二级同轴圆锥圆柱齿轮减速器

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1、工业学院机械设计课程设计说明书设计题目：二级圆锥圆柱齿轮减速器（用于带式输送机传动装置中）专 业：机械电子工程班 级：姓 名：学 号：指导教师：2016年1月3日41设计计算说明书设计任务书 3电动机的选择 4高速轴齿轮传动的设计 6低速级圆柱齿轮传动的设计 14设计轴的尺寸并校核 19轴的校核（中间轴）22滚动轴承的选择及计算 27键联接的选择及校核计算 29联轴器的选择29润滑与密封 30设计小结30参考文献 30机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机圆锥一圆柱齿轮减速器设计内容：(1)设计说明书(一份)(2)减速器装配图(1张)(3)减速器零件图(不低于 3张系统简图：2帕3勒原始数

2、据：运输带拉力 F=4800N,运输带速度1.25ms,卷筒直径D=500mm工作条件：1、两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度350 C;2、使用折旧期：8年；3、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4、动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V;5、运输带速度允许误差：5%6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量生产;主要结果计算与说明设计步骤：电动机的选择1.计算带式运输机所需的功率：FV 4800 1.25 Pw =6kw100010002.各机械传动效率的参数选择：尸0.99 （弹性联轴器），2=0.98 （圆锥滚子轴承）

3、，3=0.96（圆锥齿轮传动），4=0.97 （圆柱齿轮传动），5=0.96（卷筒）.所以总传动效率:= 0.9924 _0.980.96 0.97 0.963.计算电=0.808动机的输出功率：DPw6Pd = 一 =a 0.808kw 7.43kw4.确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减 速器传动比合理范围ia =1025,工作机卷筒的60 1000V 60 1000 1.25转速 n= =47.77 r/min ,d 3.14 500nd ian （1025）76.43（477.7119428）r/min。则电动机同步转速选择可选为750r/min ,1000r/min。考虑电动机

4、和传动装置的尺寸、价格、 及结构紧凑和满足锥齿轮传动比关系，故首先 选择750r/min,电动机选择如表所示同步转速为750r/min确定电机Y系列三 相异步电动机，型号为Y160L-8 ,额 定功率7.5kW,满 载 转 速nm型号额定功率/kw满载转速r/min启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y160L-87.57202.02.0计算传动比:720r/min2.总传动比:nm720 15.072 47.77ii3, i2 5.0243.传ia i1 i2i10.25ia=0.25 15.072 3.7683,不成立。所以11 =3i2ia 15.072a=5.024i1计算各轴的转速:n1

5、nm720r/minII轴n2n1720n3i1240r/minn224047.77r/mini25.024计算各轴的输入功率:Pd 17.430.99 7.356 kwII轴P23 7.356 0.98 0.9636.92kwP3P22 4=6.92 X 0.98 X0.97=6.714kw卷筒轴P卷P3 216.714 0.98 0.99 6.514kw各轴的输入转矩Td 9.55 106 Pd- nm9.55106 7.356 9.76 104N?mm720T1 Td 1 9.76 0.99 9.6624 10 选择小齿轮齿数Z1 25,则：Z2 iz 3 25 75 ,取 N?mmII

6、轴T2 T1 2 3i1 9.6624 0.98 0.96 3 104 2.72711576 105N?mm田轴T3 T2 2 4i2 2.72711576 0.98 0.97 4 105 4.602 105N?mm卷筒轴55_T卷 T2 2 1 4.602 0.98 0.99 102.66 10 N ?mm齿轮 型号材料 牌号热处理 方法强度极 限b/MP屈服极 限匕 s/MP硬度(HBS)平均 硬度(HBS)齿a芯部齿回 部小齿 轮45调质处 理650360217255236大齿 轮45正火处 理580290162217189.5、高速轴齿轮传动的设计1.按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2.

