圆柱圆锥二级减速器课程设计说明书.doc

唐山学院机械设计课程设计
目录
一、设计任务书 1
1.1传动方案示意图 1
1.2原始数据 1
1.3工作条件 1
1.4工作量 1
二、传动系统方案的分析 3
三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 4
3.1电动机的选择 4
（1）电动机类型选择 4
（2）电动机容量选择 4
（3）确定电动机转速 4
3.2分配传动比 5
（1）总传动比 5
（2）锥齿轮传动比 5
3.3运动和动力参数计算 5
四、传动零件的设计计算 7
4.1直齿圆锥齿轮传动设计计算 7
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 7
2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 7
3、按齿根弯曲疲劳强度设计 9
4、几何尺寸计算 11
5、主要设计结论 11
4.2直齿圆柱齿轮设计计算 11
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 11
2、按齿面接触疲劳强度设计 12
3、齿根弯曲疲劳强度设计 14
4、几何尺寸计算 16
5、强度校核 16
6、主要设计结论 17
4.3高速轴设计 17
1、求输入轴上的功率、转速和转矩 17
2、初步确定轴的最小直径 17
3、轴的结构设计 17
4.4中间轴设计 19
1、求输出轴上的功率、转速和转矩 19
2、求作用在齿轮上的力 19
3、初步确定轴的最小直径 20
4、轴的结构设计 20
5、求轴上的载荷 22
6、按弯扭合成应力校核轴的强度 22
4.5低速轴设计 22
1、输出轴上的功率、转速和转矩 22
2、初步确定轴的最小直径 23
3、轴的结构设计 23
4.6中间滚动轴承校核 24
4.7中间轴键计算 25
1、校核圆锥齿轮处的键连接 25
2、直齿圆柱齿轮处键的强度校核 25
4.8联轴器的选择 25
4.9润滑与密封 26
五、减速器箱体结构的尺寸 27
1、机体有足够的刚度 27
2、考虑到机体内零件的润滑，密封散热 27
3、机体结构有良好的工艺性 27
4、对附件设计 27
A 视孔盖和窥视孔 27
B 油螺塞 27
C 油标 27
D 通气孔 28
E 盖螺钉 28
F 定位销 28
G 吊钩 28
六、设计小结 30
七、参考文献 31

一、设计任务书
1.1传动方案示意图

图1-1传动方案简图
1.2原始数据
传送带拉力F(N)
传送带速度V(m/s)
滚筒直径D（mm）
1500
1.2
220

1.3工作条件
三班制单向连续运转，载荷较平稳，运输机工作转速允许误差；室外，灰尘较大，常温；三年一大修，一般机械制造工厂，批量生产。

1.4工作量
1、传动系统方案的分析；
2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；
3、传动零件的设计计算；
4、轴的设计计算；
5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；
6、键联接和联轴器的选择及校核；
7、减速器箱体，润滑及附件的设计；
8、装配图和零件图的设计；
9、设计小结；
10、参考文献；

二、传动系统方案的分析
传动方案见图1-1，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为8-22，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。

三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算
3.1电动机的选择
（1）电动机类型选择
按工作要求选择Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，额定电压380V。
（2）电动机容量选择
传动装置总效率
取电动机的额定功率为4KW。
（3）确定电动机转速
卷筒工作转速

由于二级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，故电动机的转速的可选范围为
可见同步转速为750r/min，1000r/min，1500r/min 的电动机都符合，详细参数如表3-1，方案一电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外轮廓尺寸大，制造成本高，结构紧凑，故不可取。方案2与方案3相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，可以看出，如为使传动装置结构紧凑，选用方案3比较好；如考虑电动机重量和价格，则应考虑方案2。现选用方案2，即选定电动机型号为Y100L2-4。

表3-1

方案
电动机的型号
额定功率/kw

同步转速/满载转速/(r/min)
电动机的重量/kg
价格/元
传动比
1
Y100L-2
3
3000/2880
67
910
2.91i
2
Y100L2-4
3
1500/1420
68
918
1.50i
3
Y132S-6
3
1000/960
85
1433
i
3.2分配传动比
（1）总传动比
（2）锥齿轮传动比
低速级传动比
3.3运动和动力参数计算
0轴（电动机轴）
==2.12KW
==1420
Ⅰ轴（高速轴）
Ⅱ轴（中间轴）

