用于链式传动的圆锥圆柱的二级齿轮减速器-课程设计说明书.doc

机电及自动化学院

课程设计说明书

设计题目：用于链式运输机的圆锥-圆柱二级齿轮减速器

专 业 ： 机械制造
班 级 ： 材料成型及控制工程
姓 名 ：
指导老师 ：
设计时间：2017年1月5日——2017年1月19日

目 录

第一章 设计任务书 4
第二章 传动方案的拟定及说明 5
第三章 电动机的选择 5
第四章 计算传动装置的运动和动力参数 7
第五章 传动件设计计算 8
第六章 轴的设计计算 23
第七章 键连接的选择及校核计算 35
第八章 滚动轴承的选择及计算 36
第九章 联轴器的选择 39
第十章 润滑与密封 39
第十一章 设计小结 41
附录：参考资料目录 42

前 言
（一）设计目的：
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计、计算能力以及熟悉一般的机械装置设计过程。
（二）传动方案的分析：
机器一般由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换运动形式以满足工作需要的装置，是机器的重要组成部分。传动装置的设计是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除工作装置的功能外，还要求结构简单，制造方便、成本低廉、传动效率高以及使用与维护方便。
本设计中，原动机为电动机，工作机为链式输送机。传动方案采用了三级传动，第一级传动为圆锥-圆柱二级齿轮减速器，第二级传动为开式齿轮传动，第三级传动为链传动。
链传动能够保证准确的传动比，传动效率较高，无弹性滑动和整体打滑现象，工作可靠，两轴相距较远，适宜低速重载，工作环境恶劣等场合，因此布置在低速级。
开式齿轮传动的工作环境较差，润滑条件不好，磨损较严重，寿命较短，应布置在低速级。
圆锥-圆柱齿轮二级减速器的传动效率高，适用功率和速度范围广，使用寿命长，是现代机器中较为常用的机构之一。

第一章 设计任务书
题目：设计一用于链式运输机传动装置中的圆锥-圆柱二级齿轮减速器
一． 总体布置简图
1—电动机 2、7—联轴器 3—圆锥—圆柱二级齿轮减速器 4—开式齿轮传动
5—运输机 6—链轮
图1
二． 工作情况：
二班制、连续单向运动、有轻微振动、室内工作、无灰尘
三． 原始数据
链条总拉力F（N）：6000 N
链条节距P（mm）：125mm
链条速度V（m/s）：0.35 （运输链速度允许误差：）
链轮齿数 Z ：6
开式齿轮传动比 i3 ：5
使用期限：20年、大修期一年
生产规模：少批量（40台）
生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮
动力来源：电力、三相交流、电压380/220伏

四． 设计内容
1． 电动机的选择与运动参数计算；
2． 齿轮传动设计计算
3． 轴的设计
4． 滚动轴承的选择
5． 键和联轴器的选择与校核；
6． 装配图、零件图的绘制
7． 设计计算说明书的编写

第二章 传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：圆锥-圆柱二级齿轮减速器。
工作机链轮的转速为

按图1所示的传动方案进行设计。

第三章 电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机
，电压380V。
2.电动机容量的选择
1） 工作机所需的有效功率为
Pw＝Fv/1000 =(60000.35/1000)kW=2.1kW
2） 电动机的输出功率
为了计算电动机的所需功率Pd,先要确定从电动机到工作机的
总效率η。由《机械设计课程设计指导书》页查得：弹性联轴器=0.99；刚性齿轮联轴器=0.99；闭式圆锥齿轮传动=0.97；闭式圆柱齿轮传动=0.97；开式圆柱齿轮传动=0.95；滚动轴承=0.99；则
传动装置总效率为：
＝＝0.833
电机所需功率为：
Pd＝Pw/=
由课程设计课本P203表17—1选取电动机的额定功率为3kw。
3.电动机转速的选择
根据机械设计课程设计课本表2—1，2—2：推算电动机转速可选范围，开式圆柱齿轮传动比范围；圆锥-圆柱二级齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为：

根据工作条件：室内常温、二班制、连续单向运行，有轻微振动，电压为380V的三相交流电源，电动机输出功率为2.521kw，选用Y系列三相异步电动机，型号为Y100L2—4，其主要性能数据如下：
电动机满载转速，额定功率。
电动机主要性能参数
电动机型号
额定功率
满载转速
额定电压V
轴伸尺寸
Y100L2-4

