm db2d2cos15.16159.8mm 齿距：p=m9.4mm 齿厚，齿槽宽：s=e=

p

4.7mm 2

第六章 轴的计设计算

6.1高速轴的设计计算

1．因小齿轮的的直径较小，故设计高速轴为齿轮轴。 计算轴的最小直径： 高速轴用45#钢调质处理，取C=110；

P2.4kW,n320r/min,T71.63Nmd1CP2.4

11021.5mmn320

设计该轴为单键轴，考虑到键槽对轴的削弱，将轴径加大5%， 则 d121.515%mm22.57mm 取 d125mm ；

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩定位，则采用过渡配合固定。

（2）确定轴各段直径和长度（均为估算） 段：d1=25mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm

段:d2=d1+2h=24+2×2×1.5=30mm

初选用7307Ac型角接触球轴承，其宽度为21 mm; 则d3=35mm;

通过密封盖的轴段长度应根据密封盖的宽度而定，取为55mm. 其他各部分尺寸如图:6-1

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=107mm (3)按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知d1=25mm；

Nm； 转矩：T171.63圆周力：Ft

2T1271.63KN5.7KN； d125

11

5.7tan202.15KN； coscos15.16

径向力：FrFttan

下图中L87mm,da40mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。

图6-1 高速轴结构

图6-2 高速轴的弯矩图

1）垂直面的支承反力（图b） F1V

Fr

dL107Faa21501075N L107

F2VFrF1V(21501075)N1075N

2）水平面的支承反力（图c）

F1HF2H

Ft5700

2850N 22

3）绘垂直面的弯矩图（图b）

MaV

'

MaV

L107103

F2V107557.5Nm

22

3

L10710F1V107557.5Nm

22

4）绘水平面的弯矩图（图c） MaH

L107103

F1H2850152.5Nm

22

5）求合成弯矩Ma（图d）

22

MaMaVMaH57.52152.52162.9Nm'MaM

'2

av

2

MaH57.52152.52162.9Nm

6）求轴传递的转矩（图e）

da421035700119N.7m TFt22

7）求危险截面的当量弯矩

从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：

2

T 取0.6, MeMa

2

2

T20.6119.7178Nm MeMa

2

2

8）计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45#钢，调质处理，查表得强度极限B650MPa，许用弯曲应力1b65MPa，则

dMe83.8103

165.523.7mm经校核得知该轴的设计

0.11b0.165

是合理

6.2 低速轴的设计计算

1． 计算轴的最小直径： 低速轴用45#钢调质处理，取C=110；

P2..3kW,n118.5r/min,T185.35Nmd1CP2.3

11029.6mmn118.5

考虑到键槽对轴的削弱，将轴径加大5%， 则 d229.615%mm31.08mm

取 d235mm ；

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩定位，则采用过渡配合固定。

（2）确定轴各段直径和长度（均为估算）

段：d1=35mm 长度取L1=65mm ∵h=2c c=1.5mm

段:d2=d1+2h=35+2×2×1.5=41mm

初选用7309Ac型角接触球轴承，其宽度为25mm; 则d3=45mm;

通过密封盖的轴段长度应根据密封盖的宽度而定，取为55mm.,其他各部分尺寸如图: 6-3

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=111mm

(3)按弯矩复合强度计算：求分度圆直径：已知d2=200mm；转矩：

T225595Nmm；

圆周力：Ft

2T2225595

N2560N； d2200

11

2560tan20931.8N； coscos15

径向力：FrFttan

下图中L111mm,da50mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。

图6-3 低速轴

图6-4 低速轴的弯矩图

1）垂直面的支承反力（图b）

F1V

Fr

dL111Faa931.8465.9N L111

F2VFrF1V931.8465.9465.9N

2）水平面的支承反力（图c）

F1HF2H

Ft25601280N 22

3）绘垂直面的弯矩图（图b）

MaV

'

MaV

L111103

F2V465.925.9Nm

22

3

L11110F1V465.925.9Nm

22

4）绘水平面的弯矩图（图c） MaH

L111103

F1H128071.0Nm

22

5）求合成弯矩Ma（图d）

22

MaMaVMaH25.9271275.6Nm

MM

'

a

'2av

M

2aH

25.97175.6Nm

22

6）求轴传递的转矩（图e）

da50103

256064Nm TFt22

7）求危险截面的当量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：

2

T 取0.6, MeMa

2

2

T75.620.66484.8Nm MeMa

2

2

8）计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45#钢，调质处理，查表得许用弯曲应力：1b65MPa，则

