5t支撐裝置圓錐齒輪傳動設計

1. 小圓錐齒輪軸支撐結構 為什麼左端軸承 內徑要兩邊都定位

小圓錐齒輪軸支撐結構, 左端軸承內徑要兩邊都定位，因為左端擋油環不是對軸的軸向定位起作用，而對小圓錐齒輪超限位作用，防止小圓錐齒輪往後退（向右），從而保證齒輪間隙穩定。
擋油環直接靠在軸肩上，可以起限位作用，但從設計角度要使軸的剛度盡量好，軸肩階梯平面很小，讓小台階承受齒輪軸向力不能達到最佳，所以藉助軸承內圈平面較大以保齒輪軸向支承力。
齒輪軸指支承轉動零件並與之一起回轉以傳遞運動、扭矩或彎矩的機械零件。一般為金屬圓桿狀，各段可以有不同的直徑。機器中作回轉運動的零件就裝在軸上。
根據軸線形狀的不同，軸可以分為曲軸和直軸兩類。
根據軸的承載情況，又可分為：
①轉軸，工作時既承受彎矩又承受扭矩，是機械中最常見的軸，如各種減速器中的軸等。
②心軸，用來支承轉動零件只承受彎矩而不傳遞扭矩，有些心軸轉動，如鐵路車輛的軸等，有些心軸則不轉動，如支承滑輪的軸等。
③傳動軸，主要用來傳遞扭矩而不承受彎矩，如起重機移動機構中的長光軸、汽車的驅動軸等。

2. 雙英圓錐破碎機的傳動裝置如何設計

圓錐破碎機適用於冶金、建築、築路、化學及硅酸鹽行業中原料的破碎，可以破碎中等和中等硬度以上的各種礦石和岩石。圓錐破碎機破碎比大、效率高、能耗低，產品粒度均勻，適合中碎和細碎各種礦石，岩石。破碎機的傳動裝置由皮帶傳動和齒輪傳動兩大部分所組成，它們都屬常規機械零件設計。傳動裝置設計的好壞關乎到圓錐破碎機的工作性能，因此要合理設計計算其傳動裝置。破碎機工作時，不論有載還是空載偏心軸套總是用它的厚邊壓在機架襯套上，把間隙留在左側。所以錐齒輪不是繞它的本身的中心線 旋轉而是以機架襯套間隙之半為半徑繞破碎機中心線作圓運動。因此，在破碎機正常工作中，在齒輪和傳動軸上產生很大的沖擊載荷和在齒面上產生附加的磨損。所以，這種破碎機上用的錐齒輪雜訊大，磨損特別嚴重，影響使用壽命。為了解決此問題，將偏心軸套與大齒配合部製成偏心的。這樣，當破碎機運轉時，兩齒輪頂點交於一點，消除由於錐頂不交於一點帶來的附加沖和磨損的危害。在傳動軸箱安裝時，必須考慮尺寸A、B、C之間的關系。B為破碎機中心線到傳動軸箱架體端面之間距；A是小輪錐頂到傳動軸箱法蘭內端面之間的距離；C是兩者之差，為鋼紙墊的壓實厚度。當滿足A-B=C時，兩輪錐頂才能交於一點。安裝後也要檢查兩齒輪的（嚙合）印痕和側隙是否合適.在調整轉動傳動軸箱調整側隙時，先松開固定小齒輪軸箱總成的螺釘，將密封圈從軸箱法蘭上取下，然後按下列步驟調節齒輪側隙：將調節塊向下移動（順時針）可增加齒隙；將調節凸塊向上移動（逆時針）可減少齒輪側隙。確定錐齒轉向必須規定觀察方向方可一致。故轉向確定準則為：從錐頂看齒輪，當齒輪順時針轉動時為右轉，反之為左轉。大小齒輪旋向應相反，其產生的軸向力應使兩齒輪盡量趨向分離。