7、输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 8级精度。3.材料选择由机械设计选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：二者硬度差约为 45HBs。45号钢调质。小齿 轮齿面硬度为236HBS ,大齿轮齿 面硬度为189.5HBSz2 75 。实际齿比uZ2Z175255.确定当量齿数6. u cot 1 tan 2 3118.44 ,271.56750.390237.1Zi25Zvi 26.34,cos 10.921Z2Zv2cos 2（一）按齿面接触疲劳强度设计32.922diZeKTiH R 1 0.5 R u其中1）试选载荷系数 Kt 1.82）教材表106查得材料弹性系数 Ze 189.8jMPa3

8、）小齿轮传递转矩T1 9.6624 104N?mm4）锥 齿 轮 传 动 齿 宽 系 数b0.25 R 0.35,取 R 0.33。 R5）教材查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hiim1 570MPa；按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2 390MPa o6）循环次数_ _ 9N1 60nljLh60 7201 2 8300 102.074106.913 108N12.074 109N21-u 37）查教材接触疲劳寿命系数Khn1 1.0, KhN2 1.0。8）计算接触疲劳许用应力H 取失效概率为1%,安全系数为 S=1,贝 U H KHN1 Hlim11.0 570 570MPaSK

9、 HN2 Hlim21.0 390 390MPa570 3902480MPa 1.23H 2取 H 480MPa2.计算1)计算小齿轮分度圆直径d13d1t 2.923= 2.922)=102.56mm计算圆周速度d1t Ai60 10003)4)5)2Ze189.84803.14计算齿宽b及模数mrR d1tmntditZi齿高KT1/-2r 1 0.5 r u_ 41.8 9.6624 1020.33 1 0.5 0.333102.56 720 3.86m/s60000、u2 132 1r-102.56 0.33 53.51mm102.56 4.1024 mm25h 2.25mnt 2.2

10、5 4.102453.51 匚 .5.809.23计算载荷系数K由教材Ka=1 ；根据动载系数KV =1.18 ;齿间K = Kh Kf 1 ;取轴承系数9.23mmv=3.09m/s、8 级精度,载荷分配系数Kh be =1.25 ,齿向载荷分布系数k =kh kh =khbe 1.5 1.875所以：K KaKvKh Kh 1 1.18 11.875 2.2136)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径d1dt102.56 3绯 110mm 1.87)就算模数:mnd1110 4.4 mmZ125（二）按齿根弯曲疲劳强度设计34KT1YFaYsam I-r 1 0.5 r 2Z1 , u2 1

11、 F1 .确定计算参数1）计算载荷KKAKVKF KF 1 1.18 1 1.875 2.2132）查取齿数系数及应了校正系数YFa12.568 ,Ysa11.601 ； YFa2 2.14 , % 1.83。3）按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限FE1 400MPa；按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 320MPa。4） 弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.91, Kfn2 0.92。5）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 。K FN1 FE1S0.91 4001.4260MPaK FN 2 FN 20.92 3201.4210.29MPa6）Yd 计算大小齿轮的 上 并加

12、以比较,FYFaYSa12.568 1.6010.01581260YFa2YSa22 14 1830.01862 ,大齿轮的数值大。210.292.计算mt4KT1YFaYSa222R 1 0.5 R Z1U 1 F_ 44 2.213 9.2264 101 0.5 0.33 2 25232 10.01862=1797mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承 载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有 关。所以可取弯曲强度算得的模数 2.671 mm并就近圆整为标准值mn 4.4 mm而按接触强度算得分度圆直

13、径d=110mm重新修 d,110正齿轮齿数，Z1 3 0 25 ,取整Z1 25 ,则 mn 4.4Z2 i1Z1 3 25 75,为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，Z2与Z1 一般应互为质数。故 取整Z276。则实际传动比i1 名 吏 3.04,与原传动比相差1.01%,且在5% Z125误差范围内。（三）计算大小齿轮的基本几何尺寸1 .分度圆锥角：1）小齿轮 1 arccot卫 18.26Z12） 大齿轮 2 9019018.2671.73d1d212Rb1132 mm334mm18 26671 3354176mmb2 59mm2 .分度圆直径：1） 小齿轮d1mnz14.4 30