d3

Me84.810

23.5mm

0.11b0.165

经校核得知该轴的设计是合理的。

第七章 键联接的选择及校核计算

键均采用钢，查得键的许用静载荷挤压应力为P125~150MPa。

7.1 高速轴上键的选择及校核

对高速轴上的键选择及校核：先选择：

选择键的宽度b=8mm，高度h=7mm，长度L=40mm。 已知轴的直径d=24mm，传递的转矩T=71.63N·m。

4T471.63103

校核： Pdhl24740853.3MPaP，

7.2 低速轴上键的选择及校核 （1）轴与齿轮的连接

选择键的宽度b=14mm，高度h=9mm，长度L=40mm。 已知轴的直径d=50mm，传递的转矩T=185.35N·m。

校核： 4T4185.35103

Pdhl509401463.4MPaP，（2）轴与联轴器的连接

选择键的宽度b=10mm，高度h=8mm，长度L=56mm。 已知轴的直径d=35mm，传递的转矩T=185.35N·m。

4T4185.35103

校核： Pdhl35856855.2MPaP，

此键安全。

安全。

安全。

第八章 滚动轴承的选择及计算

8.1 高速轴上轴承的选择及校核

（1）因轴的直径为25mm，故选用6206深沟球轴承； 根据已知条件知轴承的预计寿命为： 103001236000小时

由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为： F1V465.9N,F2V465.9N,F1HF2H1280N，则轴承径向载荷为：

2

Fr1F1VF12465.92128021362NH

Fr2FF

2

2V21H

465.912801362N

22

n320r/min，载荷平稳。

（2）计算轴承1、2的当量动载荷

查表得X1X21,Y1Y20 故当量动载荷为：（3）计算轴承的寿命：

由表16-8取ft1,由表16-9取fp1.2,由手册得Cr32.8KN,则轴承的寿命:

632.8103fC1010thLhh420964h>36000h 60nfpP603201.21362

预期寿命足够

6

3

3

P.21362N1X1Fr1Y1Fa1113620926

P2X2Fr2Y2Fa2113620926.21362N

8.2 低速轴上轴承的选择及校核

（1）因轴的直径为35mm，故选用6207深沟球轴承；

根据已知条件知轴承的预计寿命为：103001236000小时

由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为：

F1VF2V465.9N,F1HF2H1280N，则轴承径向载荷为：

2

Fr1F1VF12465.92128021362.2NH

Fr2FF

2

2V21H

465.912801362.2N

22

n1118.5r/min，载荷平稳。

（2）计算轴承1、2的当量动载荷

查表得X1X21,Y1Y20

故当量动载荷为

P1X1Fr1Y1Fa111362.20926.3N1362.2N

P2X2Fr2Y2Fa211362.20926.3N1362.2N

（3）计算轴承的寿命：由表16-8取ft1,由表16-9取fp1.2,由手册得

Cr47.5KN,则轴承的寿命:

647.5103fC1010thLhh>36000h 1.21362h345099960nfpP60118.5.2

预期寿命足够 633

第九章 联轴器的选择

已知低速轴的功率为P=2.3kW，转速n=118.5r/min，转矩T=185.35Nm

为了缓和冲击和减轻振动，选用弹性柱销联轴器。

由课本表17-1得工作情况系数为：KA1.5，故计算转矩为：

TCKAT1.5185.35278Nm

根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取弹性柱销联轴器LX2，公称转矩为560N/m材料为钢时，许用转速为6300r/min，轴孔直径30-35mm,合适。

第十章 减速器箱体尺寸及结构的确定

10.1 箱体尺寸的设计

箱座壁厚：0.025a18mm 取10mm

箱盖壁厚：10.02a18mm 取110mm

箱座凸缘厚度： b1.51.51015mm

箱盖凸缘厚度：b11.511.51015mm

箱座底凸缘厚度：b22.52.51025mm

地脚螺栓直径：df0.036a120.0361151216.1mm

取df16mm

地脚螺栓数目：由a

轴承旁联接螺栓直径：d10.75df0.751612mm

取d112mm

箱盖与箱座联接螺栓直径：d20.5df8mm 取标准系列为d28mm 联接螺栓d2的间距: L=180mm;

轴承端盖螺栓直径：d36.4mm

窥视孔盖螺钉直径：d40.3df0.316mm4.8mm

定位销直径：d0.8d20.88mm6.4mm

螺栓扳手空间与凸缘宽度

安装螺栓直径 dx

至外壁箱距离

至凸缘边距离

沉头座直径

凸台高度：h=47mm;

大齿轮顶圆与内壁距离：11.2 取112mm

齿轮端面与内壁距离：2 取210mm

箱盖箱座肋厚：m10.8518.5mm,m0.858.5mm

轴承端盖外径：

c1min M8 13 11 20 M12 18 16 26 c2min Dcmin D21D15~5.5d3623294mmD22D25~5.5d38032112mm

