机械设计课程设计设计一链板式运输机传动装置

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1、机械设计课程设计 机械设计课程设计计算说明书题 目 设计一链板式运输机传动装置 专业班级 学 号 学生姓名 指导教师 2012年7月 9日设计任务1 技术参数：输送链的牵引力F： 6 kN ，输送链的速度 ：0.55 m/s，输送链链轮的节圆直径d：399 mm。2 工作条件： 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差5%。链板式输送机的传动效率为0.95。3 方案简图：传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。方案简图如下图。 方案图设计计算及说明结果1选择电动机计算驱动卷筒的转速选用同

2、步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，可拟定以下传动方案：1.1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。1.2电动机容量(1)工作机的输出功率(2)电动机输出功率传动装置的总效率依次确定式中各效率：1个联轴器=0.99 ，3个滚动轴承 =0.99、圆柱齿轮传动=0.98、圆锥齿轮传动=0.97，1个滚子链传动=0.96。则 故 (3)电动机额定功率由文献【】中选取电动机额定功率。1.3电动机的转速推算电动机转速可选范围，由文献【】表 1 中查得圆锥-圆柱齿轮传动比范围，则电动机转速可选范围为：1.4

3、电动机的技术数据和外形,安装尺寸根据容量和转速，查文献【】Y系列三相异步电动机，选定电机，额定功率，满载转速，同步转速。由文献【】表19-1查得主要数据，并记录备用，如表1-1所示： 表1-1电机技术数据电机型号额定功率电流满载转速电机质量轴径mmY132M1-64Kw12.6A960轻382 计算传动装置总传动比和分配各级传动比2.1传动装置总传动比 2.2分配各级传动比所以减速器传动比 圆锥齿轮传动比（） 圆柱齿轮传动比 3计算传动装置的运动和动力参数3.1各轴转速3.2各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即3.3各轴转矩表3-1运动和动力参数轴号功率P/kw转矩T/（n.m）转

4、速传动比效率输入输出输入输出电动机轴3.7837.696010.99轴3.743.7037.2136.819603.30.98轴3.593.56117.85 116.87290.940.96轴3.483.45456.95453.0172.734.030.97工作机轴3.313.30433.32434.6372.730.964传动件的设计计算4.1圆锥直齿轮设计已知输入功率3.74kw，小齿轮转速960r/min，齿数比u=3.3，由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），两班制，工作时有轻微振动。4.1.1选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案选用直齿锥齿轮传动。（2

5、）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)（3）材料选择 由文献【】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。（4） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。则4.1.2按齿面接触强度设计由文献【】式10-9a由设计计算公式进行试算，即（1） 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 计算小齿轮的转矩为输 选齿宽系数=0.99=0.99=0.98=0.97=0.96kWkWkWkW31.3P48.3P59.3P74.3P=工作机轴762=zmm.N103.72T4=由文献【】图10-21d按齿面硬度查得小

6、齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限由文献【】表10-6查得材料的弹性影响系数计算应力循环次数由文献【】图10-19取接触疲劳寿命系数。 计算接触疲劳许用应力式10-12取失效概率为1%，安全系数S=1，得（2）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值平均分度圆直径 计算圆周速度v计算载荷系数根据，7级精度，由文献【】图10-8查得动载系数 表10-3直齿轮由文献【】表10-2查得使用系数根据小齿轮一端悬臂布置，查文献【】表10-9得轴承系数，则接触强度载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算模数 取标准值，文献【】表10-6模数圆整为 计算齿轮相关参数 计算齿宽 文

7、献【】表10-7圆整为（取整）4.1.3校核齿根弯曲疲劳强度（1）确定计算参数载荷系数计算当量齿数 由文献【】表10-5查得齿形系数 应力校正系数 安全系数由文献【】图10-18取弯曲疲劳寿命系数 由文献【】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许用应力（2）校核强度由式10-23计算得 可知弯曲强度满足，参数合理。4.1.4几何尺寸计算（1）锥齿轮大端分度圆直径 74.75mm,=247mm（2）计算锥距R 129.03mm（3）节圆锥角： （4）大端齿顶圆直径:mmm25.3=mm75.74d1=mm247d2=2173.1616.84。.84。=ddmm03

8、.129R=mmbb3921=74.75mm=247mm129.03mmmm（5）计算齿宽 文献【】表10-7圆整为（取整）4.2圆柱直齿齿轮设计（软齿面）已知输入功率3.59kw，小齿轮转速290.91r/min，齿数比u=4，由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），两班制，工作有轻微震动。4.2.1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 由文献【】表10-1选择大小齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数4.2.