3. 圓錐齒輪傳動布置於高速級的原因

爬到梯台拐角處,
整個地獻給了幸福的雲霧,
一片薄箔.你也許會把鑰匙弄得嘩啦響,咯咯吞下一口.
假如有一天
那可是最純真的手掌,
妄圖歷史就讓演哈哈

4. 圓錐圓柱齒輪減速器工作原理

減速器的種類很多。常用的齒輪及蝸桿減速器按其傳動及結構特點，大致可分為三類：
(1)齒輪減速器 主要有圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器和圓錐—圓柱齒輪減速器三種。
(2)蝸桿減速器 主要有圓柱蝸桿減速器、圓弧齒蝸桿減速器、錐蝸桿減速器和蝸桿—齒輪減速器等。
(3)行星減速器 主要有漸開線行星齒輪減速器、擺線針輪減速器和諧波齒輪減速器等。
18.1 常用減速器的主要類型、特點和應用
1.齒輪減速器

單級圓柱齒輪減速器 分流式雙級圓柱齒輪減速器

同軸式雙級圓柱齒輪減速器 圓錐減速器

圓錐—圓柱齒輪減速器 蝸桿減速器

齒輪減速器按減速齒輪的級數可分為單級、二級、三級和多級減速器幾種；按軸在空間的相互配置方式可分為立式和卧式減速器兩種；按運動簡圖的特點可分為展開式、同軸式和分流式減速器等。單級圓柱齒輪減速器的最大傳動比一般為8——10，作此限制主要為避免外廓尺寸過大。若要求i>10時，就應採用二級圓柱齒輪減速器。
二級圓柱齒輪減速器應用於i：8—50及高、低速級的中心距總和為250—400mmm的情況下。圖示三級圓柱齒輪減速器，用於要求傳動比較大的場合。圓錐齒輪減速器和二級圓錐—圓柱齒輪減速器，用
於需要輸入軸與輸出軸成90~配置的傳動中。因大尺寸的圓錐齒輪較難精確製造，所以圓錐—圓柱齒輪減速器的高速級總是採用圓錐齒輪傳動以減小其尺寸，提高製造精度。齒輪減速器的特點是效率高、壽命長、維護簡便，因而應用極為廣泛。
2.蝸桿減速器
蝸桿減速器的特點是在外廓尺寸不大的情況下可以獲得很大的傳動比，同時工作平穩、噪
聲較小，但缺點是傳動效率較低。蝸桿減速器中應用最廣的是單級蝸桿減速器。
單級蝸桿減速器根據蝸桿的位置可分為上置蝸桿、下置蝸桿及側蝸桿三種，其傳動比范圍一般為i：10—70。設計時應盡可能選用下置蝸桿的結構，以便於解決潤滑和冷卻問題。
3．蝸桿—齒輪減速器
這種減速器通常將蝸桿傳動作為高速級，因為高速時蝸桿的傳動效率較高。它適用的傳動比范圍為50—130。
18.2 減速器傳動比的分配
由於單級齒輪減速器的傳動比最大不超過10，當總傳動比要求超過此值時，應採用二級
或多級減速器。此時就應考慮各級傳動比的合理分配問題，否則將影響到減速器外形尺寸的大
小、承載能力能否充分發揮等。根據使用要求的不同，可按下列原則分配傳動比：
(1)使各級傳動的承載能力接近於相等；
(2)使減速器的外廓尺寸和質量最小；
(3)使傳動具有最小的轉動慣量；
(4)使各級傳動中大齒輪的浸油深度大致相等。
18.3 減速器的結構
圖示為單級直齒圓柱齒輪減速器的結構，它主要由齒輪(或蝸桿)、軸、軸承、箱體等組成。箱體必須有足夠的剛度，為保證箱體的剛度及散熱，常在箱體外壁上制有加強肋。為方便減速器的製造、裝配及使用，還在減速器上設置一系列附件，如檢查孔、透氣孔、油標尺或油麵指示器、吊鉤及起蓋螺釘等。

