机械设计优秀课程设计二级减速器详细版.doc

机械设计课程设计
计算说明书

题 目 设计带式运输机传动装置两级圆锥-圆柱齿轮减速器
专业班级 机械设计制造及其自动化专业x班
学 号 xxxxx
学生姓名 xxx
指导老师 xxxxxxxxx

xxxxx
x年x月 x日

西 安 文 理 学 院

机械设计课程设计任务书

学生姓名 田银红 专业班级 机械设计制造及其自动化专业08级一班
学 号 指导老师 周毓明 何斌锋
职 称 教 研 室 机电系机电教研室
题目 设计带式运输机传动装置 编号 Z-1
传动系统图：

图一

原始数据：
运输带工作拉力
运输带工作速度
卷筒直径
2500
1.4
250
工作条件：
连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限8年，运输带速度许可误差为±5%

要求完成：
1.减速器装配图1张（A2）。
2.零件工作图2张（齿轮和轴）。
3.设计说明书1份，6000-8000字。
开始日期 12 月 06 日 完成日期 0 年 12 月 31 日

目录
1选择电动机 1
1.1电动机类型和结构型式 1
1.2电动机容量 1
1.3电动机转速 2
1.4电动机技术数据和外形,安装尺寸 2
2 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 3
2.1传动装置总传动比 3
2.2分配各级传动比 3
3计算传动装置运动和动力参数 4
3.1各轴转速 4
3.2各轴输入功率 4
3.3各轴转矩 4
4传动件设计计算 6
4.1圆锥直齿轮设计 6
4.1.1选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数 6
4.1.2按齿面接触强度设计 6
4.1.3校核齿根弯曲疲惫强度 8
4.1.4几何尺寸计算 9
4.2圆柱直齿齿轮设计 10
4.2.1选定齿轮精度等级、材料及齿数 10
4.2.2按齿面接触强度设计由设计 10
4.2.3按齿根弯曲疲惫强度设计 10
5轴设计计算 15
5.1输入轴设计 15
5.2中间轴设计 21
5.3输出轴设计 26
6滚动轴承选择及校核计算 32
6.1输入轴滚动轴承计算 32
7键联接选择及校核计算 33
7.1输入轴键计算 33
7.2中间轴键计算 33
7.3输出轴键计算 33
8.联轴器选择及校核计算 34
8.1多种联轴器比较 34
8.1.1 刚性联轴器 34
8.1.2弹性元件挠性联轴器 34
8.2联轴器选择 34
8.3联轴器校核计算 35
9.减速器附件选择 36
9.1视孔盖和窥视孔 36
9.2放油孔和螺塞 36
9.3油标 36
9.4通气孔 36
9.5起盖螺钉 36
9.6定位销 36
9.7吊环 37
10.润滑和密封 38
11.铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸确实定 39
12.设计小结 40
13.参考文件 41

设计计算及说明
结果

1选择电动机
计算驱动卷筒转速

选择同时转速为1000r/min或1500r/min电动机作为原动机，可确定以下传动方案：
1.1电动机类型和结构型式
按工作要求和工作条件，选择通常见途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)工作机输出功率

(2)电动机输出功率

传动装置总效率

依次确定式中各效率：2个联轴器=0.99、4个滚动轴承 =0.98、圆柱齿轮传动=0.97、圆锥齿轮传动=0.96。
则

故

(3)电动机额定功率
由文件【４】中选择电动机额定功率。
1.3电动机转速
推算电动机转速可选范围，由文件【２】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电动机技术数据和外形,安装尺寸
依据容量和转速，查文件【４】Y系列三相异步电动机，选定电机，额定功率，满载转速，同时转速。
由文件【４】表19-1查得关键数据，并统计备用，如表1-1所表示：

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mm
Y132M2-6
5.5Kw
12.6A
960
轻
38

2 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

(式中： )
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）
转速
传动比
效率η
输入
输出
输入
输出
电动机轴

