设计一用于带式运输机上圆锥圆柱齿轮减速器.pdf

第一章设计任务书1.1设计题目设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱 动卷筒的圆周力（牵引力）12000N,带速16,卷筒直径240,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10年（设每年 工作300天）,两班制。1.2设计步骤1、电动机选择与运动参数的计算；2、齿轮传动设计计算；3、轴的设计；4、滚动轴承的选择；5、键和联轴器的选择与校核；6、箱体厚度选择；7、装配图、零件图的绘制；8、设计计算说明书的编写；1.3设计任务1、绘制减速器装配图1张。2、绘制减速器零件图2张。3、编写设计说明书1份。第二章传动方案的选择口匚二I匚方案一方案二比较上面方案一和方案二，区别在于方案一中电机与减速器锥齿轮之 间用了一个联轴器联接，而方案二中电机与减速器锥齿轮之间用了一个皮 带传动。若用皮带传动则会有一个传动比，相比于联轴器联接传递效率会 降低，而且皮带易打滑造成传动不稳定。同时联轴器有能更好的传递扭矩不造成效率的损失，因此选择方案一。计算与说明主要结果第三章电动机的选择3.1选择电动机类型按工作要求和工作条件，查机械设计课程设计表 2.1选用一般用途的Y112M系列三相异步电动机。它为卧 式封闭结构。3.2确定传动装置的效率查机械设计课程设计表2-3得：联轴器的效率：n 1=0.99一对滚动轴承的效率：n 2=0.98闭式圆锥齿轮的传动效率：H 3=0.97闭式圆柱齿轮的传动效率：n 4=0.97开式圆柱齿轮传动效率：n 5=0.95工作机效率：no.97故传动装置的总效率五=冠加3的5%=0.783.3选择电动机的容量工作机所需功率为n 1=0.99n 2=0.98no.97n 4=0.97n 5=0.95n 3=0.97FxV 12000 x 0.26666=1000=looo=312 w3.4电动机额定功率pw 3.2Pd=4.09fcVKVa 0.7工作转速：60 x 1000 x V 60 x 1000 x 0.26666 nxD-3.14 x 240-21-23r/mm3.4确定电动机参数选定电机型号为：Y1324的三相异步电动机，额定功率5.5,满载转速为1440,同步转速为1500。由机械设计课程设计表2-1、表2-2、表2-5查得主要数 据,如下表3.43.24.0921.23同步转速为1500中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLXAXBKDXEFXG132475X315216X1401238X8010X333.5确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比的计算由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可以计 算出传动装置总传动比为：九m 14403=厢=21.23=67329分配传动装置传动比 由机械设计课程设计表2.5可得取开式圆柱齿轮传动比：5因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以zi=0.25/=3则低速级的传动比为 =4.52减速器总传动比=九x勿=13.56卷筒实际转数均二 1440/13.56x5=21.246乙=(册_狐)/仆=(21.23-21.246)/21.23=0.13%4 X KHt X T（ZH X 0 X Q-0.5。犷 xJ确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数L 32）查机械设计（第九版）图10-20选取区域系数2.5P 4.05T=9550000 x-=9550000 X-77-=26859.387Vemm n 14403）选齿宽系数小0.3由机械设计（第九版）图10-25按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlimi=600Mpa,O Hlin12=55OMpa4）由机械设计（第九版）表10-5查表得材料的弹性影响系数189.80.55）计算应力循环次数NL1=60 x n x/x Lh=60 X 1440 x 1 x 16 x 300 x 10 x 1=4.141NLI 4.147 x 109 0NL2 1.382 X 1（）9LZ u 36）由机械设计（第九版）图10-23查取接触疲劳系数：KHNI 0.802,KHN2=0.8621.32.5“0.3189.80.5NLI=4.147 x 109r 1（）912=1.382 X 1097）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数1,得,KHNI X 0Hlim1 0.802 X 600口 s 一 4，仅产。1 KHN2 X 0.862 X 550齿轮副的接触口”2 s 1 4/4 仅。疲劳许用应力取。H 1和。H 2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许=474MPa用应力，即(7/=474MPa5.2.2计算1）试算小齿轮分度圆直径dlt,带入。田中较小的值dit 三3 4*旅*T 乂X伺2”/0.X(1-0.50/2 X i，_ J 4 X L3 X 26859.38 乂/03%(1-0.5 X 0.3)2 X 3(2.5 X 189.。