9、2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即（1） 确定公式内的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮的转矩选齿宽系数 由文献【】表10-6查得材料的弹性影响系数 区域系数 由文献【】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计算应力循环次数由文献【】式10-13 由文献【】图10-19取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得（2） 计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度v计算齿宽b及模数计算载荷系数根据，7级精度，由文献【】图10-8查得动载系数由文献【】表10-3查得由文献【】表10-2查得使用系数

10、由文献【】表10-4查得由文献【】图10-13查得 接触强度载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，式10-10a得计算模数 4.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-5得弯曲疲劳强度的设计公式（1）确定公式内的个计算数值由文献【】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，由文献【】图10-18取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得 计算载荷系数由文献【】表10-5查得齿形系数应力校正系数 计算大、小齿轮的并加以比较，取较小值计算。大齿轮的数值大（2） 设计计算 齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数

11、，齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.05 文献【】表10-1就近圆整为标准值 按接触疲劳强度算得分度圆直径 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 分度圆直径 中心距 中心距选为187mm按中心距修正螺旋角齿宽 则 按计算后再作适当圆整，而常将小齿轮的齿宽在圆整值的基础上人为的加宽5-10,以防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷。 mmu=4231=z922=z5轴的设计计算

12、5.1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而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图5-1所示(3)初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为（调质）根据文献【】表15-3，取，得 取高速轴的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，查文献【】表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 图5-1轴的载荷分析 由于该轴与连轴器相连的一端直径要与电机相同，应小于联轴器的公称转矩，所以查标准GB/T5014-2003或文献【】，选LX3

13、弹性套柱销联轴器，其公称转矩为mmN1250，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mmL601=。(4) 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图5-2）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，为了满端盖密封，2-3轴段右端需制出一轴肩，故取3-4段的直径， mm35L32=-2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据，由文献【】表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7307，其尺寸为 图5-2轴的结构与装配 轴上的周向

14、定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由文献【】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，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。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为（5）求轴上的载荷，确定截面表5-1轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T（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应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为（调质），由文献【】表15-1查得，故安全。（7）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面 截面4右受应力最大截面

15、4左侧抗弯截面系数3336400401.00.1dWmm=抗扭截面系数333T12800402.00.2dWmm=截面4左侧弯矩M为mmN.76.41005M=截面4上的扭矩为mmN38995.=T.3截面上的弯曲应力MPa41.6.640076.41005=WMbs截面上的扭转切应力MPa05.31280038995.83TT=Wbt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文献【】附表3-2查取。因05.040.2r=d，1435500.83精度级的单列圆锥滚子和轴向力，故选用单列圆锥滚子.13540D=d，经插值后查得45.1975.1=tsaa，

16、又由文献【】附图3-1可得轴的材料敏感系数为mmN.76.41005M=Nmm.38995.83T=故有效应力集中系数为由文献【】附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文献【】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。 面4右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 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 过盈配合处的，由文献【】附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得轴按磨削加工，由文献【】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故可知安全。5.2中间轴设计（1）求输入轴上的功率

17、、转速和转矩 （2）求作用在齿轮上的力已知圆柱直齿轮分度圆直径 已知圆锥齿轮的分度圆半径为圆周力、，径向力、及轴向力、如图5-3图5-3轴的载荷分析图（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（调质），根据文献【】表15-3，取，得83.25290.959.311033220min=nPAd，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和（4）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见下图5-4）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，故选用角接触球轴承，由文献【】表15-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承708