4.3

42.78
960
1
0.99
Ⅰ轴
4.26
4.17
42.38
41.53
960
2.4
0.94
Ⅱ轴
4.01
3.93
95.74
93.83
400
3.7
0.95
Ⅲ轴
3.81
3.73
336.59
329.86
108.1
1
0.97
工作机轴
3.70
3.63
326.87
320.33
108.1

4传动件设计计算
4.1圆锥直齿轮设计
已知输入功率4.26kw，小齿轮转速960r/min，齿数比u=2.4，由电动机驱动，工作寿命8年（设每十二个月工作300天），单班制，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）按传动方案选择直齿锥齿轮传动。
（2）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选择7级精度(GB10095-88)
（3）材料选择 由文件【１】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
由文件【１】式10-9a由设计计算公式进行试算，即

（1） 确定公式内各计算数值
① 试选载荷系数
② 计算小齿轮转矩为输

③ 选齿宽系数

=0.99
=0.98
=0.97
=0.96

④由文件【１】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限，大齿轮接触疲惫强度极限
⑤由文件【１】表10-6查得材料弹性影响系数

⑥计算应力循环次数

⑦由文件【１】图10-19取接触疲惫寿命系数。
⑧ 计算接触疲惫许用应力式10-12取失效概率为1%，安全系数S=1，得

（2）计算
①试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值
②平均分度圆直径

③计算圆周速度v

④计算载荷系数
依据，7级精度，由文件【１】图10-8查得动载系数
表10-3直齿轮

由文件【１】表10-2查得使用系数
依据小齿轮一端悬臂部署，查文件【１】表10-9得轴承系数，则
接触强度载荷系数

⑤按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，得

⑥计算模数
取标准值，文件【５】表10-6模数圆整为
⑦计算齿轮相关参数

计算齿宽

文件【５】表10-7圆整为（取整）
4.1.3校核齿根弯曲疲惫强度
（1）确定计算参数
①载荷系数

②计算当量齿数

③由文件【１】表10-5查得齿形系数

④应力校正系数
⑤安全系数
⑥由文件【１】图10-18取弯曲疲惫寿命系数

⑦由文件【１】图10-20c查得
小齿轮弯曲疲惫强度极限，
大齿轮弯曲疲惫强度极限
⑧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 86.25mm,=210mm
（2）计算锥距R 113.51mm
（3）节圆锥角：
（4）大端齿顶圆直径:

86.25mm
=210mm
113.51mm

mm

（5）计算齿宽

文件【５】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4.01 kw，小齿轮转速400r/min，齿数比u=3.7，由电动机驱动，工作寿命8年（设每十二个月工作300天），单班制，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，故选择7级精度(GB10095-88)
（2）材料选择 由文件【１】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
4.2.2按齿面接触强度设计由设计
计算公式进行试算，即

（1） 确定公式内各计算数值
①试选载荷系数
②计算小齿轮转矩

③选齿宽系数
④ 由文件【１】表10-6查得材料弹性影响系数

⑤由文件【１】图10-21d按齿面硬度查得
小齿轮接触疲惫强度极限，
大齿轮接触疲惫强度极限
⑥计算应力循环次数由文件【１】式10-13

⑦由文件【１】图10-19取接触疲惫寿命系数

⑧计算接触疲惫许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得

（2） 计算
①试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

②计算圆周速度v

③计算齿宽b及模数

④计算载荷系数
依据，7级精度，由文件【１】图10-8查得动载系数
由文件【１】表10-3查得
由文件【１】表10-2查得使用系数
由文件【１】表10-4查得
由文件【１】图10-13查得
接触强度载荷系数

