【正文】 度17機座底凸緣厚度地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑15機蓋與機座聯(lián)結螺栓直徑10聯(lián)接螺栓的間距150軸承端蓋螺釘直徑8窺視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑至外機壁距離26，22,1至凸緣邊緣距離24,20,14軸承旁凸臺半徑24外機壁至軸承座端面距離++(812)大齒輪頂圓（蝸輪外圓）與內機壁距離齒輪端面與內機壁距離11機蓋機座座肋厚軸承端蓋外徑150軸承端蓋凸緣厚度t軸承旁聯(lián)接螺栓距離s1計算結果項目名稱結果工作機功率主動軸功率電動機功率 Kw主動軸轉速960r/min總效率總傳動比蝸桿功率渦輪功率 Kw蝸桿轉矩渦輪軸轉矩 中心距200mm模數(shù)渦輪軸長度290mm蝸桿長度534mm渦輪軸軸承型號30212蝸桿軸承型號7007AC渦輪定位鍵20*12*7012 設計小結課程設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，更是是我們邁向社會，從事工作前一個必不少的過程。查得油的粘度等級為320（GB/T149061994）由于是采用蝸桿下置式，所以采用浸油潤滑，在箱體內裝上潤滑油，使蝸桿浸在其中。查得平鍵的驗算公式為 鍵、軸材料為鋼，輪轂的材料是鑄鐵，鑄鐵的許用壓力較小。軸承的驗算計算過程及說明結果,1兩軸承承受的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面，如右圖將軸系部件受到的空間力系分解為水平面，如上圖查軸承的有關系數(shù) e=, Y=。因此[]故此軸的各項要求是安全的。、渦輪軸的校核首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。取。、初步選擇滾動軸承。其厚度mm，則取mm。所以以下只列出了蝸桿的詳細參數(shù)。蝸輪蝸桿的傳動比： 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，在校核齒根彎曲強度。缺點是效率低，發(fā)熱量較大，不適合于傳遞較大功率。 傳動簡圖 已知條件：帶拉力F=2300N。設計使用期限8年（每年工作日300天），兩班制工作，單向運轉，空載起動，運輸機工作平穩(wěn)，大修期為3年。課程設計的內容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術要求、工作要求等）設計一用于帶式運輸機上的傳動及減速裝置。 校核軸的強度軸承的驗算鍵的驗算潤滑的選擇蝸桿傳動的熱平衡計算1箱體及附件的結構設計12 設計小結13參 考 文 獻1 設計題目帶式運輸機傳動裝置的蝸桿減速器設計2前言 題目分析 采用聯(lián)軸器將蝸桿和電動機相連，采用蝸桿下置式，因為蝸桿的具有減速的作用，因此將蝸桿通過聯(lián)軸器與帶輪連接，從而將電動機的轉速通過蝸桿減速器傳到帶輪上，驅動帶輪運動，從而傳遞載荷。傳動簡圖（附后）采用一級蝸輪蝸桿減速器，優(yōu)點是傳動比較大，結構緊湊，傳動平穩(wěn)，噪音小，適合于繁重及惡劣條件下長期工作。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。所以蝸輪齒根彎曲疲勞強度是滿足要求的因為蝸桿的結構單一，幾何參數(shù)為所查資料得，不需對蝸桿的結構及剛度做特別設計和驗算。輪幅打均分的六個圓孔，直徑取為25mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1—2段的長度應比略短一些，現(xiàn)取 。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h，取h= ，則軸環(huán)處的直徑。、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑均為2mm。軸的抗彎截面系數(shù)取==34300前已選定軸的材料為45號鋼，調質處理，查得[]=60MPa。而結構設計簡圖中，該處的軸徑為 ，故強度足夠。==鍵的驗算計算過程及說明結果 由前面軸的設計得出的軸上鍵的選擇為蝸輪周向定位的鍵為A型平鍵規(guī)格為，半聯(lián)軸器周向定位為A型平鍵為。 A型平鍵不符合要求因此用雙鍵C型平鍵符合要求潤滑的選擇計算過程及說明結果 由前已計算出蝸桿傳動的相對滑動速度查得潤滑方式用油池潤滑，油的運動粘度為350。1箱體及附件的結構設計