§18-2 變 速 器
減速器的傳動比是固定的，但在工程實際中，有些工作機往往需要在幾種不同的轉速下工作，這就需要根據使用要求在工作中隨時調整原動機與工作機之間的傳動比。
功用：根據需要能隨時改變傳動比。
類型：有級變速器---有級變速器的傳動只能按既定的設計要求通過操縱機構分級進行變速，
無級變速器--無級變速器的傳動比在設計預定的范圍內無級地進行改變。
工作原理： 依靠摩擦傳動，改變主動件和從動件的輸出半徑，實現傳動比的無變化。

5. 有錐齒輪傳動設計計算過程的例子嗎

直齒錐齒輪傳動設計newmaker錐齒輪是圓錐齒輪的簡稱，它用來實現兩相交軸之間的傳動,兩軸交角S稱為軸角，其值可根據傳動需要確定，一般多採用90°。錐齒輪的輪齒排列在截圓錐體上，輪齒由齒輪的大端到小端逐漸收縮變小，如下圖所示。由於這一特點，對應於圓柱齒輪中的各有關"圓柱"在錐齒輪中就變成了"圓錐"，如分度錐、節錐、基錐、齒頂錐等。錐齒輪的輪齒有直齒、斜齒和曲線齒等形式。直齒和斜齒錐齒輪設計、製造及安裝均較簡單，但雜訊較大，用於低速傳動（＜5m/s）；曲線齒錐齒輪具有傳動平穩、雜訊小及承載能力大等特點，用於高速重載的場合。本節只討論S=90°的標準直齒錐齒輪傳動。 1. 齒廓曲面的形成

直齒錐齒輪齒廓曲面的形成與圓柱齒輪類似。如下圖所示，發生平面1與基錐2相切並作純滾動，該平面上過錐頂點O的任一直線OK的軌跡即為漸開錐面。漸開錐面與以O為球心，以錐長R為半徑的球面的交線AK為球面漸開線，它應是錐齒輪的大端齒廓曲線。但球面無法展開成平面，這就給錐齒輪的設計製造帶來很多困難。為此產生一種代替球面漸開線的近似方法。 2. 錐齒輪大端背錐、當量齒輪及當量齒數

(1) 背錐和當量齒輪

下圖為一錐齒輪的軸向半剖面，其中DOAA為分度錐的軸剖面，錐長OA稱錐距，用R表示；以錐頂O為圓心，以R為半徑的圓應為球面的投影。若以球面漸開線作錐齒輪的齒廓，則園弧bAc為輪齒球面大端與軸剖面的交線，該球面齒形是不能展開成平面的。為此，再過A作O1A⊥OA，交齒輪的軸線於點O1。設想以OO1為軸線，以O1A為母線作圓錐面O1AA，該圓錐稱為錐齒輪的大端背錐。顯然，該背錐與球面切於錐齒輪大端的分度圓。由於大端背錐母線1A與錐齒輪的分度錐母線相互垂直，將球面齒形的圓弧bAc投影到背錐上得到線段b'Ac'，圓弧bAc與線段b'Ac'非常接近，且錐距R與錐齒輪大端模數m之比值愈大（一般R/m>30），兩者就更接近。這說明：可用大端背錐上的齒形近似地作為錐齒輪的大端齒形。由於背錐可展開成平面並得到一扇形齒輪，扇形齒輪的模數m、壓力角a和齒高系數ha*等參數分別與錐齒輪大端參數相同。再將扇形齒輪補足成完整的直齒圓柱齒輪，這個虛擬的圓柱齒輪稱為該錐齒輪的大端當量齒輪。這樣就可用大端當量齒輪的齒形近似地作為錐齒輪的大端齒形，即錐齒輪大端輪齒尺寸（ha、hf等）等於當量齒輪的輪齒尺寸。 (2) 基本參數

由於直齒錐齒輪大端的尺寸最大，測量方便。因此，規定錐齒輪的參數和幾何尺寸均以大端為准。大端的模數m的值為標准值，按下表選取。在GB12369-90中規定了大端的壓力角a=20。，齒頂高系數ha*=1，頂隙系數c*=0.2。 錐齒輪模數（摘自GB12368-90）…11.1251.251.3751.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578…
(3) 當量齒數