10.2 箱体各部件结构的设计

箱体

减速器箱体是支承轴系部件，保证传动零件正确啮合，良好润滑和密封的基础零件，应具有足够的强度和刚度。因任务要求无铸造设备，所以箱体采用锻造加工。为保证减速器支承刚度，箱体轴承座应有足够厚度，并设置加强肋。轴承旁联接螺栓凸台有利于提高轴承座孔的联接刚度，凸台高度由联接螺栓的扳手空间决定。箱座与箱盖联接凸缘要有一定厚度，以保证箱座与箱盖联接刚度，箱体剖分面要加工平整。箱体内的浸油高度为一个齿高,为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30—50mm,在本次设计中设计其距离为30mm。

轴承密封

对有轴穿出的轴承盖与轴之间应有密封件，以防止润滑剂外漏及外界灰尘、水分渗入，保证轴承的正常工作，所选轴承在已知工作条件下均采用油润滑。

观察孔

减速器安装完毕以后，为检查箱体内传动零件的啮合与润滑情况和向箱体内加润滑油，须在传动件上方设置观察孔，在允许条件下，观察孔应设计的大些。

通气器

通气器安装在观察孔盖上。采用带有过滤网的通气器，以避免箱体外灰尘、杂物吸入箱内影响润滑。

起吊装置

为方便拆卸，箱体一定要有起吊装置。本设计选用在箱盖上加装吊环。

第十一章 设计小结

通过本次机械设计课程设计，我近一步加深了对机械知识的认识，自己有了很大的提高，感觉进步了很多，在设计过程中得到了老师和同学的极大帮助，不仅学习到了很多机械方面的东西，也加深了师生之间的交流。

主要感觉搞机械设计比较难，要花费大量的时间和精力，在设计过程中遇到了很多的难题，但通过查资料和问同学老师都一一解决了。从而真正认识到了自己的不足，才有真正的进步和提高。刚开始设计时对一切都很迷茫，感觉什么

都不会，没有合理利用时间，但是后来开始努力设计，每天不停的工作，最后提前完成了任务，感觉还是有一些成就感的。

总的来说设计是一项很辛苦的工作，这次设计不仅锻炼了自己的耐心，而且锻炼了自己的意志力，只要一步一步的做下去你可以发现其实机械设计并不是想象中的那么可怕，最重要的是态度要认真，要不断的坚持！整个设计过程可以说是受益匪浅，对减速装置有了更加深入的了解，对以后学习和工作帮助很大，最后还要感谢在设计过程中给予我很大帮助的老师和其他一些同学，谢谢你们！

参考文献

[1]王之烁 王大康主编《机械设计综合教程设计》。机械工业出版社

[2] 杨可桢，程光蕴，李仲生编著。机械设计基础（第五版）。高等教育出版社

目 录

目录……………………………………………………………………1 设计任务书……………………………………………………………2 第一章 传动方案的拟定及说明…………………………………3 第二章 电动机的选择………………………………………………4

2.1选择电动机的类型 ………………………………………………5 2.3 选择电动机的容量 ……………………………………………5 2.3 确定电动机的转速 ……………………………………………5

第三章 计算传动装置的运动和动力参数 ……………………6

3.2 分配传动比 ……………………………………………………7

3.2 传动和动力参数计算……………………………………8

第四章 V带传动的设计…………………………………………9 第五章 齿轮的设计计算 ………………………………………10

5.1 齿轮的设计与校核……………………………………………11 5.2 齿轮各参数的计算……………………………………………12

第六章 轴的设计计算……………………………………………13

6.1 高速轴的设计计算 … ………………………………………15 6.2 低速轴的设计计算……………………………………………17

第七章 键联接的选择及校核计算………………………………18

7.1 高速轴上键的选择及校核……………………………………19 7.2 低速轴上键的选择及校核……………………………………19

第八章 滚动轴承的选择及计算…………………………………19

8.1 高速轴上轴承的选择及校核…………………………………19 8.2 低速轴上轴承的选择及校核 …………………………………20

第九章 联轴器的选………………………………………………20 第十章 减速器箱体尺寸的确定…………………………………21

10.1 箱体尺寸的设计……………………… ……………………22 10.2 箱体各部件结构的设计…………………… ………………22

第十一章 设计小结………………………………………………23 参考文献………………………………………………………………24

..

（4）生产批量 小批量生产.