Ⅲ轴（低速轴）

Ⅳ轴（滚筒轴）
表3-2 各轴运动和动力参数

轴
功率/KW
转矩/(NM)
转速/(r/min)
传动比
效率
输入
输出
输入
输出
0轴

2.12

14.1
1440
1
0.98
Ⅰ轴
2.07
2.05
13.7
13.6
1440
3.455
0.96
Ⅱ轴
1.99
1.97
58.1
57.5
416
4
0.96
Ⅲ轴
1.91
1.89
182
180.2
104
1
0.98
Ⅳ轴
1.87
1.85
175
173.3
104

四、传动零件的设计计算
4.1直齿圆锥齿轮传动设计计算
已知输入功率为=2.12kw、小齿轮转速为=1420r/min、齿数比为3.455，由电动机驱动，工作寿命10年，每年工作250天，三班制，单向连续运转，载荷较平稳。
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）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（第九版）》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
2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算
（1）由《机械设计（第九版）》式（10-29）计算小齿轮分度圆直径，即
1）确定公式内的各参数值
①试选载荷系数=1.3
②查《机械设计（第九版）》（图10-20）选取区域系数=2.5
③查《机械设计（第九版）》（表10-5）选取弹性影响系数=189.8
④由《机械设计（第九版）》式（10-15）计算应力值环次数
N=60nj =60×960×1×（3×8×250×10）=3.456×10h
N=1.0X10h
⑤查《机械设计（第九版）》（图10-19）得：K=0.9 K=0.95
⑥查《机械设计（第九版）》（图10-25d）取齿轮的接触疲劳强度极限600Mpa 550Mpa
⑦小齿轮传递的转矩=1N.m
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,由《机械设计（第九版）》式（10-14）得:
[]==0.9×600=540
[]==0.95×550=523
许用接触应力为
2）计算小齿轮分度圆直径

=
（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
①计算圆周速度

②当量齿轮的齿宽系数

2） 计算载荷系数
①由《机械设计（第九版）》表10-2查得系数=1，
②根据=3.92m/s，8级精度（降低了一级精度）查《机械设计（第九版）》（图10-8）得动载系数=1.12
③直齿圆锥齿轮精度较低，取齿间载荷分布系数=1
④由《机械设计（第九版）》表10-4查得=1.261
所以载荷系数

3)由《机械设计（第九版）》式（10-12）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
及相应模数

3、按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）由《机械设计（第九版）》式（10-27）计算模数，即

1）确定公式内各参数值
①试选 =1.3
②计算
由分锥角， 可得当量齿数
，
查《机械设计（第九版）》图10-17查得=2.74 ，=2.15
查《机械设计（第九版）》图10-18查得=1.54 ，=1.83
查《机械设计（第九版）》图10-24c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa 。
查《机械设计（第九版）》图10-22查得弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.88
取弯曲疲劳安全系数S=1.7，由式得
[]=
[]=

齿轮的数值大.选用.
2）计算模数

（2） 调整齿轮模数
1） 计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周数度v

②齿宽b

2） 计算实际载荷系数
①根据v=2.008 m/s,8级精度由《机械设计（第九版）》图10-8查得动载系数=1.1
②直齿圆锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数=1
③由《机械设计（第九版）》表10-4查得=1.265,于是=1.22
则载荷系数为

3） 由《机械设计（第九版）》式10-13可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为

按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数=1mm，按照接触疲劳强度算得的分度圆直径=43.912mm，算出小齿轮齿数=43.912，取=44.则大齿轮齿数=3.455x44=152.02，取=155.
4、几何尺寸计算
（1） 计算分度圆直径

（2） 计算分锥角
（3）计算齿轮宽度
取
5、主要设计结论
齿数=44，=155。模数=1mm，压力角=20°，变位系数=0，=0。分锥角, 齿宽，小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。
4.2直齿圆柱齿轮设计计算
已知输入功率为=1.99kw、小齿轮转速为=416r/min、齿数比为4，由电动机驱动。工作寿命10年，每年工作250天，三班制，工作平稳，转向不变。
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1） 圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度，压力角=20°。
（2） 材料选择 由《机械设计（第九版）》表10-1 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取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
2、按齿面接触疲劳强度设计
（1）由《机械设计（第九版）》式（10—11）试算小齿轮分度圆直径，即

1）确定公式内的各参数值
①试选载荷系数=1.3
②小齿轮传递的转矩=58100N.m
③由《机械设计（第九版）》表10—7取齿宽系数=1
④查《机械设计（第九版）》图10-20查得区域系数=2.5
⑤由《机械设计（第九版）》表10—5查得材料的弹性影响系数=189.8
⑥由《机械设计（第九版）》式（10—9）计算接触疲劳强度用重合度系数

