圆锥—圆柱齿轮减速器课程设计说明.doc

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1、安徽科技学院机电与车辆工程学院机械设计课程设计说明书 班级:车辆工程104班 学号:1608100403 姓名:陈涛 指导老师:陈丰目录一、设计任务书31.1传动方案示意图31.2原始数据31.3工作条件31.4工作量3二、传动系统方案的分析4三、电动机的选择与传动装置运动和参数的计算43.1 电动机的选择43.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配53.3计算传动装置的运动和动力参数6四、传动零件的设计计算74.1斜齿圆柱齿轮传动的设计74.2直齿圆锥齿轮传动设计12五、轴的设计计算165.1输入轴（I轴)的设计.165.2输出轴（III轴)的设计195.3中间轴（II轴）的设计21六、

2、键的校核267.1输入轴键计算267.2中间轴键计算277.3输出轴键计算27七、联轴器的选择28八、润滑与密封28九、减速器附件的选择以及箱体结构尺寸的确定28十、设计小结30十一、参考文献30一、设计任务书1.1传动方案示意图 1.2原始数据 （题号_E3_）班级序号12345678910题号E1E2E3E4E5E6E7E8E9E10运输带工作拉力F/N2600255025002350240023002450220021002000运输带工作速度v (m/s)1.401.351.451.251.301.251.301.201.201.50卷筒直径D(mm)32030031026030029

3、0280280270260 1.3工作条件 连续单向运转，载荷较平稳，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为5%。1.4工作量 1、传动系统方案的分析； 2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 3、传动零件的设计计算； 4、轴的设计计算； 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核； 6、键联接和联轴器的选择及校核； 7、减速器箱体，润滑及附件的设计； 8、装配图和零件图的设计； 9、设计小结； 10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合

4、理的。其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和参数的计算3.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率=FV/1000 F-工作机阻力 v-工作机线速度 (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 -滚动轴承传动效率取0.98 -圆锥齿轮传动效率取0.95 -圆柱齿轮传动效率取0.97 -联轴器效率取0.99 -卷筒效率取0.96 = （3）确定电动机的额定功率 因载

5、荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5.5Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 =601000V/D=6010001.45/（3.14310）=89.38r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-22，故电动机的转速的可选范围为 =(8-22） =715.041966.36r/min。 可见同步转速为750r/min ,1000r/min,1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为750r/min ,1000r/min ,1500r/min的三种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和

6、传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。 表2 电动机方案比较表（指导书 表16-1）方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置总传动比同步满载1Y132S-45.5150014406816.112Y132M2-65.510009608410.743Y160M2-85.57507201198.06 由表中数据可知，方案1的总传动过小，故不符合。综合考虑，选定电动机型号为Y132M2-6，外伸轴径：D=38mm;外伸轴长度： E=80mm。3.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比 =960/89.38=10.74 2、分配各级传动比

7、高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 =2.685 =43.3计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） =960r/min =960/2.685=357.54/min /=357.54/4=89.39r/min =89.39r/min 2、各轴输入功率 =4.488kw =4.178kw =3.972kw =.=3.853kw 3、各轴转矩 =44.65N.m =111.60N.m =424.35N.m =411.48N.m 将计算结果汇总列表如下表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III工作

8、机轴IV转速（r/min）960960357.5489.3989.39功率（kw）5.54.4884.1783.9723.853转矩()45.1044.65111.60424.35411.48传动比12.6854.01效率0.990.930.950.97 四、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为4.178kw、小齿轮转速为=357.54r/min、齿数比为4。工作寿命10年（设每年工作300天），单班工作制，带式输送，工作平稳，环境最高温度，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7

9、级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1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240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 初选螺旋角。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算（1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.62） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.4353） 查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 4） 查教材图表（图10-26）得 =0.765 =0.88 =1.6455） 由教材公式10-13计算应力值环数N=60 j =60357.

10、541（2830010）=1.029710h N=0.2574X10h6） 查教材10-19图得：K=1.0 K=1.087） 查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa 8） 由教材表10-7查得齿宽系数=19） 小齿轮传递的转矩=95.510=9550X4178/357.54=111.60N.m10） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=1.0650=650=1.08550=594 许用接触应力为 （2） 设计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径 =2） 计算圆周速度0.994m/s3） 计算齿宽b及模数b=150.34=53.11

11、mm =4) 计算齿宽与高之比 齿高h= =2.252.2.34=5.265 = =10.0875) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318122tan=1.7446) 计算载荷系数K 系数=1，根据V=0.994m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.03 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.2 由教材图表(表10-4）查得=1.420 查教材图表（图10-13）得=1.18 所以载荷系数 =1.7557) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =8) 计算模数 = 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式设计（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷

12、系数 =1.4582） 根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.883） 计算当量齿数 =24.08=96.334） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.6476 ，=2.187345） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.5808 ，=1.786336） 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=400MPa 。7） 查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.88 8） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 = =9） 计算大、小齿轮的

13、，并加以比较 大齿轮的数值大.选用.（2） 设计计算1） 计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.0mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=54.97来计算应有的齿数.2）计算齿数 z=26.67 取z=26 那么z=426=104 4、几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=133.98将中心距圆整为135mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arcc

14、os 因值改变不多,故参数,等不必修正.（3） 计算大.小齿轮的分度圆直径 d=53.6 d=214.4（4） 计算大.小齿轮的齿顶圆直径、齿根圆直径 h*at = h*ancos ， c*t = c*ancos h*an=1，C*n=0.3 （5） 计算齿轮宽度 B= 取 （6） 结构设计 大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径大于160mm 而又小于500mm。故 采用腹板式结构其零件图如下图二、斜齿圆柱齿轮 4.2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为=4.488kw、小齿轮转速为=960r/min、齿数比为2.685由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作300天），单