1430r/min
380v
60mm

Y系列三相异步电动机

选择电机型号为Y100L2—4

第四章 计算传动装置的运动和动力参数

1）传动装置总传动比
2） 分配各级传动比
取开式齿轮传动比i3=5；减速箱传动比i=51.071/5=10.214
设圆锥圆柱齿轮减速器中圆锥齿轮传动比为i1，圆柱齿轮传动比为i2，
取i1=0.25i，
圆柱齿轮传动
取定各传动比，当前的总传动比
传动后运输链速度的误差为Δ：
Δ=，在运输链允许误差±5%内。
3）各轴的转速计算：
n1=nm=1430r/min
n2= n1/ i1=(1430/2.554) r/min =559.906r/min
n3= n2/ i2=(559.906/4) r/min =139.977r/min
n4 =n3=139.977r/min
n5=n4/i=139.977/5=27.995r/min
4）各轴的输入功率计算：
P1=Pdη1=2.5210.99=2.496kW
P2= P1η6η3=2.4960.990.97=2.397kW
P3= P2η6η4=2.3970.990.97=2.302kW
P4= P3η6η2=2.3020.990.99=2.256kW
P5=P4η6η5=2.2560.950.99=2.122kW

5）各轴转矩：

T1=9550P1/ n1=9550 x 2.496/1430=16.669N·m
T2=9550P2/ n2=9550 x 2.397/559.906=40.884N·m
T3=9550P3/ n3=9550 x 2.302/139.977=157.055N·m
T4=9550P4/ n4=9550 x 2.256/139.977=153.995N·m
T5=9550P5/ n5=9550 x2.122/27.995=723.883N·m

运动和动力参数计算结果整理于下表：
轴号
转速（r/min）
功率（kW）
转矩（N·m）
传动比i
1
1430
2.496
16.669
2.554
2
559.906
2.397
40.884
3
139.977
2.302
157.055
4
4
139.977
2.256
153.995
5
27.995
2.122
723.883
5

I1=2.554

I2=4

第五章 传动件设计计算
(一)高速级齿轮的传动设计
1.选齿轮材料、热处理方式及计算许用应力
1) 材料及热处理
按使用条件，属中速、轻载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大30~50HBS，具体选择如下：
小圆锥齿轮：40Cr，调质处理，硬度为280HBS
大圆锥齿轮：45钢，调质处理，硬度为240HBS
精度等级为7级，压力角为20
2）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。则。
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
1)试选载荷系数K=1.3
2)计算小齿轮的转矩为输出转矩T=16669N·mm
3)选齿宽系数（机械设计第九版P225）
由《机械设计（第九版）》图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳确定许用应力

① 由“机械设计书”中的图10—21（P209)，按齿面硬度查

小齿轮硬度为280HBS
大齿轮硬度为240HBS

强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限
4）由《机械设计（第九版）》表10-5查得材料的弹性影响系数 ,计算应力循环次数

5) 由《机械设计（第九版）》图10-23取接触疲劳寿命系数 。
6) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计公式（10—14）得

(2) 计算
1)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值
2) 计算圆周速度v
d=d(1-0.5)=50.513(1-0.30.5)=42.936mm

3) 计算载荷系数
根据，8级精度(精度等级降低一个等级)，由《机械设计（第九版）》图10-8查得动载系数
（机械设计P195）直齿轮
由《机械设计（第九版）》表10-1查得使用系数K=1.
根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查《机械设计（第九版）》表得轴承系数K=2.542,接触强度载荷系数
4) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

5) 计算模数m

(3) 按齿根弯曲疲劳强度设计
计算齿轮相关参数
试选K=1.3

计算当量齿数

1) 由《机械设计（第九版）》图10—17查得齿形系数

应力修正系数

2) 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
3) 由《机械设计（第九版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数