Flim2=380MPa由查机械设计（第九版）图10-22查得齿形系数取弯曲疲劳系数：KFNI=0.714 f KFN2=0.775取弯曲疲劳安全系数L 7,得许用弯曲应力KFNI X OFliml 0.714 X 500涮1=s=1,7=210MPaKFN2 X Flim2 0.775 X 380涮 2=s=1,7=173MPaa FlKxFt=c CL 7 乙 c L、X YFai X Ysal=116.223人0.85 x b x m x（1-0.5）=210MpaYpa2 X YSa2。尸2=x=112.323MPa ap2=173MPQYFai X YSal4=18.1992&二71.80081=25.32=230.31Pa ea2()=1 2926(5)计算齿根角 ef9f2()=1 5147(6)计算齿顶锥6 a 6 l+eal=19 4124由计算可得弯曲强度足够2.53.1255.6253.925广53.756a2=6 2+ea2=73 1729（7）计算齿根锥角5fl=8i-efl=16 2098 f2=8 2-6 f2=69 5615第六章减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料与齿数由选择小齿轮45（调质），硬度为240,大齿轮45（正火（常化），硬度为190选小齿轮齿数21=23,则大齿轮齿数Z21X23X4.52=104。实际传动比4.522压力角。=20。6.2按齿面接触疲劳强度设计6.2.1由式试算小齿轮分度圆直径，即2=176.255 al=19 41246 a2=73 17295 f 1=16 2096 f2=69 5615小齿轮45（调质），硬度为“X K版 X T u+1 IZH X Zg X Z1）确定公式中的各参数值试选载荷系数1.3P 3.85T=9550000 x-=9550000 X =76598.96/V*mm n 4802 选取齿宽系数“1240,大齿轮由机械设计（第九版）图10-30选取区域系数2.4645（正火（常查机械设计（第九版）表10-5得材料的弹性影响系数化），硬度为189.8190由式计算接触疲劳强度用重合度系数Z/zi x cosa/23 x cos200aai-arccos+i+2 x handiCCOS cc c y/z 23+2 x 1)/Z2 x cosa/104 x cos200a aZ _ 3FCC0S+2+2 x hanjarccos 一 人 zz./OD 104+2 x 1;e(XZi x tanaal-tana)+z?x(tanatt2-tana)2 7123 x(tan30.172-tan20)+104 X(tan22.785-tari20)=1.72427r，一 4-J 一 卜-L 724 _ 乙 2 1 J.J 3 J 3计算接触疲劳许用应力。田1.3由机械设计（第九版）图10-25图查得小齿轮和大齿轮 1的接触疲劳极限分别为：2.46 Hliml=600Mpa,Hiim2-550Mpa计算应力循环次数189.8NL1=60 x n x;x L/t=60 x 480 x 1 x 16 x 300 x 10=1.382 x 1(NLI 1.382 X 1093.058 x 108收2-u-4.52由机械设计（第九版）图10-23查取接触疲劳系数：KHNI 0.862,KHN2=0,95取失效概率为1%,安全系数1,得 1 KHNI X 0.862 X 600词 1=s=1=517MPa,KHN2 X Hlim2 0.95 X 550a Hi 2=S=1=522MPa取。H1和。H 2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即oH=5172）试算小齿轮分度圆直径dit _X KHt X T u+1 ZH X ZE X Z三 6d-u-1 J接触疲劳强度用重合度系数Zg=0.871应力循环次数_ 3,X 1.3 X 76598.96 4.52+1 46 X 189.8 X0.87及 9-；1 八 4.52 X1 517-53.191mm6.2.2调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度vnxdltxn 兀 x 53.191 X 480 17 -1 42660 X 1000 60 X 1000-1齿宽bNL1 11.30 X 1(J乂2=3.058x1()8b=Wd x dit=1 x 53.191=53.191mm2）计算实际载荷系数查机械设计（第九版）表10-2表得使用系数1.25查机械设计（第九版）图10-8得动载系数1.077齿轮的圆周力。T 76598.96Ft=2x =2x c=2880.1477V 53.191Pt 2880.147 68N 100/VK4 X 7 L25 X LC 4 b 53.191 mm mm查机械设计（第九版）图10-8得齿间载荷分配系数：a=1.4查机械设计（第九版）表10-4得齿向载荷分布系数：B=1.442实际载荷系数为KH=KAXKVX KHa x KHp=1.25 X 1.077 x 1.4 x 1.442=2.7183）按实际载荷系数算得的分度圆直径3%718di 二 dlt X 3-=53.191 X 3=68.015mm4长田 7 1 J4）确定模数di 68.015 口m-g 2.957mm,取用-3mmoz/23oH=51753.1911.251.077a=l.4产1.4426.3确定传动尺寸计算中心距+zj X ma-2-190.5mm,圆整为 190mm计算小、大齿轮的分度圆直径di=zi x m=23 x 3=69mm d?