⑦接触疲劳许用应力
由《机械设计（第九版）》图10-23得小齿轮的接触疲劳强度极限600Mpa 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa
由《机械设计（第九版）》式10-15计算应力值环次数
N=60nj =60×416×1×（3×8×250×10）=1.4976×10
N=3.74×10
由《机械设计（第九版）》图10—23得：K=0.9 K=0.95
取失效概率为1%,安全系数S=1,由《机械设计（第九版）》式（10-14）得:
[]==0.9×600=540
[]==0.95×550=523
取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
==523 MPa
2）试算小齿轮分度圆直径

（2） 调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的准备
①计算圆周速度V

②齿宽b

2）计算载荷系数
①由《机械设计（第九版）》表10—2查得系数=1，
②根据V=1.069m/s，8级精度，查《机械设计（第九版）》图10-8得动载系数=1.10
③由《机械设计（第九版）》查表10-3得齿间载荷分布系数=1.2
④有《机械设计（第九版）》表10-4得=1.421
由此,得载荷系数

3)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得

及相应的齿轮模数M

3、齿根弯曲疲劳强度设计
（1）由《机械设计（第九版）》式10—7计算模数，即

1)确定公式内各参数值
①试选=1.3
②由《机械设计（第九版）》式10—5计算弯曲疲劳强度用重合度系数
③计算
由《机械设计（第九版）》图10-17查得齿形系数
由《机械设计（第九版）》图10-18查得应力校正系数
由《机械设计（第九版）》图10-24c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《机械设计（第九版）》图10-22取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.88取弯曲疲劳安全系数，得
[]=
[]=

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.
2） 试算模数

（2） 调整齿轮模数
1） 计算实际载荷系数钱的数据准备
①圆周速度v

②齿宽b
2）计算实际载荷系数
①根据v=0.748 m/s,8级精度，由《机械设计（第九版）》图10-8查得动载系数=0.748
②由《机械设计（第九版）》表10-3查得=1.2
③由《机械设计（第九版）》表10-4查得=1.45，因为 =6.28查《机械设计（第九版）》图10-13得=1.40
则载荷系数为
3）由《机械设计（第九版）》式10-13得

取 ，分度圆直径 ，，取，则大齿轮
4、几何尺寸计算
（1） 计算分度圆直径
（2）计算中心距
（3）计算齿轮宽度
考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10）mm，即， 取，取大齿轮齿宽 。
5、强度校核
（1） 接触疲劳强度校核
,，，，，,,，将他们代入《机械设计（第九版）》式10-10得

（2） 弯曲疲劳强度校核
, ，，，，，,， ， ，将它们代入《机械设计（第九版）》式10-6得

故接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均满足要求。
6、主要设计结论
齿数，，模数，压力角，变位系数，，中心距，齿宽，，小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。
4.3高速轴设计
1、求输入轴上的功率、转速和转矩
=2.07kw =1420 r/min =13.7 N.M
2、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（第九版）》表15-3，取，得
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（第九版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取，则
查《机械设计课程设计》表6-97，选YL3型凸缘联轴器其工称转矩为25N.m，取=16mm，半联轴器长度L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为40mm。
3、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案（见图4-1）
图4-1
（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=40mm。
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6-67中初步选取0组游隙，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为 255216.25所以而=16.25mm
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6-97查得30206型轴承的定位轴肩高度，因此取
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=15mm，
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，取=50mm。
锥齿轮轮毂宽度为22mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取，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（第九版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为12mm，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。
4.4中间轴设计
1、求输出轴上的功率、转速和转矩
=1.99 kw =416r/min =58.1N.M
2、求作用在齿轮上的力
已知小直齿圆柱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4-2所示

图4-2
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（第九版）》表15-2，取，得
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4-3）
图4-3
（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，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据，由《机械设计课程设计》表6-66中初步选取0组游隙，标准精度级的单列角接触球轴承7005AC，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6-66查得7206AC型轴承的定位轴肩高度30mm，因此取套筒直径30mm。
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，则轴环处的直径为。
3）已知圆柱直齿轮齿宽，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。
4）齿轮距箱体内比的距离为=16mm，大锥齿轮与大直齿圆柱齿轮的距离为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（第九版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，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（第九版）》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；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
表4-1
根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得7005AC型的支点距离a=14.4mm。所以轴承跨距分别为L1=119.2mm做出弯矩和扭矩图。其弯矩和扭矩值如下：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=-39.43N
=582.05N
=1986.57N
=1998.03N
弯矩
=-1.07N.M
=22.95N.M
=31.49N.M
=53.83N.M
=108.09N.M
总弯矩

