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圆锥—圆柱齿轮减速器课程设计

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2

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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 3
1。1传动方案示意图 3
1.2原始数据 3
1。3工作条件 3
1。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 4
3.1 电动机的选择 4
3。2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 5
3.3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 7
4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计 7
4.2直齿圆锥齿轮传动设计 12
五、轴的设计计算 16
5。1输入轴（I轴)的设计...。。。。.。。..。。.。。.。。。..。...。.。.。。..。..。.。....。.。...。..。。.。。。。。。。。..。。。。.。。。....。.。。...。.。.。.。...。.。。.。。。.16
5.2输出轴（III轴)的设计 19
5。3中间轴（II轴）的设计 21
六、键的校核 26
7。1输入轴键计算 26
7.2中间轴键计算 27
7.3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
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
题号
E1
E2
E3
E4
E5
E6
E7
E8
E9
E10
运输带工作拉力F/N
2600
2550
2500
2350
2400
2300
2450
2200
2100
2000
运输带工作速度v （m/s)
1.40
1.35
1.45
1.25
1.30
1.25
1。30
1.20
1.20
1。50
卷筒直径D（mm）
320
300
310
260
300
290
280
280
270
260

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
=60×1000V/πD=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。04—1966.36r/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
1
Y132S—4
5。5
1500
1440
68
16。11
2
Y132M2—6
5。5
1000
960
84
10.74
3
Y160M2—8
5。5
750
720
119
8.06

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
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 =4

3.3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
工作机轴IV
转速（r/min）
960
960
357。54
89.39
89.39
功率(kw）
5.5
4.488
4.178
3.972
3.853
转矩(）
45。10
44.65
111.60
424。35
411.48
传动比
1
2.685
4.0
1
效率
0。99
0。93
0.95
0.97

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=1.6
2） 查教材图表（图10—30）选取区域系数=2.435
3） 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。645
5） 由教材公式10—13计算应力值环数
N=60 j =60×357。54×1×（2×8×300×10）=1.0297×10h
N=0。2574X10h
6） 查教材10-19图得：K=1.0 K=1。08
7） 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=1
9） 小齿轮传递的转矩=95。5×10×=9550X4178/357.54=111。60N。m
10） 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。0×650=650
[]==1。08×550=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/s
3） 计算齿宽b及模数
b==150。34=53。11mm
=
4) 计算齿宽与高之比
齿高h= =2.25×2.2.34=5.265
= =10.087
5) 计算纵向重合度 =0.318tanβ=0.318122tan=1.744
6) 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。755

7) 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） 计算载荷系数 =1。458
2） 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。88
3） 计算当量齿数
=24。08
=96。33
4） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2。6476 ,=2。18734
5） 查取应力校正系数 查教材图表(表10-5）=1。5808 ，=1.78633
6） 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,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=4×26=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

=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==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＊ancosβ ， c＊t = c*ancosβ 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。8
2） 小齿轮传递的转矩=9。55×10×=44。65N。Mm
3） 取齿宽系数
4） 查图10—21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限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 =60×960×1×（2×8×300×10）=2。7648×10h
N=1。0297×10h
7) 查教材10-19图得：K=0。99 K=1。05
8) 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:
［]==0.99×650=643。5
［］==1。05×550=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/s
3） 计算载荷系数
系数=1，根据V=3。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 =2.289
4） 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=2.289
2） 计算当量齿数
=26。7mm
=191.9mm
3） 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=0.9
6) 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 z=30.404 取z=30 那么z=2。685×30=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=58mm
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） 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。25mm
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。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：

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≥30~50mm.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—200
200
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

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