當量齒輪的齒數zv稱為錐齒輪的當量齒數。zv與錐齒輪的齒數z的關系可由上圖求出，由圖可得當量齒輪的分度圓半徑rv 而 則有 式中：d為錐齒輪的分度錐角。zv一般不是整數，無須圓整。

3 直齒錐齒輪傳動的運動設計

(1) 背錐和當量齒輪

下圖為一對錐齒輪的軸向剖面圖。該對錐齒輪的軸角等於兩分度錐角之和，即 由於直齒錐齒輪傳動強度計算及重合度計算的需要引進一對當量齒輪（上圖），它們是用該對錐齒輪齒寬中點處的背錐展開所得到的。當量齒輪的分度圓半徑dv1/2和dv2/2分別為這對錐齒輪齒寬b中點處背錐的母線長；模數即為齒寬中點的模數，稱為平均模數mm。

1. 直齒圓錐齒輪的嚙合傳動特點

一對錐齒輪的嚙合傳動相當於其當量齒輪的嚙合傳動。因此有如下特點：

(1) 正確嚙合條件 (2) 連續傳動條件 e>1，重合度e可按其齒寬中點的當量齒輪計算。
(3) 不根切的最少齒數 (4) 傳動比i12 因 ，故 當S=90°時，有 2. 幾何尺寸計算

根據錐齒輪傳動的特點，其基本幾何尺寸按大端計算，但錐齒輪齒寬中點處及其當量齒輪的幾何尺寸必須通過大端導出。

(1) 齒寬系數FR 。一般取FR=1/3，且b1=b2=b
(2) 齒寬中點的分度圓直徑（平均分度圓直徑）dm和平均模數mm (3) 齒寬中點處當量齒輪的分度圓直徑dmv、當量齒數zv及齒數比uv 式中齒數比 影響分度錐頂角的大小，一般取u≤3，最大不超過5。

參考上圖導出標準直齒錐齒輪傳動的幾何尺寸計算公式列於標準直齒錐齒輪傳動的主要幾何尺寸計算公式表中。 4. 直齒錐齒輪傳動的強度計算

直齒錐齒輪的強度計算比較復雜。為了簡化計算，通常按其齒寬中點的當量齒輪進行強度計算。這樣，就可以直接引用直齒圓柱齒輪的相應公式。

因直齒錐齒輪的製造精度較低，在強度計算中一般不考慮與重合度的影響，即取齒間載荷分配系數Ka、重合度系數Ze、Ye的值為1。

1 輪齒受力分析

忽略齒面摩擦力，並假設法向力Fn集中作用在齒寬中點上，在分度圓上可將其分解為圓周力Ft、徑向力Fr和軸向力Fa相互垂直的三個分力，如下圖所示。各力的大小分別為 式中 T1--小齒輪的名義轉矩（N·mm）；
輪齒受力分析各力的方向 主動輪圓周力的方向與輪的轉動方向相反，從動輪圓周力的方向與輪的轉動方向相同；主、從動輪徑向力分別指向各自的輪心；軸向力則分別指向各自的大端。

載荷系數

式中：KA-使用系數，按使用系數KA表查取 Kv-動載荷系數，降低一級精度等級，用齒寬中點的圓周速度由動載荷系數Kv圖查取 Kb-齒向載荷分布系數，可按式 ，式中KHbbe由表 齒向載荷分配系數KHbbe查取。 2. 齒面接觸疲勞強度計算

以當量齒輪作齒面接觸疲勞強度計算，則式 為 將當量齒輪的有關參數代入上式中，可得直齒圓錐齒輪傳動的齒面接觸疲勞強度校核公式為 而齒面接觸疲勞強度設計公式為 式中各參數按前述確定。

3. 齒根彎曲疲勞強度計算

將當量齒輪的有關參數代入式 和 中，可得直齒圓錐齒輪傳動的齒根彎曲疲勞強度校核公式和設計公式 式中 YFa-齒形系數，根據當量齒數 ，由外齒輪的齒形系數圖YFa查取。 YSa-應力修正系數，根據當量齒數 ，由應力修正系數YSa圖查取。

