机械设计课程设计二级圆锥斜齿圆柱齿轮减速器设计

设计计算及说明 结果 一、设计任务书 结果 1.1传动方案示意图 图一、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） 2500 1.6 280 1.3工作条件 三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的5%。 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 传动方案见图一，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8-15，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 设计计算及说明 3.1 电动机的选择 F=2500N 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电V=1.6m/s 压交流380V。 =0.833 2、电动机容量选择： Pd=5kw （1）工作机所需功率Pw=FV/1000 ωPed=5.5kw F-工作机阻力 nw=109.2 v-工作机线速度 ωr/min -工作机效率可取0.96 结果 (2) 电动机输出功率Pd 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 Pd=Pw/α 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 25=0.833 α14234α 取0.95 1-滚动轴承传动效率取0.99 2-圆锥齿轮传动效率43 -圆柱齿轮传动效率取0.97 -联轴器效率取0.99 5-卷筒效率取0.96 Pd=FV/1000 ωα25001.65kw 10000.960.833 （3）确定电动机的额定功率Ped 因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5.5Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 nw=60×1000V/πD=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/min 由于两级圆锥-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 ''n nd1—nd2=(8-15）w =873.6—1638r/min。 可见同步转速为1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。 设计计算及说明 表2 电动机方案比较表（指导书 表19-1） 选Y132M2-6型电动机 方案 电动机型号 额定功率（kw） 电动机转速（r/min） 电动机质量传动装 i1=2.2 置总传（kg） 动比 i2=4 同步 满载 n=960 1 Y132M2-6 5.5 1000 960 73 8.79 n=436.36 Ⅱ=109.2r/min 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 43 13.19 PI=4.95 kw 由表中数据可知，方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y132M2-6 PII=4.65 kw 3.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 PIII=4.47 kw 1、传动装置总传动比 PIV=4.38 kw inm/nw=960/109.2=8.79 结果 2、分配各级传动比 高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约i10.25i，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 i1=2.2 i2=4 3.3计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） n＝nm/i0=960r/min nⅡ＝nⅠ/i　1=960/202=436.36r/min ?nⅢ＝nⅡ/i2=436.36/4=109.2r/min nIVnⅢ=109.2r/min 2、各轴输入功率 PIPedη4=4.95kw PIIPI1. =4.655kw PIIIPII23=4.47kw PIV=PIII.η1.η4=4.38kw PI=49.24N.m nI 3、各轴转矩 TI9550 设计计算及说明 TII9550PII=101.88N.m nII小齿轮： 40Cr（调 TIII9550PIII=390.92N.m nIII质） P TIV9550IV=383.04N.M nIV2 将计算结果汇总列表如下 280 HBS 大齿轮： 45钢（调表3 轴的运动及动力参数 质） 240 HBS 项目 电动机高速级轴中间轴低速级轴工作机轴7级精度 轴 I II III IV 结果 转速（r/min） 960 960 436.36 109.2 109.2 功率（kw） 5 4.95 4.655 4.47 4.382 转矩(Nm) 49.76 49.24 101.88 390.92 383.04 传动比 1 2.2 4.0 1 效率 0.99 0.94 0.96 0.98 四、传动零件的设计计算 4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材《机械设计（第八版）》） 已知输入功率为PII=4.655kw、小齿轮转速为nⅡ=436.36r/min、齿数比为4。工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，带式输送，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）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（第八版）》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z122,则大齿轮齿数z24z188 初选螺旋角14。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 设计计算及说明 3 d1t2KtT1du1ZHZE2() u[H]=kt1=1.6 ZH=2.435 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数kt1=1.6 2）查教材图表（图10-30）选取区域系数ZH=2.435 12ZE=189.8 a=1.645 K=0.9 13）查教材表10-6选取弹性影响系数ZE=189.8 MPa 4）查教材图表（图10-26）得 a1=0.765 a2=0.88 aa1a2=1.645 K2=0.95 Hlim1650 5）由教材公式10-13计算应力值环数 Mpa N1=60n1jLh =60×436.36×1×（3×8×300×10）=1.885×109h Hlim2550Mpa N2=0.471X109h d=1 T=101.88N.m 6）查教材10-19图得：K1=0.9 K2=0.95 7）查取齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1650Mpa Hlim2550Mpa H= 553.75 MPa 8）由教材表10-7查得齿宽系数d=1 59）小齿轮传递的转矩T1=95.5×10×V=1.27m/ 结果 P2/n2=9550X4655/436.36=101.88N.m 10）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得: [H]1=KHN1Hlim1=0.9×650=585 MPa S[H]2=KHN2Hlim2=0.95×550=522.5 MPa S 许用接触应力为 （2）设计计算 1）按式计算小齿轮分度圆直径d1t 3d1t2KtT1du1ZHZE2() u[H]=3 =21.610.18810452.435189.82()55.67mm 11.6454553.752）计算圆周速度Vd1tn11.27m/s 601000　3）计算齿宽b及模数mnt 设计计算及说明 b=dd1t=1.5567=55.67mm mnt=2.455 mnt=d1tcos55.67cos142.455mm Z122bh =10.62 4) 计算齿宽与高之比b h=1.744 =1.4 齿高h= 2.25mnt=2.25×2.455=5.24mm b =55.67 =10.62 h5.24KH1=1.420 KF1=1.32 d1=61.4mm 5) 计算纵向重合度 =0.318dZ1tanβ=0.318X1X22tan14=1.744 6) 计算载荷系数K mn1=2.7 mm 系数KA=1，根据V=1.27m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数Kv=1.08 ZV1=24.08 结果 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数KHKF=1.4 由教材图表(表10-4）查得KH1=1.420 查教材图表（图10-13）得KF1=1.32 所以载荷系数 KKAKVKHKH=2.147 7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1 