15、班工作制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 直齿圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） （2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： （1） 、确定公式内的各计算值1） 试选载荷系数=1.82） 小齿轮传递的转矩=9.5510=44.65N.Mm3） 取齿宽系数4） 查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触

16、疲劳强度极限650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa 5） 查表10-6选取弹性影响系数=189.8 6） 由教材公式10-13计算应力值环数 N=60nj =609601（2830010）=2.764810h N=1.029710h7) 查教材10-19图得：K=0.99 K=1.058) 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得: =0.99650=643.5 =1.05550=577.5 （2） 设计计算1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得有公式可得：2） 计算圆周速度V 3.524m/s3） 计算载荷系数 系数=1，根据V=3。

17、524m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.11 查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25的=1.51.25=1.875 得载荷系数 =2.2894） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 5）计算模数M 圆整取m=3 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =11.111.11.875=2.2892） 计算当量齿数 =26.7mm=191.9mm3） 由教材表10-5查得齿形系数 应力校正系数 4) 由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮

18、的弯曲疲劳强度极限5) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.96) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得 = =7) 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.（2） 设计计算 取M=2.5mm 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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=76.01来计算应有的齿数.计算齿数

19、z=30.404 取z=30 那么z=2.68530=81.63mm 取z=81 4、计算几何尺寸（1） 分度圆直径d=75； d=202.5（2） =（3） 齿顶圆直径（4） mm（5） =49.98圆整取=50mm =55mm（6） 机构设计大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径大于160mm 而又小于500mm。故 采用腹板式结构其零件图如下图三、直齿锥齿轮五、轴的设计计算5.1输入轴（I轴)的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 =4.488kw =960r/min =44.65 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 圆周力、径向力及轴向力的方向如图四所示 图四、输

20、入轴载荷图 3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 mm 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 =1.344.65=58.045 查机械设计课程设计表13-4，选HL4型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。取=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的

21、装配方案（见图五） 图五、输入轴轴上零件的装配（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1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30308，其尺寸为 40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表13-1查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处

22、的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=24mm，4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为55mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。（4）

23、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5.2输出轴（轴）的设计 1、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则=1.3424.35=551.655查机械设计课程设计表14-4选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.M半联轴器的孔径，所以取40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长

24、度为84mm。 4、轴的结构设计（1) 拟定轴上零件的装配方案（见图七） 图七、输出轴轴上零件的装配（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，现取。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1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30310，其尺寸为，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定

25、位，由机械设计课程表13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取60mm。3） 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为49mm，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46mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。4） 轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故5） 齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得56.2

26、5mm 70mm （3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m5。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5.3中间轴（II轴）的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T kw =357.54r/min =111.60N.mm 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮

27、的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图八所示图八、中间轴受载荷图 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图九） 图九、中间轴上零件的装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.1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30306，其尺寸

28、为，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.1查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。3）已知圆柱直齿轮齿宽，由于结构上的需要，将其设计为齿轮轴，轴 段应略短于轮毂长，故取。4）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取 （3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平

29、键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=15.3mm。所以轴承跨距

30、分别为L1=46.45mm，L2=64mm。L3=56.45mm做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=203.8N.m扭矩T =111.57N.mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当

31、。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核圆柱齿轮左端处的截面。又因轴肩出的左右两侧均安装相同轮毂的齿轮，所以只需校核一侧即可。截面左侧校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧弯矩 截面上的扭矩=111.57N.M 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得 又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为 故有效应

32、力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数为 计算安全系数值故可知安全。六、键的校核6.1输入轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。6.2中间轴键计算 1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：

33、 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。6.3输出轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。七、联轴器的选择在轴的计算中已选定了联轴器型号。输入轴选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm，Z型轴孔。输出轴选选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称

34、转矩为1250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，Z型轴孔。八、润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995），油量大约为3.5L。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好，当然也可用油脂润滑。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。九、减速器附件的选择以及箱体

35、结构尺寸的确定由机械设计课程设计选定通气帽为；油标为压配式圆形的油标A20JB/T 7491.1-1995；外六角油塞及封油垫；箱座吊耳，吊环螺钉为螺钉GB825-88）M16；启盖螺钉M8。 铸铁减速器箱体结构尺寸如下表部位名称符号公式尺寸值箱座厚度8箱盖厚度8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径20地脚螺栓数目6轴承旁连接螺栓直径15箱盖和座连接螺栓直径10联接螺栓的间距150-200200轴承端盖螺钉的直径8视孔盖螺钉直径6定位销直径15至外箱壁距离26至凸缘边缘距离24轴承旁凸台半径24凸台高度40外箱壁至轴承座端面距55大齿轮顶圆与内机壁距8齿轮端面与内机壁

36、距离8箱盖、箱座肋厚7高速轴轴承端盖外径111中间轴轴承端盖外径122低速轴轴承端盖外径128轴承旁连接螺栓距离120十、设计小结 这次关于带式运输机上的两级圆锥-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用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的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、互换性与技术测量、工程材料、机械设计课程设计等于一体。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

37、用机械设计和有关先修课程的理论,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。 这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。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。十一、参考文献1、机械设计（第八版）濮良贵，纪名刚主编高等教育出版社2、机械设计课程设计金清肃主编 华中科技大学出版社3、机械原理朱理主编 高等教育出版社4、工程制图赵大兴主编 高等教育出版社5、材料力学刘鸿文主编 高等教育出版社 6、机械设计手册） 机械设计手册编委 机械工业出版社7、机械制图实例教程 钟日铭主编 清华大学出版社8、互换性与测量技术基础 徐学林主编 湖南大学出版社9、金属机械加工 赵如福主编 上海科学技术出版社10、减速器和变速器机械设计手册编委 机械工业出版社 30