6. 跪求一份詳細的大三機械設計課程設計說明書（圓錐 圓柱齒輪減速器的設計）

僅供參考啊一、前言
(一)
設計目的：
通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。
(二)
傳動方案的分析
機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、製造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。
本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案採用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。
帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。
齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計採用的是單級直齒輪傳動。
減速器的箱體採用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。
二、傳動系統的參數設計
原始數據：運輸帶的工作拉力F=0.2 KN；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=400mm（滾筒效率為0.96）。
工作條件：預定使用壽命8年，工作為二班工作制，載荷輕。
工作環境：室內灰塵較大，環境最高溫度35°。
動力來源：電力，三相交流380/220伏。
1
、電動機選擇
（1）、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
（2）、電動機功率選擇：
①傳動裝置的總效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作機所需的輸入功率：
因為 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③電動機的輸出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
使電動機的額定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率P ＝ 5.5KW 。
⑶、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』 =3~6。取V帶傳動比I』 =2~4，則總傳動比理時范圍為I』 =6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』 =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、確定電動機型號
根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1500r/min ，根據所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速 1440r/min 。
其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉速1440r/min，額定轉矩2.2，質量68kg。
2
、計算總傳動比及分配各級的傳動比
（1）、總傳動比：i =1440/96=15
（2）、分配各級傳動比：
根據指導書，取齒輪i =5（單級減速器i=3~6合理）
=15/5=3
3
、運動參數及動力參數計算
⑴、計算各軸轉速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵計算各軸的功率（KW）
電動機的額定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶計算各軸扭矩（N�6�1mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N�6�1m
=9550×4.138/96 =411.645N�6�1m
=9550×4.056/96 =403.486N�6�1m
三、傳動零件的設計計算
（一）齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45#鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據指導書選7級精度。齒面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）確定有關參數和系數如下：
傳動比i
取小齒輪齒數Z =20。則大齒輪齒數：
=5×20=100
，所以取Z
實際傳動比
i =101/20=5.05
傳動比誤差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齒數比：
u=i
取模數：m=3 ；齒頂高系數h =1；徑向間隙系數c =0.25；壓力角 =20°；
則
h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圓直徑：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指導書取
φ
齒寬：
b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齒頂圓直徑：d ）=66，
d
齒根圓直徑：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圓直徑：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)計算齒輪傳動的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液壓絞車≈182mm
（二）軸的設計計算
1
、輸入軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據指導書並查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴選d=25mm
⑵、軸的結構設計
①軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
②確定軸各段直徑和長度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以長度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L =（2+20+55）=77mm
III段直徑：
初選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直徑：
由手冊得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：d =（35+3×2）=41mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為41mm
+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直徑：d =50mm. ，長度L =60mm
取L
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=80mm
Ⅵ段直徑：d =41mm， L
Ⅶ段直徑：d =35mm， L ＜L3，取L
2
、輸出軸的設計計算
⑴、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、軸的結構設計
①軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
②確定軸的各段直徑和長度
初選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長42.755mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
則
d =42mm
L
= 50mm
L
= 55mm
L
= 60mm
L
= 68mm
L
=55mm
L
四、滾動軸承的選擇
1
、計算輸入軸承
選用30207型角接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm.
2
、計算輸出軸承
選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm
五、鍵聯接的選擇
1
、輸出軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
鍵的類型及其尺寸選擇：
帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯接。
根據軸徑d =42mm ，L =65mm
查手冊得，選用C型平鍵，得： 卷揚機
裝配圖中22號零件選用GB1096-79系列的鍵12×56
則查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L ＝65，故取鍵長L=56
2
、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=60mm,L
查手冊得，選用C型平鍵，得：
裝配圖中 赫格隆36號零件選用GB1096-79系列的鍵18×45
則查得：鍵寬b=18，鍵高h=11，因軸長L ＝53，故取鍵長L=45
3
、輸入軸與帶輪聯接採用平鍵聯接
=25mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中29號零件選用GB1096-79系列的鍵8×50
則查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L ＝62，故取鍵長L=50
4
、輸出軸與齒輪聯接用平鍵聯接
=50mm
L
查手冊
選A型平鍵，得：
裝配圖中26號零件選用GB1096-79系列的鍵14×49
則查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L ＝60，故取鍵長L=49
六、箱體、箱蓋主要尺寸計算
箱體採用水平剖分式結構，採用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：
七、軸承端蓋
主要尺寸計算
軸承端蓋：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、減速器的
減速器的附件的設計
1
、擋圈 ：GB886-86
查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D1≥58
2
、油標 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
設計參考資料目錄