ddt3K=55.67Kt32.14761.4mm 1.68) 计算模数mn1 mn=d1cos61.4cos142.7mm Z122 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 3 由弯曲强度的设计公式mn≥2KT1Ycos2YFYS()设计 2[]dZ1aF（1）确定公式内各计算数值 1）计算载荷系数 KKAKVKFKF=1.99 2）根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数Y=0.88 3）计算当量齿数 3Zv1Z1cos =24.08 β 设计计算及说明 ZV2Z2/cos388/cos314=96.33 ZV2=96.33 4）查取齿形系数 查教材图表（表10-5）YF1=2.6476 ，YF2=2.18734 YF1=2.6474 5）查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）YS1=1.5808 ，YF2=2.187 YS2=1.78633 YS1=1.5808 6）查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限YS2=1.7863 FE1=520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2=400MPa 。 KFN1=0.85 7）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 KFN2=0.88 8）计算弯曲疲劳许用应力。 K 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式FFNFE得 SFE1=315.7 FE2=251.4 mn=2mm K0.85520315.71 [F]1=FN1FF1S1.4 [F]2=KFN2FF20.88400251.43 S1.4YFYSz1=30 z2=120 结果 9）计算大、小齿轮的F，并加以比较 YF2FS2[F]22.187341.786330.01554 大齿轮的数值大.选用. 251.43（2）设计计算 1）计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=61.4mm来计算应有的齿数. 61.4cos142）计算齿数 z1==29.78 取z1=30 那么z2=4×mn30=120 设计计算及说明 4、几何尺寸计算 a=155mm （1）计算中心距 =143533 a=(z1z2)mn(30120)2==155mm 2cos2cos14d1=62mm d2=248mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos(Ζ1Ζ2)mnarccos(30120)2143533 2α2155结果 因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正. （3）计算大.小齿轮的分度圆直径 d1=z1mn302=62mm coscos14.5925 d2=z2mn1202=248mm coscos14.5925（4）计算齿轮宽度 B=d1162mm62mm （5）结构设计 小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为66mm 采用实心结构 大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为252mm 采用腹板式结构其零件图如下 图二、斜齿圆柱齿轮 设计计算及说明 4.2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材《机械设计（第八版）》） kt1=1.8 已知输入功率为PI=4.95kw、小齿轮转速为n=436.36r/min、齿数KHN10.89 比为2.2由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，K2=0.9 带式输送，工作平稳，转向不变。 [H]1= 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 578.5MPa （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 结果 度（GB10095-88） （2）材料选择 由《机械设计（第八版）》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z125,则大齿轮齿数z22.2z155 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： 3 d1t≥2.92ZEKT1(10.5)2u RFR2（1）、确定公式内的各计算值 1）试选载荷系数kt1=1.8 2）小齿轮传递的转矩T1=95.5×105×P1/n1 3）取齿宽系数R0.35 4）查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550Mpa 125）查表10-6选取弹性影响系数ZE=189.8 MPa 6）由教材公式10-13计算应力值环数 N1=60n1jLh =60×960×1×（3×8×300×10=4.1472×109h N2=0.471×109h 7)查教材10-19图得：K1=0.89 K2=0.9 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,应用公式（10-12）得: [H]1=KHN1Hlim1=0.89×650=578.5 MPa S 设计及设计说明 [H]2=KHN2Hlim2=0.9×550=495MPa S[H]2=495MPa d1t=85.22mm （2）设计计算 1）试算小齿轮的分度圆直径，带入H中的较小值得 V=4.28m/s 2）计算圆周速度V K=2.156 Vd1tn14.28m/s 601000　Mt=3.62mm K=2.159 3）计算载荷系数 系数KA=1，根据V=4.28m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数Kv=1.15 结果 查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数KHKF=1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得KHββb=1.25的KHβKFβ 得载荷系数 KKAKVKHKH=2.156 4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 3 ddt3K=85.22Kt2.15690.5mm 1.85）计算模数M 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： 3 m≥4KT1R(10.5R)z221u12YFaYSaF （1）确定公式内各计算数值 1）计算载荷系数 KKAKVKFKF 2）计算当量齿数 Zv1Z1=27.4 cos1 设计及设计说明 Zv2Z2cos2=133.5 YF12.5623）由教材表10-5查得齿形系数 YF22.1532YS11.604 应力校正系数 YS11.604 YS21.8168 YS21.81684) 由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1520MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2400MPa FE1520MPaFE2400MPaKFN1=0.83 5) 由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KKFN2=0.85 6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，得 FN1=0.83 KFN2=0.85 M=2.75mm [F]1=KFN1FE10.83520308.28MPa S1.4KFN2FF20.85400242.86MPa S1.4 结果 [F]2=7) 计算大小齿轮的YFaFSa,并加以比较 [F] 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. （2）设计计算 取M=2.75mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.75mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=90.50mm来计算应有的齿数. 