2.设计任务

1)选择电动机型号；

2)确定带传动的主要参数及尺寸； 3)设计减速器； 4)选择联轴器 3.具体作业

1)减速器装配图一张；

2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； 3)设计说明书一份。

第一章 传动方案的拟定及说明

机械装置总体设计方案通常按照以下设计原则确定：

（1） 保证机械装置功能实现的质量，要求设计原理正确，实现方法合理，满

足产品功能品质需求。

（2） 满足相关的安全可靠性指标，这些指标应包括在正常工作条件下，对产

品本身既操作者的安全提供保证。

（3） 设计产品在工艺上要求加工装配易于实现，同时具有良好的经济性。我

们要力求简化设计对象的施工工艺，是生产过程简单，周期短，成本低。 （4） 在使用维护中，要求设备在较短时间内，能完成指定的维护过程，通常

以设备的平均无故障时间和最大检修时间作为基准维护指标。 （5） 技术经济性是以产品的技术价值与经济价值纸币来衡量，产品技术含量

高越、价格成本越低，其技术经济性越好。

（6） 创新性决定了产品的自由知识产权含量，是评价设计水平的重要依据之

一。应按照创新思维方式进行独创新兴的优秀设计产品，发挥主观能动性，勇于创新

统计表明，50%的质量事故使设计失误造成的，60%~70%的产品陈品取决于设计，机械设计在产品的全寿命周期中起着十分重要的作用。因此，在设计中应遵循设计原则，把我设计方向是十分重要的.

故传动方案的拟定及说明如下：由设计任务书可以知道所要设计的带式运输机传动装置主要由电动机、带传动、闭式齿轮传动和运输带组成。由运输机滚筒轴功率先计算出所需要的电动机的功率，从而计算出总的传动比。因带传动和闭式齿轮传动都可以起到减速的作用，因此要合理分配传动比。

先设计带传动，接下来最主要的任务就是合理设计减速器。减速器的设计主 要分为齿轮传动的设计、轴的设计及校核、轴上零件的选择、键的校核、轴承的校核等等。减速器齿轮采用硬齿面，由弯曲强度设计，由接触强度校核。同一减速器内各级大、小齿轮材料最好对应相同，以减少材料牌号和简化工艺要求。齿轮传动的几何参数和尺寸应分别进行圆整、标准化或计算，并保留其精确值。在设计轴时要考虑到其与箱体的配合，合理设计直径和长度。传动件、箱体、轴及轴承盖的结构布局和主要尺寸通过画草图初步确定。要注意各个部

件之间的距离，以免发生碰撞。在箱体内部零件都设计好之后就要计算箱体外部各零件的尺寸。箱体外部零件的尺寸可根据已有公式计算得到，在需要选择的地方，要注意该零件与其它零件的配合，扳手空间等等。至于减速器上一些标准件无须计算， 直接查表选取合适的即可。画出任务中要求的零件图，装配图,最后写出设计书，准备答辩。

第二章 电动机的选择

2.1 选择电动机的类型

根据工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防止灰尘，铁屑或其他杂物侵入电动机内部之特点，工作环境温度不超过40度，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000 m,额定电压380V，频率50Hz。

2.2 选择电动机的容量

电动机所需工作功率为：Pd=

Pw



传动装置的总效率为=13·2·3·4

滚动轴承效率（三对）1=0.99，闭式齿轮传动效率2=0.97，带传动效率

3=0.96，联轴器效率4=0.99，代入得： =0.993·0.97·0.96·0.99=0.895 工作机需要的输入功率：

Pw=

FV

W

=

13501.6

=2.25 KW

0.96

所需电动机功率为：

Pd=

Pw



=

2250

= 2.5 KW 0.895

因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为3kW。

2.3 确定电动机的转速

已知滚筒轴工作转速nw=117.6 r/min。

'

一般带传动的传动比i1'=2~4，一级圆柱齿轮减速器传动比i2 5，即为2~5，'

则总传动比的范围为 i'=4~20,故电动机的转速可选范围为：nd= i'nw=(4~20)

117.6 r/min=470.4~2352 r/min,符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min。选定电动机型号为

