机械设计课程设计说明书.doc

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1、仲恺农业工程学院机电工程学院机械设计课程设计说明书班级:机械082班学号:姓名:指导老师:仲恺农业工程学院2010年12月23日目录一、任务书3设计任务3已知条件3设计要求3二、总体方案设计3三、电机的选择41、选择电动机的类型和结构形式42、确定电动机的转速43、确定电动机功率44根据以上步骤选择电动机4四、计算总传动比并分配各级传动比，计算装置动力参数。51、计算总传动比52、分配各级传动比53、计算传动比装置的运动及动力参数5(1)各轴的转速5(2)各轴的输入功率5(3)各轴输入转矩6五、齿轮设计6（一）高速级齿轮传动的设计61、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数62、按齿面接触疲

2、劳强度设计73、按齿根弯曲疲劳强度设计84、计算几何尺寸9(二)低速级齿轮传动的设计101、选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。102、按齿面接触疲劳强度计算103、按齿根弯曲疲劳强度设计124、几何尺寸计算13六、轴的设计(轴的校核以I、II轴为例)14(一)输入轴（I轴)的设计14（二）输出轴（轴）的设计17（三）中间轴（II轴）的设计19七、轴承的校核（以I轴和II轴上的轴承为例）23（一）输入轴滚动轴承计算23（二）中间轴滚动轴承计算24八、键联接的选择及校核计算25（一）输入轴键计算25（二）中间轴键计算25（三）输出轴键计算26九、联轴器的选择26十、箱体结构的设计271、

3、机体的刚度272、机体内零件的润滑，密封散热273.、 机体结构的工艺性.274、 对附件设计27十一、润滑与密封29十二、减速器附件的选择29十三、设计小结29十四、参考文献30一、任务书设计任务题目6：设计一个带式运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器，如图1。已知条件 1 运输带工作拉力F=2.35kN； 2.运输带工作速率v=1.5m/s(运输带速度允许误差为)；3滚筒直径D=240mm；4单板工作日，连续单向运转，载荷较平稳；环境最高温度35；小批量生产。设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。二、总体方案设计1. 组成：传动

4、装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：可以实现垂直轴传动，并且宽度尺寸比较小，适合布置在较窄的通道中，但加工锥齿轮比圆柱齿轮困难，成本也相对较高。3. 确定传动方案：如图1，实际由指导教师给定。 传动装置的总效率以上各效率根据机械设计手册可查得。三、电机的选择1、选择电动机的类型和结构形式电动机的类型和结构形式应根据电源种类（直流或交流）、工作条件、工作时间的长短、及载荷的性质、大小、启动性能和过载情况等条件来选择。工业上一般采用三相交流电机。Y系列三相交流异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故其应用最广。它适用于无特殊要求的机械，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业

5、机械等。根据题目的要求，选择Y系列的电动机。2、确定电动机的转速滚筒的工作转速为: =119.42r/min由于圆锥齿轮转动比：23；圆柱齿轮传动比:35.所以总传动比范围是：i=2335，即615。于是电动机转速范围：=（615）119.42r/min =716.521791.3r/min。根据上式选同步转速为1500转的电动机。3、确定电动机功率工作机所需的输入功率为：则电动机所需功率： 把上式带入式，得：;4根据以上步骤选择电动机根据电动机的类型、同步转速和所需功率选择电动机。所选电动机如下： 型号：Y132S4；额定功率；满载转速：;中心高：H=132mm； 外伸轴径：D=38;外伸轴

6、长度： E=80mm。四、计算总传动比并分配各级传动比，计算装置动力参数。1、计算总传动比传动装置的总传动比i,根据电动机的满载转速和工作机所需转速按式： i= 计算.则：。2、分配各级传动比根据传动比分配原则：1、一般应使链传动的传动比小于齿轮传动的传动比。2、圆锥-圆柱齿轮减速器，为了便于大齿轮加工，高速级锥齿轮传动比=0.25，且使。于是高速级传动比：，取3；低速级传动比：，取4。3、计算传动比装置的运动及动力参数(1)各轴的转速电动机 n满=1440r/min；轴： =1440r/min轴： n2=1440/3=480r/min ；轴： n3/=480/4=120r/min轴： n4=