18、3AC，其尺寸为，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位。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，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。取。3） 已知圆柱斜轮齿宽，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，在齿轮右端再设一轴肩，取，。轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由文献【】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，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；确定轴上圆角和倒角尺寸 ，取轴端倒角为图5-4轴的结构与装配(5) 求轴

19、上的载荷表5-2轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T(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，轴的计算应力前已选定轴的材料为（调质），由文献【】表15-1查得，故安全。(7) 精确校核轴的疲劳强度判断危险截面 截面5左右侧受应力最大截面5右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 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文献【】附表3-2查取。因，经插 值后查得又由文献【】附图3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力

20、集中系数为由文献【】附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文献【】附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取合金钢的特性系数计算安全系数值截面5左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面5右侧弯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 过盈配合处的，由文献【】附表3-8用插值法求出，并取，于是得轴按磨削加工，由文献【】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故可知安全。5.3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直齿轮的分度圆直径 而圆周力、径向力及轴向力如图5-5(3) 初步确定轴的

21、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），根据文献【】表15-3，取，得，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径， 取图5-5轴的载荷分析图(4) 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图5-6）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,长度30mm，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，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据，由文献【2】表15-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7312AC，其尺寸为，算上挡油环长度，取。左端轴承采用挡油环进行轴向定位。齿轮左端以

22、及轴承的定位采用挡油环，已知齿轮轮毂的宽度为74mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，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mmd7965=-。轴环宽度，取。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，按由文献【】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；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m6。(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为图5-6轴的结构与装配 (6

23、) 求轴上的载荷表5-3轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T(7) 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），由文献【】表15-1查得，故安全。(8) 精确校核轴的疲劳强度判断危险截面 截面7左右侧受应力最大截面7右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 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文献【】附表3-2查取。因，经插 值后查得 又由文献【】附图3-1可得轴的材料

24、敏感系数为故有效应力集中系数为3872.1144.10.8511)-(q1k7998.1193.10.8211)-(q1k=-+=+=-+=+=）（）(sttsssaa由文献【】附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文献【】附图3-4得表面质量系数为92.0=tsbb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。 链传动的设计与计算1 选择链轮齿数取小齿轮齿数=21，大链轮的齿数=4.0221=84。2 确定计算功率 由表9-6得=1.1，由图9-13查得=1.2，双排链，则计算功率为 =/=1.11.23.3158/1.75=2.5kw3 选择

25、链条型号和节距 根据=2.5kw和主动链轮转速=72.73r/min，查图9-11可选16A-2，由表9-1查得节距p=25.4mm。4 计算链节数和中心距 初选中心距=(3050)p=(3050)25.4=7621270mm。取=770mm，相应的链长节数为 116.44故取链长节数=116节 查表9-7得到中心距计算系数=0.23648，则链传动的最大中心距为：=p2-(+)=760mm5 计算链速，确定润滑方式=p/(601000)=72.732125.4/(601000)0.6424m/s由=0.64m/s和链号16A-2，查图9-14可知应采用滴油润滑。6 计算压轴力 有效圆周力为：

26、=1000P/ =10003.3158/0.6424=5161.58N链轮水平布置时的压轴力系数=1.15 则压轴力为=1.155161.585935.8N7 计算链轮主要几何尺寸8 链轮材料的选择及处理根据表9-5，选择材料为40钢，采用淬火、回火处理。mmd7965=-92.0=tsbb6滚动轴承的选择及校核计算6.1输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由文献【】表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7307AC，其尺寸为,e=0.68,Y=0.87,表6-1轴承上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F则则则则则 则故合格。6.1中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由文献【

27、】表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7308AC，其尺寸为,e=0.68,Y=0.87,表6-1轴承上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F则则则则则 则故合格。6.1输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由文献【】表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7312AC，其尺寸为,e=0.68,Y=0.87,表6-1轴承上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F则则则则则 则故合格。7键联接的选择及校核计算7.1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，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故单键即可。7.2中间轴键计算校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普