=z?x m=104 x 3=312mm计算齿宽8=Wd x m=69mm取 Bl=75 B2=706.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2 X K X TF=u X m X 八 X YFa X Ysa X Ye W。L b X m X diK、T、m和dl同前齿宽2=70齿形系数和应力修正系数：查机械设计（第九版）表10T7表得：YFal=2.69,YFa2=2.156Ysai 二 L 575,YSa2=L 814得重合度系数Y =0.6852.7183190小二69d2=312查机械设计（第九版）图20-24c得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：Fliml=500MPa、。Fli/n2=380MPa由机械设计（第九版）图10-22查取弯曲疲劳系数：KFNI=0.775,KFN2 0.877取弯曲疲劳安全系数L 4,得许用弯曲应力KFNI x aFiiml 0.775 x 500词1=-w-=-14-=276.786MP。.KFN2 X FUm2 0.877 X 380涮2=-W-=-14-=238.043MPQ2xKxT-0FI=人 乂 m 乂 x YFal x YSai x/=58.021MPa （TF1=276./D X?71 X UjYpa2 X YSa2oF2=F1 X=53.56MP。丁 Lor尸klL4尸七1垂通q皿一短事里码=勺的转轴，转矩1量应力为轴的许用弯曲U要求。RAM 八 RBHRAV 八 RBV dMCH,11111111一Lujjw出“iiMBV.Hiiiilliriflll II Illi III in in.1.MB,1111111111111111 lllllllllllifFiii.三lllllllllllllllllll 1MVBnTiiiinillHIIII llllIliriTiimfiiTi.校核轴的强度其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度诩按脉动循环处理，o ca=/+4 查表得45,调质人应力oTb=60,7T X d3 2W=6280mm3 327T X d3.VKT-“-12560mm 1 16Ma=7.64MPQ WZTT=2.14MPaE行校核计算，对于单向传为 故取折合系数。二0.6,则当C(X T)2=8.06MPa理，抗拉强度极限。640,贝 oe。-1b,所以强度满/7.2中间轴设计计算已经确定的运动学和动力学参数转速480；功率3.85；轴所传递的转矩76598.96N轴的材料选择并确定许用弯曲应力选用45,调质处理,硬度为217s255,许用弯曲应力为。=60按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，根据机械 设计（第九版第表15-3故取A0=115。d AO X 3-115 X 3=23.02mm1刀 Y480由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径25设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2,因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计 成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸 轴上齿轮3、齿轮2与两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿 轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。e。-1b,所以强度满足要求第1段：dl=25（与轴承内径配合），Ll=30（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）第2段：d2=31（与小锥齿轮内孔配合）,L2=73（比小锥齿轮轮毂宽度小2,以保证齿轮轴向定位可靠）第 3 段：d3=41（轴肩），L3=19第4段：d4=31（与大锥齿轮内孔配合），L4=54（比大锥齿轮轮毂宽度小2,以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=25（与轴承内径配合）,L5=30（由轴承宽度和齿轮与箱体内弯曲-扭转组合强度校核a.画中速轴的受力图轴的材料选择 并确定许用弯 曲应力，选用45,调质处理，硬度为217s255,许用弯曲 应力为。1=60A0=11525如图所示为中速轴受力图以与水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力大锥齿轮所受的圆周力 匕2=Pti=1053N大锥齿轮所受的径向力 32=Fal=120/V大锥齿轮所受的轴向力 FQ2=Frl=364/V齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）T2 76598.96%=2Xd3=2 x 69=2220N齿轮3所受的径向力Fr3=尸3 x tana=2220 x tan20=808/Vc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离59.5,低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离82.5,高速级大齿轮中点到轴承中点距离50轴承A在水平面内支反力RAHd?