扭矩
T=58.1N.M
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
前已选定轴的材料为40Cr（调质），由《机械设计（第九版）》表15-1查得，，故安全。
4.5低速轴设计
1、输出轴上的功率、转速和转矩
=1.91 kw =104 r/min =182N.M
2、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（第九版）》表15-2，取，得

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（第九版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取，则
查《机械设计课程设计》表6-97选YL10型凸缘联轴器其工称转矩为630N.M半联轴器的孔径，所以取，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。
3、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案（见图4-4）
图4-4
（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，半联轴器与轴配合的毂孔长度，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12段的长度应比略短些，现取。
2）初步选择滚动轴承。参照工作要求并根据，由《机械设计课程设计》表6-66中初步选取0组游隙，代号为6007，其尺寸为，，轴承右端采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程设计》表6-66查得7210AC型轴承的定位轴肩高度，因此取。
3）齿轮右端和轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为58mm，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=56mm，齿轮的轮毂直径取为55mm所以=55mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩处的直径60mm。轴肩宽度=8mm。
4）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=30mm故=50mm。
5）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，所以=24mm，=40mm。
（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=30mm由《机械设计（第九版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，键长为50mm，半联轴器的配合为，按=55mm由《机械设计（第九版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，键长为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，滚动轴承与轴的轴向定位由过渡配合来保证，轴选尺寸公差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。
4.6中间滚动轴承校核
初步选择滚动轴承0组游隙，轴承代号为7005AC，尺寸为,轴向力=696.37 N，
表4-1

载荷
水平面H
垂直面V
支反力
=1986.57N
=1998.03N
=-39.43N
=582.05N
则

故所选轴承满足寿命要求。
4.7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.直齿圆柱齿轮处键的强度校核
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。
4.8联轴器的选择
在轴的计算中已选定了联轴器型号。
输入轴选YL3型凸缘联轴器，其公称转矩为25N.m，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为40mm。
输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630N.m，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。
4.9润滑与密封
齿轮采用浸油润滑，由《机械设计(第九版)》表10-8查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-2011），油量大约为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≥30mm。轴承采用脂润滑，毡圈密封。

五、减速器箱体结构的尺寸
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、机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。
2、考虑到机体内零件的润滑，密封散热
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，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35mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精加工。
3、机体结构有良好的工艺性
铸件壁厚为10。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，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入手进行操作，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M5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。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。
F 定位销
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。
表5-1减速器箱体结构尺寸
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

10
箱盖壁厚

10
箱盖凸缘厚度

15
箱座凸缘厚度

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

M12
地脚螺钉数目

查手册
6
轴承旁联接螺栓直径

M8
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M6
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
6
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
5
定位销直径

=（0.7~0.8）
6
，，至外机壁距离

查机械课程设计指导书表4
22
18
13
，至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4
20
11
外机壁至轴承座端面距离

=++（8~12）
32
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
12
齿轮端面与内机壁距离

>
10
机盖，机座肋厚

8 8
轴承端盖外径

+（5~5.5）
96（Ⅰ轴）77（Ⅱ轴）
92（Ⅲ轴）
轴承旁联结螺栓距离

96（Ⅰ轴）77（Ⅱ轴）
92（Ⅲ轴）

六、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。
在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己对系统的自我学习能力的欠缺，将来一定要进一步加强。而今后的学习还要更加的努力。总之，本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统的总结与应用，还算是对自己体质的一次检验吧。
通过这次的课程设计，我感慨颇多，收获颇多。。最后，要感谢老师的辛勤指导，也希望老师对于我们的设计提出宝贵意见。

七、参考文献
[1]濮良贵 《机械设计（第九版）》高等教育出版社2006.5
[2]吴宗泽 《机械零件》中央人民广播电视大学出版社1994.10
[3]王之栋 王大康 《机械设计综合课程设计》机械工业出版社2003.6
[4]陈铁鸣 《新编机械设计课程设计图册（第二版）》高等教育出版社2010
[5]王大康 王之栋 《机械设计综合课程设计（第二版）》机械工业出版社2009

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