14、132 mm2）大齿轮d2mnz24.4 76334mm3 . 齿顶高 ha ha mn 1 4.4mm 4.4mm4 .齿根高 hf ha c mn 1 0.2 4.4mm 5.28mm5 .齿顶圆直径：1）小齿轮da1d12hacos 113224.40.9496140 mm2）大齿轮da2d22hacos 233424.40.3135337mm6 .齿根圆直径:1）小齿轮7.8.9.Zv1Zv210.11.df1 d1 2h f cos 12）大齿轮df2 d2 2hf cos 2锥距mz2sinm 2-22 11齿宽 bB1 45mmZ1cos 1Z2cos 2分度圆齿厚rRB2252

15、Z2132 2 5.28 0.9496 122 mm334 2 5.28 0.3135 330.7mm26.3221.5 1.8751 1.18 1 1.8752.2132.213 9.2264 10R 1 0.5be =1.25 ,齿3.14 4.4 6.91mm4.4_ 2- 2.一 2576176mm23.14 132 720 4.97m/s,再根据 860000YSa11.654； YFa22.122,0.333 176 58.6mm ,(取整)b=59mm。40mm0.949676242.40.3135修正计算结果:1)2)3)4)ms 2YFa12.441YSa21.862。v 6

16、0 1000级精度按教材查得：动载系数Kv=1.18;齿间载荷分配系数K =Kh Kf 1 ;取轴承系数Kh向载荷分布系数K =Kh Kh =KHbeueKKaKvKh K校核分度圆直径3dt 2.92Ze3 189.8= 2.92 . 2% 492.60.33 1 0.5 0.333二1035)YFalYSal2.441 1.6542600.01553YFa2YSa22.122 1.862210.290.01879 ,大齿轮的数值大,4KT1按大齿轮校核。36) mnYFaYsa, C22 ,2)R 1 0.5 R Z1 T u 1 F0.0187934 2.213 9.2264 104 0

17、.33 1 0.5 0.33 2 33232 1=2.69mm实际d1132mm , mn 4.4mm ,均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。（四）轮结构设计 小齿轮1由于直径小，采用实体结构；大齿轮2采用孔 板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计 算，见下表；大齿轮 2结构草图如图。高速级齿轮传动的尺寸见表名称结构尺寸及经验公式计算值锥角arctanz2乙71.57锥距R176mm轮缘厚 度e 34mn 10mm11mm大端齿顶圆 直径da337mm毂空直径D由轴设计而定50mm轮毂直径D1D11.6D80mm轮毂宽度LL 1 1.2 D取 55mm腹板最大直径D0由结

18、构确定160mm板孔分布圆直径D2cDoDiD22120mm板孔直径d0由结构确定12mm腹板厚度CC 0.10.17R 1cmm18mm高速级锥齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法面模数mn4.4 mm锥角1218.2671.73齿数Z1Z22576传动比i13.04分度圆直径d1d2132mm334mm齿顶圆直径4 a 2%c。、42 d2 2hacos2140mm337mm齿根圆直径cf1 d1 2hfcoS| d2 d2 2f8092.382mm228.164mm锥距_ mz m 2 22RT Z1z22sin 2176mmB1B245mm40mm二、低速级圆柱齿轮传动的设计（一）选定齿轮

19、类型、精度等级、材料及齿数1 .按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2 .经一级减速后二级速度/、高，故用 8级精度。3 .齿轮材料及热处理小齿轮选用45钢调质，平均硬度为235HBs大齿轮材料 为45刚正火，平均硬度为190HBs二者材料硬度差为 40HBS 4.齿数选择选小齿轮齿数Z3 24 ,根据高速级传动比ii 3.04 ,得低速级传动比i2” 5,则大齿轮齿数Z4 Z3i2 24 5 120 ,取 iiz2=120o实际传动比U2 524传动比误差 i 120 24 5 100 % =0.0001 % 5%, i5在允许误:差范围内。5 .选取螺旋角。初选螺旋角B =14。（二）按齿面接

20、触强度设计3 “2 u 1,ZhZe、2九 J（ r i ） dU H 1 .确定各参数的值：1）试选载荷系数Kt =1.62）计算小齿轮传递的扭矩。T2=6.923）查课本选取齿宽系数d 1。14）查课本得材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa2 05）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 .而1 570MPa；按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限Hiim2 390MPa。6）计算应力循环次数7） N1 60n1jLh 60 720 12 8 300 1 02.074 1 09;-.92N12.074 10c ，八8N26.913 10 ;u38）接触疲势若命系数KHN1 1.01, K