7、 n3*i3=120r/min以上各式中，、n2、n3、n4分别为1、2、3、4轴的转速，即从电动机到工作机按次序排列的1、2、3、4轴； 取=1；。(2)各轴的输入功率电动机功率=4.273KW=4.2730.99=4.23KW=4.230.980.97=4.02KW=4.020.980.98=3.86KW=3.860.980.99=3.74KW(3)各轴输入转矩电动机输出转矩 0Nm轴：轴：轴：轴：将运动和动力参数的计算结果汇总成下表（一）轴名参数电动机轴1轴2轴3轴工作机轴转速14401440480120120功率P/kW4.274.234.023.863.74转矩T/（Nm）28.32

8、8.0579.98307.19297.64传动比1341效率0.990.950.960.99表一：运动和动力参数的计算结果汇总五、齿轮设计（一）高速级齿轮传动的设计已知小齿轮输入功率为4.23kw、大齿轮输入功率为4.02、小齿轮转速为1440r/min、大齿轮转速为480 r/min，齿数比为3。（设工作寿命10年，每年工作300天），单班制。 1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2）输送机为一般工作机械，速度不高，故选用7级精度。3）材料选择 由机械设计教材表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），

9、硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。4）试选小齿轮齿数 =20，则为齿数比。 2、按齿面接触疲劳强度设计计算公式： 。（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=28.05KN.Mm3） 取齿宽系数4） 查图10-21（d）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 =6014401（830010）=2.07310h N=604801（830010）=0.6910h7) 查教材10-19图得：K=0.9

10、； K=0.95。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:=0.9650=585 =0.95550=522.5（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 2） 计算圆周速度V 2.15m/s3） 计算载荷系数 查表10-2，得KA=1，根据V=2.15m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.1 查图表（表10-3）的注1），得齿间载荷分布系数=1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25，则齿向载荷分布系数=1.5X1.25=1.875； 得载荷系数 =2.0624） 按实际的载荷系数校正所得的

11、分度圆直径，得 = 5）计算模数M 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 =2.0622） 计算当量齿数 =21.08（其中=） =189.68（其中）3） 由教材表10-5查得齿形系数 应力校正系数 4) 由教材图20-20c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=0.83 K=0.856) 计算弯曲疲劳许用应力参考教材P206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=1.5。 对比计算结果，由齿

12、面接触疲劳强度计算的模数1.492大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.244，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=1.5。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=29.84来计算应有的齿数. 计算齿数 z=19.89， 取z=20 ，那么：z=320=60。 4、计算几何尺寸（1） d=30 （2） d=90（3） =（4）（5） mm（6） =23.47圆整取mm ，小齿轮圆整后再加宽5mm,=29mm图（二）：小锥齿轮基本尺寸图(二)低速级齿轮传动的

13、设计已知输入功率为4.02kw、小齿轮转速为=480r/min、齿数比为4。（设工作寿命10年，每年工作300天），单班制。 1、选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 （1）选定低速级齿轮类型为斜齿圆柱齿轮；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；根据教材P214，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

14、） 试选载荷系数=1.62） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.443） 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N3=60n2j =604801（830010）=6.910h N4=60nj=601201（830010）=1.7210h6） 查教材10-19图得：K=0.92 K=0.947） 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小齿轮传递的转矩：9） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1

15、,应用公式（10-12）得:=0.92650=598 =0.94550=517 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1.286m/s3） 计算齿宽b及模数b=1.5567=51.20mm =4) 计算齿宽与高之比 齿高h= =2.252.258=5.08 = =10.085) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318X1X22tan=1.7446) 计算载荷系数K 系数=1，根据V=1.286m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.08 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=1.418

16、查教材图表（图10-13）得=1.32 所以载荷系数 =11.11.21.2=1.5847) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d =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:（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =1.742） 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）=2.647 ， =2.1875） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.581 ，=1.7866） 查教材图（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强

17、度极限=520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=400MPa 。7） 查教材图（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） 计算小、大齿轮的，并加以比较 ， 大齿轮的数值大.故选用之.（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m，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，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触