设计及设计说明 计算齿数 z1=d133 取z1=33 那么z2=2.2×33=73 mz1=33 z2=33 4、计算几何尺寸 （1） d1=z1m2.7533=90.75 （2） d2=z2m2.7573=200.75 d1=24.325241930 d2d1=90.75 d2=200.75 R=109.65mm （3） 1arccotB1=41mm （4） Rd1212d12.221109.65mm 2B2=36mm （5） bRR=38.37圆整取B2=36mm B1=41mm （6） 机构设计 小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直径为95.76mm 采用实心结构其零件图如下 大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为203mm 采用腹板式结构 图三、直齿锥齿轮 设计计算及说明 结果 五、轴的设计计算 5.1输入轴（I轴)的设计 Ft=1315.35N Fr=436.25 1、求输入轴上的功率PI、转速n和转矩TⅠ N PI=4.95 kw n=960r/min TⅠ=49.24N.M Fa=197.19 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则Ft2T249240N 结果 dm174.871315.35N 圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图二所示 图四、输入轴载荷图 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45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0112，得 设计计算及说明 dminA03PI 4.95112319.35mm nI960d12=30mm d2337mm 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径L12=58mm d12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TcaKAT2，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取KA1.3，则 d3440mmL34=25.25mm结果 查《机械设计课程设计》表14-4，选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。取d12=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。 4、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案（见图五） 图五、输入轴轴上零件的装配 （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d2337mm。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取L12=58mm 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d2337mm，由《机械设计课程设计》表13-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为 d  D T40mm90mm25.25mm所以d3440mm而L34=25.25mm 设计计算及说明 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13-1查得30308型轴承的定位轴肩高度da49mm，因此取d4549mm d4549mmd6735mmL56=24mm，3）取安装齿轮处的轴段67的直径d6735mm；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取L56=24mm，d5640mm d5640mmL23=50mm 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l30mm，取L23=50mm。 结果 5）锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取L6761mm由于Lb2La，故取L4598mm （3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d6735mm由《机械设计（第八版）》表6-1 查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，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H7n6；同样，半联轴器处平键截面为bhl10mm8mm50mm与轴的配合为H7k6；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245，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5、求轴上的载荷（30308型的a=19.5mm。所以俩轴承间支点距离为109.5mm 右轴承与齿轮间的距离为54.25mm。）（见图四） 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T TⅠ=49.24N.M 设计计算及说明 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 M=2.0mm 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及Ft=3152.5轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算8N 应力为 Fr=1185.6100970.12(49240X0.6)2M2(TI)2= 16.44Mpa ca3W0.1409N Fa=820.74前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得160MPa,ca1，故安全。 5.2输出轴（III轴）的设计 结果 N 1、求输出轴上的功率PIII、转速nⅢ和转矩TIII PIII=4.47 kw nⅢ=109.2r/min TIII=390.92N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 而Ft2T23909203152.58N d248 圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图六所示 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（第八版）》表15-3，取A0112，得 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12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TTcaKAT，查《机 MHMaKA1.3，则 械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取MVMV 图六、输出轴的载荷图 MMd1240mm 结果 TcaKAT=13390.92=508.196N.M T查《机械设计课程设计》表14-4选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.M 半联轴器的孔径d140mm，所以取d1240mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 4、轴的结构设计 （1) 拟定轴上零件的装配方案（见图七） 图七、输出轴轴上零件的装配 （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段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的 设计计算及说明 直径d2347mm，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长 度L184mm，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1-2段的长度应比L1略短些，现取l1282mm。 d3450mm d7850mm d4560mm 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d2347mm，由《机械设计课程设计》表13-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为dDT50mm110mm29.25mm，l6758mm d6755mm 57.25mm d34d7850mm，因而可以取l3429.25mm。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程》表13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度da60mm，因此取d4560mm。 l4586mm 结果 3）齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为62mm，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l6758mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以d6755mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h4mm，则轴环处的直径为d5663mm。轴环宽度b1.4h，取l56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l30mm故l2350mm 5）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为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。