尸丁3 X LQ 尸冠 X QQ+几）+a2 X 5LQ+为+儿182.5808 x 59.5-120 X（59.5+82.5）+364 x 59.5+82.5+50、轴承B在水平面内支反力di=25 35Nd2=31d3=41RBH=r3-RAH Pr2=808-(335)-120=353/Vd4=31轴承A在垂直面内支反力d5=25RAVPt3 X LQ+Ft2 X(LQ+Lb)2220 X 59.5+1053 x(E95+82.5)La+，+/=1467N59.5+82.5+!50轴承B在垂直面内支反力L=30Pt3 X(Lb+L)+Pt2 X Lc 2220 x(82.5+50)+1053 x 50L2=735-La+Lh+Lc59.5+82.5+50工3二妒6N轴承A的总支承反力为：L4=54L5=30均=晞十 T-_ J。A b RAHa 由 w.工 whh深巨，因此此截面i rb RJ&H 尸k3/卜产kN/KBV.尸七3KfDH“向川IHHIIW八尸七 2MDVi.nrllllirllllllllKIIIIII|311口3 flTfl RI rnTnTnTTTTn_MD rnTTirnnmniiiiWnBmiH”MV I，校核轴的强度轴截面D处弯矩大，同时截面还作用有朝为危险截面。7T X d3 o14/=-=2923其抗弯截面系数为 327T X d3/丁=5846.48mmJ 抗扭截面系数为 16M日-十加上位 =7T7=4O.5MPQ最大弯曲应力为“T T=13.1MPa 剪切应力为“丁按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数。二0.6,则当量应力为=大。2+4 X（a X 工）2=43.44MPa查表得45,调质处理，抗拉强度极限。640,则轴的许用弯曲应力oTb=60,oe J 3.66d AO X 3-=112 X 1=36.45即5 yl 106.19由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmn=(1+0.07)X 36.45=39mm查表可知标准轴孔直径为40故取40设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出 端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴 输出端选用A型键，bX12X8(1096-2003),长90；定位轴 肩直径为45；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴 承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。-La-Lb Lc第 1 段:dl=40,Ll=110第2段：d2=45（轴肩）,L2=60（轴肩突出轴承端盖20左右）第3段：d3=50（与轴承内径配合）,L3=20（轴承宽度）第4段：d4=57（轴肩）,L4=81.5（根据齿轮宽度确定）第 5 段：d5=67（轴肩）,L5=12第6段：d6=57（与大齿轮内孔配合），L6=68（比配合的齿轮 宽度短2,以保证齿轮轴向定位可靠）第7段:d7=50（与轴承内径配合）,L7=39.5（由轴承宽度和 大齿轮断面与箱体内壁距离确定）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以与水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）T 329155.29%4=2 x 丁=2 X =2110N 4 312齿轮4所受的径向力Fr4=?必 x tana=2110 x tan20=768/Vc.计算作用在轴上的支座反力0 e承 D。卜传动件）Lo卜RBHkm A RAHf RBVMCH.,i ii ii IlFllF4 wH RAVIWnTTrMCV.1,i H ii iiiTfTTHTrnirn ini.ifijMCH1ii ill llTfllllIlli n u(.VIB _-X2S-A*=T_ 昼-gl*f=ffc|MVC_ r rrrrrnTnTnTl 1MV Am se理p_ u；=三h.校核轴的强度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此 此截面为危险截面。其抗弯截面系数为7T X d3 oHZ=32-=18172.06mm3抗扭截面系数为7T X d3 Q“r=-=36344.13mm3 1 16最大弯曲应力为M7=11.06MPa W剪切应力为T WT=9.06MPQ按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数。二0.6,则当量应力为ca +4 X(aX-15.51MPa查表得45,调质处理，抗拉强度极限。