方案 1 2 3

电动机型号 Y132M-8 Y132S-6 Y100L2-4

额定功率 3KW 3KW 3KW

同步转速/满载转

速

750/710 1000/960 1600/1420

三种方案中，经过各种条件的对比，选定电动机型号为Y132S-6。

第三章 计算传动装置的运动和动力参数

3.1 分配传动比

(1)总传动比 i=

nm960 ==8.2 117.6nw

(2)分配传动装置各级传动比、

取带的传动比为 i1=3,则闭式齿轮的传动比 i2为:

i2=i=8.2=2.7

3i1

3.2 传动和动力参数计算

电动机轴：

Pd= 2.5 kW

n=nm= 960 r/min Td= 9550

pd2.5=9550=24.87N·m

960nd

1轴（高速轴）：

P1= Pd3= 2.4K W

n1=

ni1

=

960

=320 r/min 3

T1=Td3i1=71.63N·m 2轴（低速轴）

P2=P1122= 2.3W n2=

n1320=r/min = 118.5r/min 2.7i2

T2= T1122i2 =185.35N·m 3（滚筒轴） P3=P23=2.25KW

n2=

n1

= 118.5 r/min i2

T2= T1122i2 =181.33 N·m

根据以上计算列表如下：

各个轴的运动和动力参数

功率p/kw 转矩T/N.m

轴名 输入 输出 输入 输出 电动机轴 2.5 24.87 高速轴 2.4 2.376 71.63 70.91 低速轴 2.3 2.28 185.35 183.5 滚筒轴 2.25 2.23 181.3 179.5

表二

转速n/(r/min) 960 320 118.5 118.5 传动比i 3 2.7 1

效率 0.96 0.96 0.98

第四章 V带传动的设计

先假设选取普通V带：根据电动机的转速n=960r/min, 高速轴的转速n=320r/min,高速轴的输入功率P=2.5kw,两班制工作，每天工作19.73个小时，载荷平稳。故，对普通V带的设计如下：

（1）求计算功率PC

查表得工作情况系数：KA1.3

V带的功率：PCKAP11.32.53.25KW （2）选V带型号

根据PC3.25KW，n960r/min根据课本查此坐标位于A型区域，故选用A型普通V带

（3）大，小带轮基准直径d2、d1，d1应不小于75mm 现取d1=100 mm, 取V带的滑动率0.02 则d2

n

•d1(1)960100(10.02)mm294mmn1320

取d2300mm （4）验算带速V：

V

d1n1

601000



3.14100960

5.03m/s

601000

带速在5~25m/s范围内，带速合适。 （5） 求V带的基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距:

a0=1.5(d1+d2)=1.5（100+300）mm=600mm 现取a0=600mm

符合： 0. 7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)

0. 7(100+300)≤a0≤2×(100+300) 所以有：280mm≤a0≤800mm 故现取a0=600mm合适 则计算V带的长度：

(d2d1)2

L0=2a0+(d1d2)

24a0 =1200+628.3+16.67mm

=1845mm

根据课本表13-2取Ld=2000mm 则实际中心距：a =a0(6)验算小带轮包角1

a1180o

d2d1300100

57.3o180o57.3o160.9o120o a677.5

LdL0

60077.5mm677.5mm 2

合理

（7）求V带的根数Z

由表（13-3）取单根V带的基本额定功率：Pv=0.96kw 的传动比i=

d2300

==3.06

d1110010.02由表（13-5）取单根V带额定功率的增量△Pv=0.11KW 根据课本表（13-7）得Kα=0.95 根据课本表（13-2）KL=1.01 所以， Z=

PC3.25

==3.2 0.960.110.951.01P0P0KKL

选取带的根数为Z=4

(8)作用在带轮轴上的压力FQ 由表13-1得q=0.1kg/m

单根普通V带的初拉力：

F0

500Pc2.55003.252.5

(1)qv2(1)0.15.032N128.2N ZvK45.030.95

作用在轴上的压力FQ：

1160.9

N=1011.4N FQ=2 ZF0sin=24128.2sin

22

第五章

齿轮的设计计算

5.1齿轮的设计与校核

已知齿轮为斜齿圆柱齿轮，传动比为 i=2.7，传递功率P=2.4 kW，

n1=320r/min。

（1）选择材料及确定许用应力

小齿轮采用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56-62 HRC，Hlim1= 1500 MPa,FE=850 MPa；

大齿轮采用20Cr 渗碳淬火，齿面硬度为56~62 HRC, Hlim2=1500 MPa,

FE=850 MPa

由表11-5取SF=1.25，SH=1； 由表11-4取ZH=2.5，ZE=189.8； 则 F1=F2=

FE1

SF

=

850

MPa =680 MPa； 1.25

H1=H2=Hlin1= 1500 MPa =1500MPa；

SH

1

（2）按轮齿弯曲强度设计计算

设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.2，齿宽系数d=0.6 小齿轮上的转矩： T1 =9.55106

2.4

N·mm =71.63104 N·m， 320

初选螺旋角 =12 取z1=20，z2=202.7 = 54； 则实际传动比 i=

54

=2.7； 20

查表11-8得YFa1=2.88，YFa2=2.33； 查表11-9得YSa1=1.56，YSa2=1.70；

YFa1YSa1

F1=

2.881.56

=0.0066；

6802.331.70

=0.0058；

680

YFa2YSa2

F2=

由

YFa1YSa1

F1>

YFa2YSa2

F2

故应对小齿轮进行弯曲强度计算。 m4

2KT1YFa1YSa121.27.163

0.0066mmCOS12 12=22

0.620dZ1F1=1.65mm;