4) 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.7 (机械设计第九版P207)，得

5) 计算大、小齿轮的并加以比较。
取两者较大值
7）设计计算

（2） 调整齿轮模数
计算圆周速度v.
d=mZ=1.70424=25.776mm
d=d(1-0.5)=25.776=21.910mm
v=πdn/(60=3.14
齿宽b=
计算实际载荷K
根据v=1.640, 8级精度由机械设计图10—8查得K=1.150
取齿间载荷分布系数K=1，由机械设计表10—4用插值法查得K=2.542，K=2.510，
所以 K
由机械设计（10—13）按实际载荷系数算的齿轮模数为：
m=m
根据标准取模数m=1.5mm。为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径d=63.166mm,=63.1661.5=42.111，选齿数为42，则，取。
(4）计算相关参数

圆整并确定齿宽
大圆锥齿轮的大端直径大于160mm,因此采用腹板式

最终m=1.5
=42

大齿轮：腹板式

（二） 低速级齿轮的传动设计
低速级齿轮设计条件：
功率P2=2.397kW 主动轮转速：n2=559.906r/min
传动比：i2=4 转矩：T2=40884N·mm
1. 选定齿轮精度等级、材料及齿数
1) 材料及热处理
按使用条件，属中速、轻载，重要性和可靠性一般的 轮传动。可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大30~50HBS，具体选择如下：
小斜齿轮：40Cr，调质处理，硬度为280HBS
大斜齿轮：45钢，调质处理，硬度为240HBS
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）选小齿轮齿数，大齿轮齿数
3）选取螺旋角。初选螺旋角 ，压力角
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
1)试选载荷系数K
2)计算小齿轮的转矩40.884
3)选齿宽系数
4)由《机械设计（第九版）》图10-20选取区域系数
5）由《机械设计（第九版）》式10-21得
αt= arctan(tanαn/cosβ) = arctan(tan200/cos140) = 20.5620
αat1 = acrcos = 29.9740
Αat2= acrcos = 24.0380
,，
=0.616
6）由《机械设计（第九版）》表10-5查得材料的弹性影响系数
7） 计算应力循环次数

8）由《机械设计（第九版）》图10-25d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
9) 由《机械设计（第九版）》图10-23取接触疲劳寿命系数
10）计算接触疲劳许用应力
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，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
根据，7级精度，由《机械设计（第九版）》图10-8查得动载系数1.10
齿轮圆周力Ft==2.429N
<100N
由《机械设计（第九版）》表10-3查得
由《机械设计（第九版）》表10-2查得使用系数
由《机械设计（第九版）》表10-4查得
接触强度载荷系数
6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

7)计算模数

3. 按齿根弯曲疲劳强度设计
1)确定弯曲强度载荷系数

2)计算重合度系数，由《机械设计（第九版）》图10-28查得螺旋角影响系数

由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度螺旋角系数
Y=1-
3)计算当量齿数

4)由《机械设计（第九版）》图10-17查得齿形系数
，
应力校正系数
，
5)由《机械设计（第九版）》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
6）由《机械设计（第九版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数

7)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数，得

8) 计算大、小齿轮的并加以比较，取较大值计算。

4. 按照弯曲强度来计算

结合之前求得的，取，为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径，所以重新修正下齿数：

取
5.几何尺寸的计算
1）计算中心距
，中心距圆整为110mm.
2）螺旋角

3)分度圆直径

4）宽度
圆整后取 齿宽

初选

（三） 开式齿轮的传动设计
开式齿轮设计条件：
功率P4=2.256kW 主动轮转速：n4=139.977r/min
传动比：i3=5 转矩：T4=153995 N·mm
1.选齿轮材料、热处理方式
1）材料及热处理
按使用条件，属低速、轻载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。材料选择 由《机械设计（第九版）》表10-1选择大小齿轮材料均为45钢（调质）。具体选择如下：
小齿轮材料为40Cr，调质处理，小齿轮硬度为280HBS，
大齿轮材料为45钢，调质处理，大齿轮硬度取240HBS。
2)圆柱齿轮速度不高，故选用8级精度(GB10095-88）
3)选小齿轮齿数，大齿轮齿数
2、 按照齿根弯曲疲劳强度设计

1)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
2) 计算应力循环次数

3）由《机械设计（第九版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数

4）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数，得

5)确定弯曲强度载荷系数 初选 齿宽系数 （小齿轮做悬臂布置且为软齿面）
6)由《机械设计（第九版）》图10-17查得齿形系数

应力校正系数

7)计算大、小齿轮的并加以比较。

8）小齿轮的接触疲劳强度极限
大齿轮的接触疲劳强度极限
计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，得