⑤按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，式10-10a得

⑥计算模数
4.2.3按齿根弯曲疲惫强度设计
由式10-5得弯曲疲惫强度设计公式

（1）确定公式内个计算数值
①由文件【１】图20-20c查得
小齿轮弯曲疲惫强度极限，
大齿轮弯曲疲惫强度极限，
②由文件【１】图10-18取弯曲疲惫寿命系数

③计算弯曲疲惫许用应力
取弯曲疲惫安全系数，由式10-12得

⑤ 计算载荷系数

由文件【１】表10-5查得齿形系数

应力校正系数
计算大、小齿轮并加以比较，取较小值计算。

大齿轮数值大
（2） 设计计算

齿面接触疲惫强度计算模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，齿轮模数大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力，齿面接触疲惫强度所决定承载能力仅和齿轮直径（即模数和齿数乘积）相关，可取由弯曲疲惫强度算得模数2.15
文件【５】表10-1就近圆整为标准值
按接触疲惫强度算得分度圆直径

这么设计出齿轮传动既满足了齿面接触疲惫强度又满足了齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
① 分度圆直径

②中心距

③齿宽

则
按计算后再作合适圆整，而常将小齿轮齿宽在圆整值基础上人为加宽5-10,以预防大小齿轮因装配误差产生轴向错位时造成啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽工作载荷。

mm

u=3.7

5轴设计计算
5.1输入轴设计
(1) 求输入轴上功率、转速和转矩

(2)求作用在齿轮上力
已知高速级小圆锥齿轮分度圆半径为

而

圆周力、径向力及轴向力方向图5-1所表示
(3)初步确定轴最小直径
先按式15-2初步估算轴最小直径。选择轴材料为（调质）依据文件【１】表15-3，取，得

取高速轴输入轴最小直径为安装联轴器直径，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。
联轴器计算转矩，查文件【１】表14-1，因为转矩改变很小，故取，则

图5-1轴载荷分析
因为该轴和连轴器相连一端直径要和电机相同，应小于
联轴器公称转矩，所以查标准GB/T5014-或文件【４】，选
HL3弹性套柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器和轴配合毂孔长度为。
(4) 轴结构设计
①确定轴上零件装配方案（见图5-2）
②依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
1）为了满足半联轴器轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段直径，为了满端盖密封，2-3轴段右端需制出一轴肩，故取3-4段直径，
2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择单列圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据，由文件【１】表15-7中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为

图5-2轴结构和装配

③轴上周向定位
圆锥齿轮周向定位采取平键连接，按由文件【１】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为r6。
④确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为
（5）求轴上载荷，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强度
依据上表中数据及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环
应力，取，轴计算应力

前已选定轴材料为（调质），由文件【１】表15-1查得，故安全。
（7）正确校核轴疲惫强度
①判定危险截面截面
截面5右受应力最大
②截面5左侧
抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面5左侧弯矩M为

截面5上扭矩为

截面上弯曲应力

截面上扭转切应力

轴材料为，调质处理。由表15-1查得
。
截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数及按文件【１】附表3-2查取。因，，经插值后查得

又由文件【１】附图3-1可得轴材料敏感系数为

故有效应力集中系数为

由文件【１】附图3-2尺寸系数，扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由文件【１】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

又取碳钢特征系数

计算安全系数值

故可知安全。

③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上扭矩为

截面上弯曲应力

截面上扭转切应力

过盈配合处，由文件【１】附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得

轴按磨削加工，由文件【１】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）求输入轴上功率、转速和转矩

（2）求作用在齿轮上力
已知圆柱直齿轮分度圆直径

已知圆锥齿轮分度圆半径为

圆周力、，径向力、及轴向力、图5-3

图5-3轴载荷分析图

（3）初步确定轴最小直径
先初步估算轴最小直径。选择轴材料为（调质），依据文件【１】表15-3，取，得
，
中间轴最小直径显然是安装滚动轴承直径和
（4）轴结构设计
①确定轴上零件装配方案（见下图5-4）
②依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
1） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择单列圆锥滚子轴承，由文件【２】表15-1中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为，。 这对轴承均采取套筒进行轴向定位。
2） 取安装齿轮轴段，锥齿轮左端和左轴承之间采取套筒定位，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，齿轮右端采取轴肩定位 轴肩高度，故取，则轴环处直径为。取。
3） 已知圆柱斜轮齿宽，因为结构上需要，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，。
③轴上周向定位
圆锥齿轮周向定位采取平键连接，按由文件【１】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；
④确定轴上圆角和倒角尺寸 ，取轴端倒角为

mm

图5-4轴结构和装配

(5) 求轴上载荷
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强度
依据上表中数据及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力