21、HN2 1.05。9）计算接触疲劳许用应力H取失效概率为1%,安全系数为S=1,则 H 1= KHN1 Hlim1 1.01 570 575.7MPaSKHN2 Hlim21.05 390 409.5MPa5757 409.5492.6MPa ?4765.8) mm腹板厚度CC 0.2 0.3 B18mm低速级圆柱斜齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法面模数mn2.5mm法面压力角n20螺旋角13 918齿数Z3Z428113传动比i 24.036分度圆直径d3d472.006mm290.113mm齿顶圆直径da3 d3 2hda4 d4 2ha77.006mma295.113mm齿根圆直径df3

22、 d3 2hdf4 d4 2hf65.756mmf283.863mm中心距m n Z3 Z4 a 2cos181mmB3B480mm75mm四、设计轴的尺寸并校核。（一）轴材料选择和最小直径估算31rp3!4.1181.高速轴：dimin A01,126 J 22.533mm , n17 7201）联 轴 器 传 递 的 名 义 转 矩_P _ _ 5.5T =9550955072.95 N.mn720计算转矩 T KT 1.5 72.95 109.43 N.m c2）则选取LX3型联轴器。其中：公称转矩Tn 1250N.m ,许用转速 n 4750r/min ,联轴器孔直径d= （30、32

23、、35、38、40、42、45、48）满足电机直径 d 电机=42 mm。3） 确定轴的最小直径。根据 d轴=（0.81.2） d电机，所以d1mhi33.6mm 。取 d1min35mm, n 3,P3 3.874 八2.中间轴：d2minA02 120 J27.976mm。12305.73该处轴有一键槽，则：d2min1 0.0727.976 29.934mm ,另考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直径，取 d2min 40 mm。,“ 3 P3 3.683 c c3.低速轴：d3minA03 - 112 J25.675mm。n3, 76.43考虑该处有一联轴器和大斜齿圆柱齿轮，有两个键槽

24、，则：d3min 1 0.15 25.675mm29.526mm ,取整：d3min 35mm。(二)轴的结构设计A.高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如图上图所示。1) 各轴段直径的确定dn ：最小直径，安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段,d11 d1min35mm 。，1前| nt *加 口 )d12 :根据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准，取 45mm3 .轴承处轴段，根据圆锥滚子轴承30210确定轴径50mm4 .轴环段取60mm5 .轴承处根据轴承取 50mm6 .小锥齿轮处取 40mm2）轴各段长度1 .由选择的联轴器取 60mm2 .由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定40mm

25、3 . 由圆锥滚子轴承确定 20mm4 .由装配关系、箱体结构确定110mm5 . 由圆锥滚子轴承确定 20mm6 .由套筒及小锥齿轮确定 63mmB.中间轴直径长度确定1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向 力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin =40mm,轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为 30209,其主要参数为：d=45 mm, D=85mm, T=20.75mm,B=19mm,C=16mm以取其直径 45mm2）因为安装小斜齿轮为齿轮轴，其齿宽为80mm直径为77.006mm 所以长 80mmift彳至 77

26、.006mm3）轴的轴环段直径60mm长10mmC.输出轴长度、直径设置1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向 力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin =40mm,轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为 30209,其主要参数为：d=45 mm, D=85mm, T=20.75mm,B=19mm,C=16mm以取其直径 45mm2）因为安装大斜齿轮，其齿宽为 75mm所以长75mm直径 50mm3）轴的轴环段直径60mm长10mm4）过渡轴直径50mm长度58mm5）轴承端直径 45mm,长度42mm6）箱盖密封轴直径 40

27、,长度35mm7）选择联轴器的直接 35mm,长度60mm。F2后2 Ft2D B括2F2 FBv28028.73-14607.33F FBh108934.84.93109909.84N.五、轴的校核（中间轴）（一）轴的力学模型建立（二）计算轴上的作用力大锥齿轮2:圆周力L L2Ti2Ti2 5.462 104cFt2Ft1 1323.86Ndm1d1 1 0.5 R 99 1 0.5 0.333径向力F2 Fa1Ft1tan cos 1 1323.86 tan20 cos23.199189.81Nr 2alt ii轴向力Fa2Fr1Ft1 tan cos 1 1323.86 tan20 co

