二级圆锥圆柱齿轮减速器说明书(完稿).doc

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1、 机械设计课程设计说明书(机械设计基础)设计题目 圆锥圆柱齿轮减速器目录设计任务书3传动方案的拟订及说明3电动机的选择3计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算7轴的设计计算.16滚动轴承的选择及计算.38键联接的选择及校核计算.42联轴器的选择.43减速器附件的选择.44润滑与密封.44设计小结.44参考资料目录.45设计计算及说明结果一、 设计任务书设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机的工作机输入功率2.2kw,工作机输入转速75r/min，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命5年（设每年工作300天），二班制。二、传动方案的拟订及说明已

2、知驱动卷筒的转速75r/min，输入功率2.2kw,经计算选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为13。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：图一三、 选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。75r/min设计计算及说明结果2）电动机容量(1)卷筒的输出功率(2)电动机输出功率传动装置的总效率式中、为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由机械设计（机械设计基础）课程设计表2-4查得：弹性联轴器=0.99；滚动轴承=0.99；圆锥齿轮传动=0.96；圆柱

3、齿轮传动=0.97；则故 (3)电动机额定功率由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1选取电动机额定功率。3）电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计（机械设计基础）课程设计表2-1查得单级圆柱齿轮传动比范围，圆锥齿轮传动比范围，则电动机转速可选范围为：2.12kw0.8852.40kw设计计算及说明结果初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率（）电动机转速(r/min)电动机质量(kg)同步满载1Y132S-631000960632Y100L2-431500142038传动装置的传动比总传动比V带传动单级减速器10

4、.112.73.7414.9534.98两方案均可行,但方案1传动比较小,传动装置结构尺寸较小,因此采用方案1,选定电动机的型号为Y132S-64）电动机的技术数据和外形,安装尺寸由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1、表20-2查得主要数据，并记录备用。四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比2）分配各级传动比取联轴器传动比，圆锥齿轮减速器传动比，所以圆柱齿轮减速器传动比传动比I=12.8i4.3设计计算及说明结果3）各轴转速（轴号见图一）电机轴： 高速轴：中速轴：低速轴：4）各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即低速轴：中速轴： 高速轴： 电机轴：5）各轴转矩低

5、速轴：中速轴： 高速轴： 电机轴：设计计算及说明结果五、传动件的设计计算直齿圆锥齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速960r/min，齿数比u=3，由电动机驱动，工作寿命5年（设每年工作300天），二班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，连续单向运转，载荷较平稳。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，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选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数。则 2、 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行

6、试算，即（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.32） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.53） 计算小齿轮的转矩4） 选齿宽系数=0.3 =0.3 设计计算及说明结果4）由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限5）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数6） 计算应力循环次数N=60nj =609601（283004）=11.05910h N=N/u=11.059X10/3=3.686x10h7) 由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数 K=0.91 K=0.958) 计算接触疲劳许用应

7、力取失效概率为1%，安全系数S=1，得= =符合要求（2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 2） 计算圆周速度v N1=11.059x109N2=3.686x10958.68mm2.51m/s设计计算及说明结果3） 计算当量齿宽系数 b= =4） 计算载荷系数根据2.51m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数=1.09直齿锥齿轮精度较低，取齿间分布载荷分配系数，由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数=1.240接触强度载荷系数5） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得6）

8、计算模数m取标准值7） 按齿根弯曲疲劳强度设计试算模数:试确定各参数值：计算由分锥角 当量齿数 查齿形系数： 8） 查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为： 查的弯曲疲劳寿命系数：取弯曲疲劳强安全系数S=1.7得 = 符合要求 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. 试算模数：9） 调整齿轮模数（1） 圆周速度v：d= 齿宽b: b= h=2.44mm b/h=5.91根据1.298m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数=1.04直齿锥齿轮精度较低，取齿间分布载荷分配系数，由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数=1根据大齿轮两端支撑

9、，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数=1.235于是查表得接触强度载荷系数 258.82Mpa207.88MPa设计计算及说明结果7） 实际载荷系数算的齿轮模数： 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=2mm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=59.44来计算应有的齿数.故选相近模数，m=2按接触疲劳强度得分度圆直径d1=59.44mm小齿轮齿数取z

10、1=30，则大齿为z2=90，为使得互为质数取z2=91（ 8 ）计算分度圆直径： 计算分锥角： 计算齿轮宽度： b=取b1=b2=18mm得 Z1=30 Z2=91 模数m=2 压力角 变位系数X1=X2=0分锥角 齿宽b1=b2=18mm 设计计算及说明结果圆柱斜齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速320r/min，齿数比u=4.5，由电动机驱动，工作寿命5年（设每年工作300天），二班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，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

11、版）表10-1选择小齿轮材料为40Cr大齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数。则 取压力角4） 选取螺旋角。初选螺旋角 2、按齿面接触强度设计设计计算及说明结果由设计计算公式进行试算，即(1) 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.35） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.4336） 计算小齿轮的转矩2） 选齿宽系数3） 由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数4） 计算： 可得螺旋角系数：7） 计算应力循环次数N=60nj =603201（2830010）=0.92210h N=N

12、/u=0.922X10/4.5=0.204x108） 由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限9） 由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数设计计算及说明结果10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得取较小者为该齿轮副的接触疲劳许用应力（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2） 计算圆周速度v3） 计算齿宽b及模数5） 计算载荷系数根据0.87m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数=1.05齿轮圆周力取齿间分布载荷分配系数，.4由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数=1根