1、计算

2、 圆周速度

计算载荷系数
由v=0.572m/s，8级精度 ，由《机械设计（第九版）》图10-8查得动载系数
由《机械设计（第九版）》表10-3查得（直齿轮）
由《机械设计（第九版）》表10-2查得使用系数
由《机械设计（第九版）》表10-4查得
由《机械设计（第九版）》表10-3查得
由《机械设计（第九版）》图10-13查得
接触强度载荷系数
按实际载荷系数校正分度圆

弯曲强度载荷系数K==
9） 设计计算

开式齿轮考虑到齿面磨损，应将强度计算求得的模数加大10%~20%，则取m=3 mm
则
3.几何尺寸的计算
（1）计算分度圆直径

（2）计算中心距

（3）计算齿轮宽度

圆整后大齿轮齿宽，小齿轮齿宽。
( 4)结构设计
由于小齿轮直径为87mm小于160mm，因此采用实心式。
由于大齿轮直径为438mm大于160mm，因此采用腹板式。

第六章 轴的设计计算
（一）高速级
六、轴的设计计算
输入轴设计
1、 输入轴上的功率、转速和转矩
2、 求作用在齿轮上的力
已知小圆锥齿轮的分度圆直径为:

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《机械设计》表15-3，取=112，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《机械设计（第九版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取=1.5，则

由于弹性套柱销联轴器可缓冲减震，适用于连接载荷平稳，传递中小转轴的轴，查《机械设计手册》，选TL-4型弹性套柱销联轴器，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为44mm。故可取轴1-2段长度为
4、 轴的结构设计
（1） 拟定轴上零件的装配方案。锥齿轮的（e为圆锥齿轮小端面齿根圆至键槽底部的距离），故设计为齿轮轴结构。

图三
（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。
2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和微小轴向力，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7206C其尺寸为，。为了更好定位，轴的长度略大于轴承宽度，。5-6段轴可以取。
3）根据轴承端盖的装拆对于轴承添加润滑油的要求，取，， ，则
4) 6段用于安置小锥齿轮，取
（3）轴上的周向定位
联轴器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32mm。同时为保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为；联轴器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
确定轴上圆角和倒角尺寸，取轴端倒角为 。
5.求轴上的载荷（如下表格）
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《机械设计（第九版）》表15-1查得，富裕量较大，故安全。
7、精确校核轴的疲劳强度
（1） 判断危险截面
在右端滚动轴承的两边，由于左端面设置阶梯较大，且受力较大，结合弯矩图可知，该截面为危险截面。另该截面为截面A。
（2） 截面A
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面A弯矩M为
截面A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《机械设计（第九版）》附表3-2查取。因，，经插值后查得
又由《机械设计（第九版）》附图3-1可得轴的材料敏感系数为 ，
故有效应力集中系数为
由《机械设计（第九版）》附图3-2得尺寸系数，扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由《机械设计（第九版）》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(机械设计P370)
故可知安全。

轴的计算公式和相关数据引自《机械设计（第九版）》P360~376

（二） 中间轴

1、中间轴上的功率、转速和转矩
2、求作用在齿轮上的力
已知圆柱斜齿轮的分度圆半径
而
已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径

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》表15-3，取，得，因轴上需要开键槽，降低了轴的刚度，因此增加轴的直径，取为25mm。中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和。
3、 轴的结构设计
（1） 拟定轴上零件的装配方案（图五）

（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，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7205c，其尺寸为。该型轴承定位销直径为31mm，因此挡油板环外径31mm。
2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与右轴承之间采用挡油板定位，已知锥齿轮轮毂长L=30mm，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，取，则轴环处的直径为。
3）已知圆柱斜齿齿轮齿宽为55mm，为了使套筒断面可靠的压紧断面，此段应略短于轮毂长度，故取
4）以箱体一小圆锥齿轮的中心线为对称轴，则取，，。
（3）轴上的周向定位
圆锥齿轮和斜齿圆柱齿轮的周向定位均采用平键连接，按由《机械设计（第九版）》表6-1查得平键截面，长为20mm，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。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为
（5）求轴上的载荷
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