由表4-1取m=3mm；

m(z1z2)

113.5mm;取圆整a=115mm 中心矩： a=

2COS12确定螺旋角m(z1z2)3(2054)

15.16 2a2*115

分度圆直径： d1=m

z1

=61.34mm;

COS15.16

齿宽： b=dd1=0.661.34mm=36.8mm; 取b2=40mm, b1=48mm; (3)验算齿面接触强度

HZEZH

2KT1u121.27.13642.71189.82.5745.32MPaH1

2.7b2d12u40482

安全。

(4)齿轮的圆周速度

v

d1n1

601000



61.34320

601000

1.03m/s

查表得8级精度加工时要求圆周速度v6m/s，则设计合宜。

5.2 齿轮各参数的计算

z120,z254,m3mm,a115mm,15.16 分度圆直径：d1mz161.34mm,d2165.62mm 齿顶高：haham133mm

*

齿根高：hfhacm1.2533.75mm

*



*



顶隙：

cc*m0.25m0.75mm

全齿高：hhahf33.756.75mm 齿顶圆直径：

da1d12ha61.342367.34mmda2d22ha165.6223171.62mm

齿根圆直径：

df1d12hf61.3423.7553.84mmdf2d22hf165.6223.75158.12mm

基圆直径：db1d1cos15.1659.2mm db2d2cos15.16159.8mm 齿距：p=m9.4mm 齿厚，齿槽宽：s=e=

p

4.7mm 2

第六章 轴的计设计算

6.1高速轴的设计计算

1．因小齿轮的的直径较小，故设计高速轴为齿轮轴。 计算轴的最小直径： 高速轴用45#钢调质处理，取C=110；

P2.4kW,n320r/min,T71.63Nmd1CP2.4

11021.5mmn320

设计该轴为单键轴，考虑到键槽对轴的削弱，将轴径加大5%， 则 d121.515%mm22.57mm 取 d125mm ；

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩定位，则采用过渡配合固定。

（2）确定轴各段直径和长度（均为估算） 段：d1=25mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm

段:d2=d1+2h=24+2×2×1.5=30mm

初选用7307Ac型角接触球轴承，其宽度为21 mm; 则d3=35mm;

通过密封盖的轴段长度应根据密封盖的宽度而定，取为55mm. 其他各部分尺寸如图:6-1

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=107mm (3)按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知d1=25mm；

Nm； 转矩：T171.63圆周力：Ft

2T1271.63KN5.7KN； d125

11

5.7tan202.15KN； coscos15.16

径向力：FrFttan

下图中L87mm,da40mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。

图6-1 高速轴结构

图6-2 高速轴的弯矩图

1）垂直面的支承反力（图b） F1V

Fr

dL107Faa21501075N L107

F2VFrF1V(21501075)N1075N

2）水平面的支承反力（图c）

F1HF2H

Ft5700

2850N 22

3）绘垂直面的弯矩图（图b）

MaV

'

MaV

L107103

F2V107557.5Nm

22

3

L10710F1V107557.5Nm

22

4）绘水平面的弯矩图（图c） MaH

L107103

F1H2850152.5Nm

22

5）求合成弯矩Ma（图d）

22

MaMaVMaH57.52152.52162.9Nm'MaM

'2

av

2

MaH57.52152.52162.9Nm

6）求轴传递的转矩（图e）

da421035700119N.7m TFt22

7）求危险截面的当量弯矩

从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：

2

T 取0.6, MeMa

2

2

T20.6119.7178Nm MeMa

2

2

8）计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45#钢，调质处理，查表得强度极限B650MPa，许用弯曲应力1b65MPa，则

dMe83.8103

165.523.7mm经校核得知该轴的设计

0.11b0.165

是合理

6.2 低速轴的设计计算

1． 计算轴的最小直径： 低速轴用45#钢调质处理，取C=110；

P2..3kW,n118.5r/min,T185.35Nmd1CP2.3

11029.6mmn118.5

考虑到键槽对轴的削弱，将轴径加大5%， 则 d229.615%mm31.08mm

取 d235mm ；

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩定位，则采用过渡配合固定。

（2）确定轴各段直径和长度（均为估算）

段：d1=35mm 长度取L1=65mm ∵h=2c c=1.5mm

段:d2=d1+2h=35+2×2×1.5=41mm

初选用7309Ac型角接触球轴承，其宽度为25mm; 则d3=45mm;