前已选定轴材料为（调质），由文件【１】表15-1查得，
故安全。
(7) 正确校核轴疲惫强度
①判定危险截面
截面5左右侧受应力最大
②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上扭矩为

截面上弯曲应力

截面上扭转切应力

轴材料为，调质处理。由表15-1查得
。
截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数及按文件【１】附表3-2查取。因，，经插 值后查得

又由文件【１】附图3-1可得轴材料敏感系数为

故有效应力集中系数为

由文件【１】附图3-2尺寸系数，扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由文件【１】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

又取合金钢特征系数
计算安全系数值

③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上扭矩为

截面上弯曲应力

截面上扭转切应力

过盈配合处，由文件【１】附表3-8用插值法求出，并取，于是得

轴按磨削加工，由文件【１】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) 求输出轴上功率、转速和转矩

(2) 求作用在齿轮上力
已知圆柱直齿轮分度圆直径
而

圆周力、径向力及轴向力图5-5
(3) 初步确定轴最小直径
①先初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢（调质），根
据文件【１】表15-3，取，得
，
输出轴最小直径为安装联轴器直径，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。
②联轴器计算转矩，查文件【１】表14-1，因为转矩改变很小，故取，则

③查文件【２】表17-1，选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器和轴配合毂孔长度为84mm。

图5-5轴载荷分析图

(4) 轴结构设计
确定轴上零件装配方案（见图5-6）
①依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
1）为了满足半联轴器轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段直径,长度42mm，半联轴器和轴配合毂孔长度，为了确保轴端挡圈只压在半联 轴器上而不压在轴端面上，故1-2段长度应比略短些，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，故选择单列圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据，由文件【２】表15-1中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，算上挡油环长度，取。左端轴承采取挡油环进行轴向定位。齿轮左端和轴承定位采取挡油环，已知齿轮轮毂宽度为75mm，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，。齿轮右端采取轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径为。轴环宽度，取。
②轴上周向定位
齿轮、半联轴器周向定位均采取平键连接，按由文件【１】表6-1查得平键截面，键槽用键槽 铣 刀加工，长为,56mm，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；一样，半联轴器和轴连接，选择平键，半联轴器和轴配合为，滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为r6。
(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为

图5-6轴结构和装配

(6) 求轴上载荷
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强度
依据上表中数据及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力

前已选定轴材料为45钢（调质），由文件【１】表15-1查得，故安全。
(8) 正确校核轴疲惫强度
①判定危险截面 截面7左右侧受应力最大
②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上扭矩为

截面上弯曲应力

截面上扭转切应力

轴材料为45钢，调质处理。由表15-1查得
。
截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数及按文件【１】附表3-2查取。因，，经插 值后查得

又由文件【１】附图3-1可得轴材料敏感系数为

故有效应力集中系数为

由文件【１】附图3-2尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文件【１】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

又取碳钢特征系数

计算安全系数值

故可知安全。

6滚动轴承选择及校核计算
6.1输入轴滚动轴承计算
初步选择滚动轴承，由文件【２】表15-7中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为,e=0.35,Y=1.7,
表6-1轴承上载荷
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

则

则
则
则
则

则

故合格。

7键联接选择及校核计算
7.1输入轴键计算
校核联轴器处键连接
该处选择一般平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传输转矩为：

故单键即可。
7.2中间轴键计算
校核圆锥齿轮处键连接
该处选择一般平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传输转矩为：

故单键即可。
7.3输出轴键计算
校核联轴器处键连接
该处选择一般平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传输转矩为：