640,则轴的许用弯曲应力oTb=60,oee-0.31 W ePrl Pr2查机械设计(第九版)表13-5得XI=0.4,Yl=1.6,X2=LY2=0查机械设计(第九版)表13-4可知1,1.2因此两轴承的当量动载荷如下：Prl=Xi x Frl+%x Fal=0.4 x 477.15+1.6 x 617.06=1178.16Pr2=X2x Fr2+丫2 x FQ2=1 x 1590.6+0 x 497.06=1590.6/V取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式10106(ft X Cr3Lh=77-X-=1334998/1 48000/1a 60n fp X Prj由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2中间轴上的轴承校核N轴承型内径()外径()宽度()基本额号定动载荷()o ee=0.31 WePpi Pr2查机械设计(第九版)表13-5得Xl=0.4,Yl=1.6,X2=LY2=0查机械设计(第九版)表13-4得可知1,1.2因此两轴承的当量动载荷如下：Prl=Xi x Frl+%x FQI=0.4 x 1504.76+1.6 x 939.06=2104.4Pr2=X2 x Fr2+丫2 X FQ2=1 X 1840.18+0 x 575.06=1840.18/V取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式10106(ft x CrT=-=168175b 48000/i60n fp x Pr由此可知该轴承的工作寿命足够。8.3低速轴上的轴承校核F2=497.06NLh=1334998/z 48000/z轴承寿命符合要求轴承型号内径()外径()宽度()基本额定动载荷()3021050902073.2查机械设计课程设计表5.12轴承的判断系数为0.42o当We 时，；当e,0.4X X轴承基本额定动载荷73.2,轴承采用正装。要求寿命为48000ho由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Prl 二,J碱+称=M2锄2+(667)2 二709.89bPr2=，J碱十嗑二 1(525)2+(1443)2 二;1535.54hF F 2尸以=亚=253.53N Fd2=y=548.41/VFai=Pae+P dl=548.41N Fa2=Fd2=548.41/VFai Pa2=o,773e=0.36 eFrl Fr2查机械设计（第九版）表13-5得Xl=0.4,Yl=1.4,X2=LY2=0查机械设计（第九版）表13-4可知1,1.2因此两轴承的当量动载荷如下：Prl=Xi x Frl+%x FQI=0.4 x 709.89+1.4 x 548.41=1051.73 Pr2=X2 x Fr2+丫2 x FQ2=1 x 1535.54+0 x 548.41=1535.54/V 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式10106（ft x CrTlJh=x-=33573308h 48000/i60n fp x Pr）由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章键联接设计计算9.1高速轴与联轴器配合处的键连接高速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查机械设 计（第九版）表6-1得bX8X7（1096-2003），键长63。键的工作长度55联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力。120。轴承受到的径向力4i=447.15N42=1590.6NN派生力工1=470.24N工2=575.06N轴向力6i=939.06NFa2=575.06N4i=1681757z 48000/z轴承寿命符合要求键连接工作面的挤压应力4x7ov-=9Mpet CJV=120MPap hxlxd L 9.2高速轴与齿轮1配合处的键连接高速轴与齿轮1配合处选用A型普通平键，查机械设计(第九版)表6-1得bX 10X8(1096-2003)，键长28。键的工作长度18齿轮1材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力。H20。键连接工作面的挤压应力轴承受到的径向力4i=709.98N4x7 h x 1 x d (yp 120MPa%=1535.54N9.3中速轴与齿轮2配合处的键连接中速轴与齿轮2配合处选用A型普通平键，查机械设派生力计(第九版)表6-1得bX 10X8(1096-2003)，键长56。4i=253.53N工2=548.41N键的工作长度46轴向力齿轮2材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力。口20。Fai=548.41N键连接工作面的挤压应力4x7 hx 1 x d 27Mpei (JP 120MPa9.4中速轴与齿轮3配合处的键连接中速轴与齿轮3配合处选用A型普通平键，查机械设%2=548.41N计(第九版)表6-1得bX 10X8(1096-2003)，键长40。键的工作长度30齿轮3材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力。口20。键连接工作面的挤压应力4xT h x 1 x d p 120MPa9.5低速轴与齿轮4配合处的键连接低速轴与齿轮4配合处选用A型普通平键，查机械设 计(第九版)表6-1得bX 16X10(1096-2003)，键长56。键的工作长度40齿轮4材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力。口20。键连接工作面的挤压应力4xTov=58MPa 48000/z轴承寿命符合要求得 b X 8 X 7(1096-2003)，键长63。4 x T n_CQ 1A Dn/F/rl 1 90 AADnb X 10 X 8U 7)Y Y Y JOIVL i Cl t/I7)1y11 Ctp hxlxd L 甲第十章联轴器的选择(1096-200310.1高速轴上联轴器计算载荷由查机械设计（第九版）表14-1,由于转矩变化很小，故取&=1.3），键长28。