通过密封盖的轴段长度应根据密封盖的宽度而定，取为55mm.,其他各部分尺寸如图: 6-3

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=111mm

(3)按弯矩复合强度计算：求分度圆直径：已知d2=200mm；转矩：

T225595Nmm；

圆周力：Ft

2T2225595

N2560N； d2200

11

2560tan20931.8N； coscos15

径向力：FrFttan

下图中L111mm,da50mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。

图6-3 低速轴

图6-4 低速轴的弯矩图

1）垂直面的支承反力（图b）

F1V

Fr

dL111Faa931.8465.9N L111

F2VFrF1V931.8465.9465.9N

2）水平面的支承反力（图c）

F1HF2H

Ft25601280N 22

3）绘垂直面的弯矩图（图b）

MaV

'

MaV

L111103

F2V465.925.9Nm

22

3

L11110F1V465.925.9Nm

22

4）绘水平面的弯矩图（图c） MaH

L111103

F1H128071.0Nm

22

5）求合成弯矩Ma（图d）

22

MaMaVMaH25.9271275.6Nm

MM

'

a

'2av

M

2aH

25.97175.6Nm

22

6）求轴传递的转矩（图e）

da50103

256064Nm TFt22

7）求危险截面的当量弯矩从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：

2

T 取0.6, MeMa

2

2

T75.620.66484.8Nm MeMa

2

2

8）计算危险截面处轴的直径

轴的材料为45#钢，调质处理，查表得许用弯曲应力：1b65MPa，则

d3

Me84.810

23.5mm

0.11b0.165

经校核得知该轴的设计是合理的。

第七章 键联接的选择及校核计算

键均采用钢，查得键的许用静载荷挤压应力为P125~150MPa。

7.1 高速轴上键的选择及校核

对高速轴上的键选择及校核：先选择：

选择键的宽度b=8mm，高度h=7mm，长度L=40mm。 已知轴的直径d=24mm，传递的转矩T=71.63N·m。

4T471.63103

校核： Pdhl24740853.3MPaP，

7.2 低速轴上键的选择及校核 （1）轴与齿轮的连接

选择键的宽度b=14mm，高度h=9mm，长度L=40mm。 已知轴的直径d=50mm，传递的转矩T=185.35N·m。

校核： 4T4185.35103

Pdhl509401463.4MPaP，（2）轴与联轴器的连接

选择键的宽度b=10mm，高度h=8mm，长度L=56mm。 已知轴的直径d=35mm，传递的转矩T=185.35N·m。

4T4185.35103

校核： Pdhl35856855.2MPaP，

此键安全。

安全。

安全。

第八章 滚动轴承的选择及计算

8.1 高速轴上轴承的选择及校核

（1）因轴的直径为25mm，故选用6206深沟球轴承； 根据已知条件知轴承的预计寿命为： 103001236000小时

由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为： F1V465.9N,F2V465.9N,F1HF2H1280N，则轴承径向载荷为：

2

Fr1F1VF12465.92128021362NH

Fr2FF

2

2V21H

465.912801362N

22

n320r/min，载荷平稳。

（2）计算轴承1、2的当量动载荷

查表得X1X21,Y1Y20 故当量动载荷为：（3）计算轴承的寿命：

由表16-8取ft1,由表16-9取fp1.2,由手册得Cr32.8KN,则轴承的寿命:

632.8103fC1010thLhh420964h>36000h 60nfpP603201.21362

预期寿命足够

6

3

3

P.21362N1X1Fr1Y1Fa1113620926

P2X2Fr2Y2Fa2113620926.21362N

8.2 低速轴上轴承的选择及校核

（1）因轴的直径为35mm，故选用6207深沟球轴承；

根据已知条件知轴承的预计寿命为：103001236000小时

由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面内的力分别为：

F1VF2V465.9N,F1HF2H1280N，则轴承径向载荷为：

2

Fr1F1VF12465.92128021362.2NH

Fr2FF

2

2V21H

465.912801362.2N

22

n1118.5r/min，载荷平稳。

（2）计算轴承1、2的当量动载荷

查表得X1X21,Y1Y20

故当量动载荷为

P1X1Fr1Y1Fa111362.20926.3N1362.2N

P2X2Fr2Y2Fa211362.20926.3N1362.2N

（3）计算轴承的寿命：由表16-8取ft1,由表16-9取fp1.2,由手册得

Cr47.5KN,则轴承的寿命:

647.5103fC1010thLhh>36000h 1.21362h345099960nfpP60118.5.2

预期寿命足够 633

第九章 联轴器的选择

已知低速轴的功率为P=2.3kW，转速n=118.5r/min，转矩T=185.35Nm

为了缓和冲击和减轻振动，选用弹性柱销联轴器。

由课本表17-1得工作情况系数为：KA1.5，故计算转矩为：

TCKAT1.5185.35278Nm

根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取弹性柱销联轴器LX2，公称转矩为560N/m材料为钢时，许用转速为6300r/min，轴孔直径30-35mm,合适。

第十章 减速器箱体尺寸及结构的确定

10.1 箱体尺寸的设计

箱座壁厚：0.025a18mm 取10mm

箱盖壁厚：10.02a18mm 取110mm

箱座凸缘厚度： b1.51.51015mm

箱盖凸缘厚度：b11.511.51015mm

箱座底凸缘厚度：b22.52.51025mm

地脚螺栓直径：df0.036a120.0361151216.1mm

取df16mm

地脚螺栓数目：由a

轴承旁联接螺栓直径：d10.75df0.751612mm

取d112mm

箱盖与箱座联接螺栓直径：d20.5df8mm 取标准系列为d28mm 联接螺栓d2的间距: L=180mm;

轴承端盖螺栓直径：d36.4mm

窥视孔盖螺钉直径：d40.3df0.316mm4.8mm

定位销直径：d0.8d20.88mm6.4mm

螺栓扳手空间与凸缘宽度

安装螺栓直径 dx

至外壁箱距离

至凸缘边距离

沉头座直径

凸台高度：h=47mm;

大齿轮顶圆与内壁距离：11.2 取112mm

齿轮端面与内壁距离：2 取210mm

箱盖箱座肋厚：m10.8518.5mm,m0.858.5mm

轴承端盖外径：

c1min M8 13 11 20 M12 18 16 26 c2min Dcmin D21D15~5.5d3623294mmD22D25~5.5d38032112mm

10.2 箱体各部件结构的设计

箱体

减速器箱体是支承轴系部件，保证传动零件正确啮合，良好润滑和密封的基础零件，应具有足够的强度和刚度。因任务要求无铸造设备，所以箱体采用锻造加工。为保证减速器支承刚度，箱体轴承座应有足够厚度，并设置加强肋。轴承旁联接螺栓凸台有利于提高轴承座孔的联接刚度，凸台高度由联接螺栓的扳手空间决定。箱座与箱盖联接凸缘要有一定厚度，以保证箱座与箱盖联接刚度，箱体剖分面要加工平整。箱体内的浸油高度为一个齿高,为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30—50mm,在本次设计中设计其距离为30mm。

轴承密封

对有轴穿出的轴承盖与轴之间应有密封件，以防止润滑剂外漏及外界灰尘、水分渗入，保证轴承的正常工作，所选轴承在已知工作条件下均采用油润滑。

观察孔

减速器安装完毕以后，为检查箱体内传动零件的啮合与润滑情况和向箱体内加润滑油，须在传动件上方设置观察孔，在允许条件下，观察孔应设计的大些。

通气器

通气器安装在观察孔盖上。采用带有过滤网的通气器，以避免箱体外灰尘、杂物吸入箱内影响润滑。

起吊装置

为方便拆卸，箱体一定要有起吊装置。本设计选用在箱盖上加装吊环。

第十一章 设计小结

通过本次机械设计课程设计，我近一步加深了对机械知识的认识，自己有了很大的提高，感觉进步了很多，在设计过程中得到了老师和同学的极大帮助，不仅学习到了很多机械方面的东西，也加深了师生之间的交流。

主要感觉搞机械设计比较难，要花费大量的时间和精力，在设计过程中遇到了很多的难题，但通过查资料和问同学老师都一一解决了。从而真正认识到了自己的不足，才有真正的进步和提高。刚开始设计时对一切都很迷茫，感觉什么

都不会，没有合理利用时间，但是后来开始努力设计，每天不停的工作，最后提前完成了任务，感觉还是有一些成就感的。

总的来说设计是一项很辛苦的工作，这次设计不仅锻炼了自己的耐心，而且锻炼了自己的意志力，只要一步一步的做下去你可以发现其实机械设计并不是想象中的那么可怕，最重要的是态度要认真，要不断的坚持！整个设计过程可以说是受益匪浅，对减速装置有了更加深入的了解，对以后学习和工作帮助很大，最后还要感谢在设计过程中给予我很大帮助的老师和其他一些同学，谢谢你们！

参考文献

[1]王之烁 王大康主编《机械设计综合教程设计》。机械工业出版社

[2] 杨可桢，程光蕴，李仲生编著。机械设计基础（第五版）。高等教育出版社