28、s23.199442.88N斜小圆齿3:圆周力Ft3 2T2 2 1.2103 105 N 3361.66Nd372.006径向力Fr3Ft3 包匚 3361.66 tan20一 N 1256.52Ncoscos13.155轴向力Fa.Ft.tan3361.66 tan13.155 N 785.69Na3t3（三）计算支反力1 .计算垂直面支反力如图由绕支点A的力矩和 M AV 0则：Fr3 62 Fr2 62 74 Fbv 1890l189.81 136 1256.52 62 KlFbv N275.61N189同理：M BV 0 .则 F AV 791.10NZ 0,计算无误。2 .计算水平

29、回支反力与上步骤相似，计算得：FAH 2630.13N , FBH 2055.39 N（四）绘扭矩和弯矩图1. 垂直面内弯矩图如上图。C处弯矩Mcv左=Fav 62791.10 62 N .mm -49048.20N .mmMcv右 Fav 62 Fa3 d3- 4904.20 78569 72006Nmm 7733母ON.mm 22D处弯矩Mdw&Fbv 53 Fa227561 53 44288 19254 2802873N.mm22Mdv 右 Fbv 53275.61 5314607.53N.mm2 .绘水平面弯矩图，如图所示 M h .C 处弯矩：MchFah622630.1362163

30、068.06N.mmD 处弯矩：M dhFbh532055.3953108934.84N.mm3 .合成弯矩图如图C处最大弯矩值：Mcmax.163068.062 77335402 180477.02N.mmD处最大弯矩值：MDmax.108934.842 28028.732 112482.93N.mm4 .转矩图TT T2 121030N.mm5 .弯扭合成强度校核进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。轴的许用应力1 60MPaM 2 T2应用第三强度理论1W33.29mm30.39mm3 32.Mc2 T23 32. 180477022 12103GdC ；1;3.14 60,3 3

31、2 M D2 T23132112482932 121030dD i11,113.14 60远大于计算尺寸。故强度足够。（五）安全系数法疲劳强度校核1 .判断危险截面对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方面分析，因C处是齿轮轴，故 C处不是危险截面。D截面是危险截面。需对 D截面进行校核。2 .轴的材料的机械性能根据选定的轴的材料 45钢，b 640MPa,i 275MPa, 1 155MPa取 0.50.5 0.2 0.13 . D截面上的应力因D截面有一键槽b h 14mm 9mm, t 5.5mm。所弓I：抗弯截面系数d332btd t2d一 一 3.3.14 50 14 5.5

32、50 5.5322 50一 一一 31074Q83mm3d btd t16 2d32300646mm抗扭截面系数_3_3.14 50 14 5.5 50 5.5162 50M Dmax112482.93弯曲应力幅 a Dmax MPa 10.47MPa,W 10740.83弯曲平均应力m 0 ；扭转切应力幅 a 工- -121030MPa 2.63MPa,2Wt2 23006.46dCdD33.29mm30.39mm平均切应力 m a 2.63MPao4.影响系数D截面受有键槽和齿轮的过盈配合的共同影响， 但键槽的影响比过盈 配合的影响小，所以只需考虑过盈配合的综合影响系数。用插值法求k出：3

33、.16 ,k k取一 0.8 0.8 3.16 2.53,轴按磨削加工，求出表面质量系数：0.92。k 11故得综合影响系数：K1 3.161 3.250.92k 11K 1 2.53 1 2.620.925.疲劳强度校核轴在D截面的安全系数为：S 1 275 8.08K am 3.25 10.47 0.2 01155S 1 21.667K am 2.62 2.63 0.1 2.63SS8.08 21.667ScaL7.57Js 2 S 2J8.082 21.6672取许用安全系数S 2.0，有ScaS,故C截面强度足够。校核图速轴及输出轴校核该轴与中间轴方法一样，故步骤省略。经校核后，两轴强