故单键即可。

8.联轴器选择及校核计算
8.1多种联轴器比较
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，就会在机件内引发附加载荷，使工作环境恶化。
优点：结构简单，成本低，可传输较大转矩，故当转速低时，无冲击；当轴刚性大，对中性很好时常见。
（1）挠性联轴器：
无弹性元件联轴器，因有挠性，故可赔偿两轴相对位移。
（2）十字滑块联轴器
通常见于转速n<250r/min,轴刚性较大，且无猛烈冲击处.
（3）滑块联轴器
结构简单，尺寸紧凑，适适用于小功率高转速而无猛烈冲击处。
（4）十字轴式万向联轴器
许可两轴间有较大夹角。
（5）齿式联轴器
传输很大转矩，并许可有较大位移偏移量，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弹性元件挠性联轴器
这类联轴器因装有弹性元件，不仅能够赔偿两轴间相对位移，而且含有缓冲间真作用。
（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，适适用于连接载荷平稳，需正反转或开启频繁传输中小转矩轴。
（2）弹性柱销联轴器
传输能力大结构简单，安装制造方便耐久性好，弹性柱销有一定缓冲和减振能力。
8.2联轴器选择
总而言之，依据工作要求，选择弹性柱销联轴器较合理。依据所选电动机轴径大小选择联轴器孔径。
结合所选Y132M2－6型电动机技术数据和外形、安装尺寸，从GB/T5014-1995中查得HL3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联轴器校核计算
在轴计算中已选定联轴器型号。
输入轴选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器和轴配合毂孔长度为44mm。
输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器和轴配合毂孔长度为84mm。

9.减速器附件选择
由文件【２】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孔，能看到传动零件啮合区位置，并有
足够空间，方便于能深入进行操作，窥视孔有盖板机体上开窥
视孔和凸缘一块，方便于机械加工出支撑盖板表面并用垫片加
强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。
9.2放油孔和螺塞
放油孔在油池最底处，并安排在减速器不和其它部件靠近
一侧，和便放油，放油孔用螺塞堵住，所以油孔处机体外壁
应凸起一块，由机械加工成螺塞头部支撑面，并加封油圈加以
密封。
9.3油标
油标在便于观察减速器油面稳定之处。油尺安置部位不
能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
9.4通气孔
因为减速器运转时，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，方便于达成体内为压力平衡。
9.5起盖螺钉
起盖螺钉上螺纹长度要大于机盖连接凸缘厚度，钉杆端
部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。
9.6定位销
为确保刨分式机体轴承座孔加工及装配精度，在机体联
凸缘长度方向各安装一圆锥定位销，以提升定位精度。
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物体

10.润滑和密封
齿轮采取脂润滑，由文件【２】表16-2查得选择通用锂基润滑脂（GB7324-1994）。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮齿顶到底面距离≥30~50mm。因为大圆锥齿轮，能够利用润滑轴承，并经过脂润滑其它轴上轴承，且有散热作用，效果很好。
密封预防外界灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂漏失。

11.铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸确实定
铸铁减速器箱体结构尺寸以下表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

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
联接螺栓间距

150-200
200
轴承端盖螺钉直径

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
大齿轮顶圆和内机壁距

8
齿轮端面和内机壁距离

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

C=29000N
=19200

X=0.44
Y=1.5

12.设计小结
这次相关链式运输机上两级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计是我们真正理论联络实际、深入了解设计概念和设计过程实践考验，对于提升我们机械设计综合素质大有用处。经过四个星期设计实践，使我对机械设计有了更多了解和认识.为我们以后工作打下了坚实基础.
　　 机械设计是机械工业基础,是一门综合性相当强技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《交换性和技术测量》、《工程材料》、《机械设计课程设计》等于一体。
这次课程设计,对于培养我们理论联络实际设计思想、训练综合利用机械设计和相关先修课程理论,结合生产实际反应和处理工程实际问题能力，巩固、加深和扩展相关机械设计方面知识等方面相关键作用。
此次设计得到了指导老师细心帮助和支持。衷心感谢老师指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握相关机械设计知识，继续培养设计习惯和思维从而提升设计实践操作能力。

13.参考文件
【1】 《机械设计（第八版）》