13、据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数=1.4206） 接触强度载荷系数设计计算及说明结果按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算模数m取标准值10） 按齿根弯曲疲劳强度设计试算模数:试确定各参数值：计算弯曲疲劳强度重合度系数：可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算当量齿数 查齿形系数： 11） 查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为： 查的弯曲疲劳寿命系数：取弯曲疲劳强安全系数S=1.4得 = 符合要求 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. 试算模数：12） 调整齿轮模数（2） 圆周速度v：d= 齿宽b: b= h=3.2

14、28mm b/h=10.99根据0.594m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数=1.03齿轮圆周力直齿锥齿轮精度较低，取齿间分布载荷分配系数，.2由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数=1.415 于是查表得接触强度载荷系数 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=2mm但为了同时满足接触疲劳强度

15、，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=61.51来计算应有的齿数.小齿轮齿数取z1=30，则大齿为z2=135几何尺寸计算（1） 计算中心距考虑到模数有所增加，故将中心距减小至170mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos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= d=设计计算及说明结果（4）计算齿轮宽度 b= 圆整后取 2、 齿面接触疲劳强度校核根据1.03m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数=1.07齿轮圆周力取齿间分布载荷分配系数，.4由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查

16、机械设计（第八版）表得轴承系数=1.422接触强度载荷系数5） 计算： 可得螺旋角系数：所以所以满足要求3、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数计算弯曲疲劳强度重合度系数：可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数当量齿数 查齿形系数： （3） 圆周速度v：d= 齿宽b: b= 根据1.04m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数=1.05齿轮圆周力直齿锥齿轮精度较低，取齿间分布载荷分配系数，.4由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数=1.422 于是查表得接触强度载荷系数所以满足 满足得 Z1=

17、30 Z2=135 模数m=2 压力角 螺旋角 变位系数X1=X2=0 中心距a=170 齿宽b1=67mm b2=62mm分锥角 齿宽b1=b2=18mm 设计计算及说明结果六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为设计计算及说明结果而圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示图二设计计算及说明结果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，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

18、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，则查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三设计计算及说明结果（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，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径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（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选

19、取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，而。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径；为使套筒可靠地压紧轴承， 5-6段应略短于轴承宽度，故取。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，故取 5）锥齿轮轮毂宽度为64.86mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。4） 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

20、铣刀加工，长为50mm，同时为保设计计算及说明结果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5、 求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T6、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，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。6、 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面5右侧受应力最大（2）截面5右侧设计计算及说明结果抗弯截面系数抗扭截面系数截面5

21、右侧弯矩M为截面5上的扭矩为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力集中系数为设计计算及说明结果由机械设计（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计算安全系数值故可知安全。中间轴设计1、求中间轴上的功率、转速和转矩 设计计算及说明结果2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径而

22、已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径而圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图四所示设计计算及说明结果图四3、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（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设计计算及说明结果4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）（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（机械设计基础）课程设计表15-7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，其尺寸为，。 这对

23、轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒直径。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用设计计算及说明结果套筒定位，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，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。4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。（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22mm，同时为保证

24、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56mm，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m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为5、 求轴上的载荷设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T6、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

25、全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面5左右侧受应力最大（2）截面5右侧抗弯截面系数抗扭截面系数设计计算及说明结果截面5右侧弯矩M为截面5上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为，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得表面质量系数为设计计算及说明结果轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取合金钢的特性系数计算安全系

26、数值故可知安全。（3）截面5左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5左侧弯矩M为设计计算及说明结果截面5上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由机械设计（第八版）附表3-8用插值法求出，并取，于是得轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为计算安全系数值设计计算及说明结果故可知安全。输出轴设计1、求输出轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径而圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示设计计算及说明结果图六设计计算及说明结果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

27、）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，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。3、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图六）设计计算及说明结果图六（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，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的 直径，左端用轴端挡圈定位，按

28、轴端挡圈直径， 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（机械设计基础）课程设计表15-7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，而。左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计计算及说明结果表15-7查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为71mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽

29、度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，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，故取 5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。（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k6。（4）确定轴上圆角

30、和倒角尺寸取轴端倒角为5、求轴上的载荷设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T6、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，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（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）判断危险截面截面7右侧受应力最大（2）截面7右侧抗弯截面系数抗扭截面系数设计计算及说明结果截面7右侧弯矩M为截面7上的扭矩为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

31、，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得表面质量系数为设计计算及说明结果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计算安全系数值故可知安全。七、滚动轴承的选择及计算输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7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，其尺寸为， ，载荷水平面H垂直面V支反力F则设计计算及说明结果则则则，则 则故合格。中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计

32、（机械设计基础）课程设计表15-7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，其尺寸为，载荷水平面H垂直面V支反力F设计计算及说明结果则则则则，则 则故合格。输出轴轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7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，设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力F则则则则，则 则故合格设计计算及说明结果八、键联接的选择及校核计算输入轴键计算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，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可。2、 校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平

33、键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可。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，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可。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，则键联接所能传递的转矩为：设计计算及说明结果，故单键即可。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，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可。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，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可。九、联轴器的选择在轴的计算中已选定联轴器型号。输入轴选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1

34、60000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。设计计算及说明结果十、减速器附件的选择由机械设计（机械设计基础）课程设计选定通气帽，A型压配式圆形油标A20（GB1160.1-89），外六角油塞及封油垫,箱座吊耳，吊环螺钉M12（GB825-88），启盖螺钉M8。十一、润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计（机械设计基础）课程设计表16-1查得选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入

35、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。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。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。十二、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（机械设计基础）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、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应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。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。设计计算及说明结果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。十三、参考文献1、机械设计（第八版）高等教育出版社2、机械设计（机械设计基