28、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。7.3输出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，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故单键即可。8.联轴器的选择及校核计算8.1各种联轴器的比较8.1.1 刚性联轴器缺点：对两轴对中性要求较高，当两轴有相对位移存在时，就会在机件内引起附加载荷，使工作环境恶化。优点：结构简单，成本低，可传递较大的转矩，故当转速低时，无冲击；当轴的刚性大，对中性较好时常用。（1）挠性联轴器： 无弹性元件的联轴器，因有挠性，故可补偿两轴的相对位移。（2）十字滑块联轴器一般用于转速n250r/min,轴的刚性较大，且无剧烈冲击处.（3）滑块联

29、轴器结构简单，尺寸紧凑，适用于小功率高转速而无剧烈冲击处。（4）十字轴式万向联轴器允许两轴间有较大的夹角。（5）齿式联轴器传递很大转矩，并允许有较大的位移偏移量，安装精度要求不高，但质量较大成本较高，在重型机械中应用广泛。8.1.2弹性元件的挠性联轴器这类联轴器因装有弹性元件，不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲间真的作用。（1）弹性套柱销联轴器拆装方便成本较低，但弹性套易磨损寿命较短，适用于连接载荷平稳，需正反转或启动频繁的传递中小转矩的轴。（2）弹性柱销联轴器传递能力大结构简单，安装制造方便耐久性好，弹性柱销有一定的缓冲和减振能力。8.2联轴器的选择综上所述，根据工作要求，选择弹性柱

30、销联轴器较合理。根据所选电动机轴径的大小选择联轴器的孔径。结合所选Y132M26型电动机的技术数据和外形、安装尺寸，从GB/T5014-1995中查得LX3联轴器许用转矩为630许用最大转速5000r/min,轴径为30mm,32mm,35mm,38mm,故适用8.3联轴器的校核计算在轴的计算中已选定联轴器型号。输入轴选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，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60mm。9.减速器附件的选择由文献【】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,启盖螺钉M6。9.1视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视

31、孔，能看到传动零件啮合区位置，并有足够的空间，以便于能深入进行操作，窥视孔有盖板机体上开窥视孔与凸缘一块，以便于机械加工出支撑盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。9.2放油孔与螺塞 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，与便放油，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撑面，并加封油圈加以密封。9.3油标油标位于便于观察减速器油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。9.4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，在机盖顶部窥视孔盖上安装通气器，以便于达到体内为压力平衡。9.5起

32、盖螺钉起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。9.6定位销为保证刨分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。9.7吊环在机盖上直接铸处吊钩和吊环，用以吊起或搬运较重的物体10.润滑与密封齿轮采用脂润滑，由文献【】表16-2查得选用通用锂基润滑脂（GB7324-1994）。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到底面的距离3050mm。由于大圆锥齿轮，可以利用润滑轴承，并通过脂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

33、滑剂的漏失。11.铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸的确定铸铁减速器箱体结构尺寸如下表11-1：表11-1铸铁减速器箱体结构尺寸部位名称符号公式尺寸值箱座厚度10箱盖厚度8箱座凸缘厚度15箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度25地脚螺栓直径16地脚螺栓数目6轴承旁连接螺栓直径12箱盖和座连接螺栓直径8联接螺栓的间距150-200120轴承端盖螺钉的直径8视孔盖螺钉直径6定位销直径6至外箱壁距离13至凸缘边缘距离11轴承旁凸台半径11凸台高度45外箱壁至轴承座端面距30大齿轮顶圆与内机壁距12齿轮端面与内机壁距离12箱盖、箱座肋厚8.5高速轴轴承端盖外径130中间轴轴承端盖外径114低速轴轴承端盖外径1

34、54轴承旁连接螺栓距离14012.设计小结这次关于链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。通过四个星期的设计实践，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,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。13.参考文献【1】 机械设计（第八版）高等教育出版社 主编 濮良贵 纪明刚 副主编 陈国定 吴立言【2】 机械设计课程设计 主编 李育锡 【3】 机械制图高等教育出版社 主编 刘朝儒【4】 机械设计课程设计手册机械工业出版社 主编 张龙【5】 机械原理高等教育出版社【6】 理论力学高等教育出版社2021-10-11 49