7. 單級圓錐齒輪減速器裝配圖

單級圓錐齒輪減速器設計圖紙（裝配圖）：

1.齒輪的大端模數m、壓力角α、齒頂高系數ha*、齒頂間隙系數c*應是標准值。我國標准與ISO標准規定：標准壓力角α=20°、標准齒頂高系數ha*=1、齒頂間隙系數c*=0.2。對徑節制齒輪、國外的其他標准或特殊設計中可以有其它值。
2.一般，齒數Z1=13～30，常取≥16。對大傳動比傳動，Z1≥6～8，但需採用大螺旋角、大齒形角或正傳動的變位方式。
3.當齒數Z2給定時自動計算傳動比i=Z2/Z1。如果輸入傳動比i則自動計算齒數Z2=iZ1。
4.一般，齒寬系數ψR1。
6.「計算」鈕，將計算結果顯示於右側框內，用於檢查參數的合理性。「計算清單」鈕在另頁上顯示計算的全部過程，可以下載或列印。按「強度計算」則進入齒輪強度計算網頁。

8. 簡述一般傳動齒輪的設計方法和步驟。

齒輪傳動有多種失效形式但對於某一具體工作條件下工作的齒輪傳動，通常只有一種失效形式是主要的失效形式，理論上應針對其主要失效形式選擇相應的設計准則和計算方法確定其傳動尺寸，以保證該傳動在整個工作壽命期間不發生失效。但是，對齒面磨損、塑性變形等失效形式目前尚未建立行之有效的成熟的計算方法和完整的設計數據。
目前設計一般工況下工作的齒輪傳動時，通常都只依據保證齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度兩准則進行計算。而對高速重載易發生膠合失效的齒輪傳動，則還應進行齒面抗膠合能力的核算。至於抵抗其他失效的能力，僅根據失效的原因，在設計中採取相應的對策而不作精確的計算。
一般情況下齒輪傳動的設計准則為：
1）對閉式軟齒面齒輪傳動，主要失效形式是齒面點蝕，故按齒面接觸疲勞強度進行設計計算，再按齒根彎曲疲勞強度進行校核。
2）對閉式硬齒面齒輪傳動，其齒面搞點蝕能力較強，主要失效形式表現為齒根彎曲疲勞折斷，故按齒根彎曲疲勞強度進行設計計算，再按齒面接觸疲勞強度進行校核。
3）對開式齒輪傳動，主要失效形式是齒面磨損和齒根彎曲疲勞折斷，故先按齒根彎曲疲勞強度進行設計計算，然後考慮磨損的影響，將強度計算所求得的齒輪模數適當增大。

9. 跪求機械設計課程設計說明書（二級圓錐 圓柱齒輪減速器）

呵呵 今年六月分我也做了機械設計課程設計，當時下了幾個模板，做完就刪了，你到機械論壇厘米啊去找吧 我就是在那裡面下載的
http://bbs.mechnet.com.cn/

10. 設計鏈式輸送機傳動裝置中的一級圓錐齒輪減速器。

不會設計圓錐齒輪可以選擇一個蝸輪減速箱。假如非得使用錐齒輪，可以按照機械設計手冊詳細項目一項一項繪畫即可。這個不是太難的事情，可是在這里不是大規模教學場所。