图四
6、按弯扭合成应力校核轴的强度（取，45调制钢的）
,,,,,,,,,,,,,,,,,
故安全。

（三） 低速轴
1、输出轴上的功率、转速和转矩
2、求作用在齿轮上的力
已知圆柱大斜齿轮与小齿轮上面的力大小相等方向相反，则：

3、初步确定轴的最小直径
轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计）》表15-3，取，得 ，考虑到开键槽给轴造成的损失，固使轴径增加10%~15%，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《机械设计手册》，选LT6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，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，故取。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案（见图六）

图六
（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，7-8轴段左端需制出一轴肩，故取 。
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，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的角接触球轴承7208c，其尺寸为，
则，。
3）右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计手册》查得7208c型轴承取挡油板外径；则可取；已知齿轮轮毂的宽度为50mm，为了使挡油板端面可靠地压紧齿轮，则可取，考虑挡油板，则可取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴环处的直径为可取。轴环宽度，取。 4）轴承端盖的总宽度为32mm，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左端面间的距离，故取
6) 箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取，，。
（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，按由《机械设计（第九版）》表6-1查得齿轮处平键截面，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；半联轴器与轴的连接，根据需要选用平键，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。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为
5、 求轴上的载荷
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（取，45调制钢的）
故安全。

第七章 键连接的选择及校核计算
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。
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，则键联接所能传递的转矩为：

故单键即可。
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
则键联接所能传递的转矩为：
故单键即可。
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，则键联接所能传递的转矩为：

故单键即可。
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，则键联接所能传递的转矩为：

故单键即可。

挤压强度公式引自《机械设计（第九版）》P106
其中公式进行了适当变形，键连接的许用挤压应力取值为： GB/T 1096-2003

第八章 滚动轴承的选择及计算
输入轴滚动轴承计算
初步选择滚动轴承，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》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7007C，其尺寸为,，,

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

则

则
则
则
则

取较大的进行受力验算，

故合格。
中间轴滚动轴承
初步选择滚动轴承，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》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7205C，其尺寸为，查表可得e=0.55,Y=1.008,，。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

同输入轴滚动轴承算法，得

故合格。
输出轴滚动轴承
初步选择滚动轴承，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》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7208C，其尺寸为
，查表可得，e=0.53,Y=1.06,，。
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

同理，
故合格。

第九章 联轴器的选择
在轴的计算中已选定联轴器型号。
1、 输入轴联轴器的计算转矩，查《机械设计（第九版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查《机械设计师手册》，选LT-4型弹性套柱销联轴器，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为44mm。
2、输出轴联轴器的计算转矩，查《机械设计（第九版）》表14-1，故取，则,查《机械设计师手册》选LT6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，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。

联轴器型号选取参阅《机械设计师手册》（机械工业出版社

第十章 润滑与密封
(一) 齿轮的润滑
在减速器中齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度v而定，经过
前面的计算可知，高速级齿轮的圆周速度约为3.213m/s，低速级
的齿轮圆周速度约为0.862m/s，可采用浸油润滑。
（二）滚动轴承的润滑
根据“机械设计书”中表13-10（P332）中的dn值 ，选定滚动轴承的润滑方式为脂润滑。
（三）密封方法的选取
减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处，轴承内侧，箱体接
合能力面和轴承盖，窥视孔以及放油的接合面等处。
为了使减速器的分箱面不漏油，应在装配减速器时在分箱上涂
密封胶。选用凸缘式端盖易于调整，检查孔盖板以及油塞，油
标等处需装纸封油垫（或皮封油圈），以确保密封性。
对于轴伸出端的密封，主要是为了使滚动轴承与箱外隔绝，防
止润滑油漏出以及箱体外的杂质，水及灰尘等侵入轴承处，避
免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈油封，毡圈油封的
结构简单，价格便宜，安装方便，但与轴颈接触，对轴颈的磨
损较严重，因而功耗大，寿命较短。
至于轴承内侧的密封，采用挡油板密封，防止过多的机油进入
轴承，破坏脂润滑的效果。

齿轮采用：浸油润滑

滚动轴承采用：脂润滑

第十一章 设计小结
这次课程设计题目是链式运输机上的两级圆锥圆柱齿轮减速器（外加一个开式齿轮），在课程设计过程中主要是参考《机械设计》这本书，包括很多表格和图都是依据这本书的。对我来说相当于