34、度足够。六、滚动轴承的选择及计算1.输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，单列圆锥滚子轴承30210,其尺寸为， d D T 50mm 90mm 21.5mmFa 362N e 1.5tan 1.5tan11 5135 0.315Sca 7.57载荷水平向H垂直向V支反力FFnhi 522.5NFnvi 33.55NFnh2 1567.5NFnv2 82.45N则Fr1 523.58N, Fr2 1569.67NFn1701.30Fd1446.59 N2Y 2 0.4 cot11 5135匚Fr22397.57村Fd2402.79N2Y 2 0.4 cot11 5135则Fa1 Fd1 Fa 4

35、46.59 338 784.59NFa2 Fd2402.79NSFa1Fri784.591701.30Fa20.461 eFr2402.792397.570.168 ePri 0.4Fn 0.4cot Fa1784.59 2174.98N0.4 1701.3 0.4 cot11 5135PhFr2 2397.57N则Lh10A6 Cr60n Pr10A655800 . 1060 3102397.5731.94 10A6h 10A6h故合格。2,中间轴和输出轴轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209,其尺寸为d D T 45mm 85mm 20.78mm Fa 65

36、1.5N ,e 1.5tan 1.5tan12 5710 0.345载荷水平向H垂直向V支反力FFnf 957NFnv1 125NFNH2 1669NFNV2 1106N则Fd1Fn965.13277.48N2Y20.4cot12 5710”Fd2Fr22002.20575.63N2Y20.4cot12 5710Fa1 Fd1 Fa 277,48 651.5 928.98NFa2 Fd2575.63NLh 1.94 1(Jh 1孙0.287 eFai 928.98 八 “c Fa?575.630.963 e Fri 965.13Fr?2002.20Pri 0.4Fri 0.4cot Fai0.

37、4 965.i3 0.4 coti2 57i0 928.98 200i.67NPr2 Fr2 2002.20N则Lh 10A6 Cr 人60n Pr10A660 77.655800 Ai02002.203i4.i0 10A6h 10A6h故合格七、键联接的选择及校核计算1 .输入轴键计算校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为b h l 10mm 8mm 55mm,接触长度 l 55 5 50mm,则键联接所能传递的转矩为：T 0.25hld p 0.25 6 22 20 120 1000 79.2N?mT T3 97.35N ?m ,故单键即可。2 .中间轴键计算校核联轴器处的键连接，该

38、处选用普通平键尺寸为 b h l 14mm 9mm 44mm,接触长度 l 44 14 30mm ,则键联接所能传递的转矩为：T 0.25hld p 0.25 8 58 40 120 1000 556.8N?mT T4 371.66N?m,故单键即可。3 .输出轴键计算校核圆柱齿轮处的键连接，该处选用普通平键尺寸为b h l 14mm 9mm 55mm,接触长度 l 55 14 41mm ,则键联接所能传递的转矩为:Lh 1410 1(6h 1hT 0.25hld p 0.25 10 34 55 120 1000 561N ?mT T4 371.66N?m,故单键即可。八、联轴器的选择在轴的计

39、算中已选定联轴器型号。1 .输入轴选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000 N?mm, 半联轴器的孔径d1 20mm,故取d1 2 20mm,半联轴器长度 L 52mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm。2 .输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000 N ?mm ,半联轴器的孔径d1 40mm ,故取d1 2 40mm,半联轴器长度 L 112mm,半联轴器与轴配合 的毂孔长度为84mm。九、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v 12m/s时，圆锥齿轮

40、浸入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v 3.23m/s 2m/s,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、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

41、械原理、机械设计、理论力学、材料力学、工程材料、机械设计（机械设计基础）课程设计等十-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、加深和扩展有美机械设计方面的知识等方面有重要的 作用。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美机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。十、今英文献：1 机械设计课程设计指导书（第二版），高等教育出版社，龚海义主编，罗圣国等编。 2011.8 （2012.12重印）2机械设计，武汉理工大学出版社，杨明忠，朱家诚主编，2001.10（2013.7 重印）3机械设计课程设计手册（第四版），高等教育出版社，吴宗泽等主编，2012.5 （2013.1 重印）4机械原理，西南交通大学出版社，赵登峰，陈永强，邓茂云主编，2012.1113，一一 一 .，W 4.036,与原分配传动比4.038基本一致，相差28