18、疲劳强度算得的分度圆直径d=61.4来计算应有的齿数.2）计算齿数 z=24.75 取z=25 ，那么z=425=100 。4、几何尺寸计算 （1） 计算中心距 a=128.83（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） 计算小、大齿轮的分度圆直径 d=51.5 d=206.2（4） 计算齿轮宽度 B= 取 ，小齿轮加宽5，则（5） 根据机械设计第七版10-8节计算各参数尺寸为： （6） 结构设计 设计时取小齿轮（齿轮3）齿顶圆直径为56mm ，采用实心结构；大齿轮（齿轮4）齿顶圆直径为210.2mm 采用腹板式结构其零件图如下：图（三）:大圆

19、柱斜齿轮工作图六、 轴的设计(轴的校核以I、II轴为例)(一)输入轴（I轴)的设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩 =4.23KW ，=1440r/min，= 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二所示 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 =1.3X28.05=36.4

20、65N.m 查机械设计课程设计表13-2，选YL7型弹性柱销联轴器其工称转矩为160N.m，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。取=38mm，半联轴器长度L0/2=62mm，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（见图四）图（四）：拟定轴上零件的装配方案示意图（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

21、，由机械设计课程设计表12-4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30309，其尺寸为 45mm100mm27.25mm所以；=27.25mm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12-4查得30309型轴承的定位轴肩高度，因此取；，故取。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=2.7mm，4）轴承端盖的总宽度为22mm。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=52mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向

22、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、根据以上数值求轴上的载荷（30309型的轴承a=21.5mm。所以俩轴承间支点距离为111.5mm 右轴承与齿轮间的距离为56.25mm。）（见图四）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=100968.01N.mm扭矩T =28.

23、05N.M输入载荷图如下：图（五）：输入载荷图 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由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= 20.18Mpa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。（二）输出轴（轴）的设计1、求输出轴上的功率、转速和转矩 =3.86 kw =120r/min =307.19N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 而 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 输出轴的最

24、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d=40mm，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（六）、输出轴轴上零件的装配示意图（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47mm，1段右端用轴端挡圈

25、定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度为=84mm，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段的长度应比L略短些，现取L1=82mm.2） 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L2=50mm.3） 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47mm，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，d7=d3=50mm，因而可以取L3=29.5mm。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

26、30310型轴承的定位轴肩高度，因此取d4=60mm, 取86mm。4） 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62mm，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L6=60mm齿轮的轮毂直径取为56mm所以d6=56mm。5） 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d5=64mm。轴环宽度，取L5=8mm。6） 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57.25mm （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d6由机械设计（第

27、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。（三）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 =4.02KW,n2=480r/min ,=79.98N.M 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、的方向如图七所

28、示： 图七、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（见图八） 图八、中间轴上零件的装配示意图（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3030

29、6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）已知圆柱斜齿轮齿宽，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=54。4）齿轮距箱体内壁的距离为a=16mm，大锥齿轮与大斜齿轮的距离为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32

30、mm，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；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型的轴承支点距离a=15.3mm。所以轴承跨距分别为L1=55.45mm，L2=74.5mm。L3=60.95mm做出弯矩

31、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=171866N.mm扭矩T =79.98N.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=45.62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。七、轴承的校核（以I轴和II轴上的轴承为例）（一）输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为dDT=45mm10027.5，轴向力 =260.96N， ，Y=1.7，X

32、=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则， =688.44N，=2088.51N则 则则，则 N N则 故合格。（二）中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306。轴向力， ，Y=1.9，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F 则 =1909.00N，=2596.48N 则 则 则 ， 则 N则故合格。八、键联接的选择及校核计算（一）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。

33、则键联接的强度为： 故也合格。（二）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。（三）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。九、联轴器的选择在轴的计算中已选定了联轴器型号。（一）输入轴的最小直径为

34、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 =1.3X28.05=36.465N.m。查机械设计课程设计表13-2，选YL7型弹性柱销联轴器其工称转矩为160N.m，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。（二）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。十、

35、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1、 机体的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2、机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3。 3.、 机体结构的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4、 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入

36、进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部

37、要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查

38、机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）十一、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

39、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。十二、减速器附件的选择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。十三、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。十四、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