计算转矩X34.92N-b X 10 X 8选择联轴器的型号查机械设计课程设计表6-6(1096-2003轴伸出端安装的联轴器初选为5凸缘联轴器（5843-2003）,公称转矩400Nm,许用转速n=8000,Y型轴孔，主动端孔 直径38,轴孔长度L1=82。从动端孔直径30,轴孔长度Ll=82o），键长56。34.92Nm400Nm 1440n=8000b X 10 X 810.2低速轴上联轴器(1096-2003计算载荷由查机械设计（第九版）表14-L由于转矩变化很小，故取&二 1.3计算转矩X427.9N选择联轴器的型号 查机械设计课程设计表6-8），键长40。轴伸出端安装的联轴器初选为7型弹性柱销联轴器(4323-2002),公称转矩500Nm,许用转速n=3600,Y型 轴孔，主动端孔直径40,轴孔长度Ll=112o从动端孔直径45,轴孔长度L1=H2。427.9Nm500Nm 106.19 n=3600第十一章减速器的密封与润滑11.1 减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响 箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、与外 伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装 置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈 等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动 速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密 封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承 盖间V3,输出轴与轴承盖间也为V3,故均采用半粗羊毛 毡封油圈。11.2 齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆 周速度v12-15时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。b X 16 X 10(1096-2003)，键长56。bX12X8(1096-2003)，键长90。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少 为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6O 为避免齿轮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30-50。根据以上要 求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71。第十二章箱体大体尺寸34.92N*m400Nm1440n=8000427.9N*m500Nm106.19 d2至凸缘边缘距离C2查表24、20、16轴承旁凸台半径RIC220凸台高度h根据低速级轴 承座外径确 定，以便于扳 手操作为准36外箱壁至轴承座端面距离11C12+(510)47大齿轮顶圆与内箱壁距离A11.2 510齿轮端面与内箱壁距离A2610箱盖、箱座肋厚mlmlO.85X 88、8、m1、0.85 X8轴承端盖外径D2（5。5.5）d3；轴承外径134、92、130第十三章、设计小结电动机主要参数见说明书表3.4各轴数据见说明书表4.5高速级齿轮主要数据如下：2.5 ZF24 Z2=73*60 d2=182.596.06 29 R=18.1992&=71.8008 1=25.32=230.3 2.5 3.125 5.625 3.925x=53.75 2=176.25 6 al=19 4124 6 a2=73 1729 6 fl=16 20,9 6 f2=69 5615低速级齿轮主要数据如下：2.5 Z尸24 Z2=73 dp60 d2=182.596.06m 29 g=18.1992&=71.8008 1=25.3 2=230.3 2.5 3.125 5.625 3.925 尸53.75 2=176.25 6 al=19 41 24 6a2=73 1729 5 fl=16 209 6 f2=69 5615 Wj速轴主要参数：Li=80 L2=44 L3=18 L4=77 L5=186=47 di=30 d2=35 d3=40 d4=47 d5=40 d6=35中间轴主要参数:L尸30 L2=73 L3=19 L4=54 L5=30 d尸25 d2=31 d3=41 d4=31 d5=25低速轴主要参数：LFIIO L2=60 L3=30 L4=81.5 L5=12 L6=68L7=39.5 440 d2=45 d3=50 d4=57 d5=67 d6=57 d7=50其他轴承等零件主要参数见说明书。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。第十四章参考文献1机械原理，孙桓等编，高等教育出版，20H2机械设计，濮良贵主编，高等教育出版,20133机械设计课程设计，周元康、林昌华、张海兵主 编,重庆大学出版社，20H4机械设计手册（第5版），机械工业出版社，20055机械设计课程设计图册（第三版），龚海义主编，高等教育出5版，2011