可求得l7857.25mm l4586mm （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d67由《机械设计（第八 版）》表6-1查得平键截面bh16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，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 设计计算及说明 H7n6；同样半联轴器与轴的连接，选用平键12mm8mm70mm，半联结果 H7k6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m5。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=23mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=61.25mm，L2=131.25mm。做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下： 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 M1316552818972=155050N.mm 扭矩T TIII=390.92N.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0.6，轴的计算应力 1550502(390920X0.6)2M2(TIII)2=16.9mpa caW0.1553前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得160MPa,ca1，故安全。 7、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 设计计算及说明 由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。 （2）截面右侧校核 抗弯截面系数 W0.1d30.163325004.7mm3 抗扭截面系数Wt0.2d30.263350009.4mm3 截面右侧弯矩MMH2MV2102.713N.m 截面上的扭矩TIII=390.92N.M 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 b640MPa 1275MPa 1155MPa 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（第八版）》附表3-2查取。因r2.00.031，D631.15，经插值后查d63d55得 又由《机械设计（第八版）》附图3-2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（第八版）》附图3-2的尺寸系数0.69，扭转尺寸系数0.83。轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质量系数为0.92 设计计算及说明 结果 轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为 又取碳钢的特性系数为 结果 计算安全系数Sca值 故可知安全。 （3）截面左侧 抗弯截面系数 W0.1d30.155316637.5mm3 抗扭截面系数Wt0.2d30.255333275mm3 截面右侧弯矩MMH2MV2102.713N.m 截面上的扭矩TIII=390.92N.M 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 设计计算及说明 过盈配合处取 k0.8k 结果 k2.51 k3.14则故有效应力集中系数为 113.230.92又取碳钢的特性系数为 k11K12.5112.60.92K13.14计算安全系数Sca值 k1 127513.8Kam3.236.171155S9.9611.7511.75Kam1.850.05SSca故可知安全。 22SS13.89.968.07S1.5S^2S^213.8^29.96^25.3中间轴（II轴）的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T P4.655 kw n=436.36r/min T=101.88N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 设计计算及说明 圆周力Ft1、Ft2，径向力Fr1、Fr2及轴向力Fa1、Fa2的方向如图八所示 结果 图八、中间轴受载荷图 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40Cr（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0110，得dminA034.65524.21mm，中间 436.36 计计算及说明 轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d56 结果 4、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案（见图九） 图九、中间轴上零件的装配 （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d12d5624.21mm，由《机械设计课程设计》表13.1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为dDT30mm72mm20.75mm，d12d5630mm。 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13.1查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。 2）取安装齿轮的轴段d23d4535mm，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L42mm，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l2338mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h4mm，则轴环处的直径为d3443mm。 3）已知圆柱直齿轮齿宽B167mm，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l4563mm。 4）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为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l1253.75mm （3）轴上的周向定位 设计计算及说明 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d23由《机械设计（第八版）》 结果 表6-1查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，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H7的配合为m6；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d45由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选H7择齿轮轮毂与轴的配合为m6；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245，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=15.3mm。所以轴承跨距分别为L1=55.45mm，L2=74.5mm。L3=60.95mm做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下： 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 M1581402672702=171853N.mm 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0.6，轴的计算应力为 设计计算及说明 前已选定轴的材料为40Cr（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1 结果 查得170MPa,ca1，故安全。 六、轴承的校核 6.1输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为dDT40mm90mm25.25mm，轴向力 Fa197.19N，e0.35 ，Y=1.7，X=0.4 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 则 则 则 则 Fa1806.69Fa2609.51.17e，0.294e Fr1686.55Fr22072.4则 Pr1XFr1YFa10.4686.551.7806.691646N 设计计算及说明 故合格。 6.2中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306。 轴向力 Fa447.6N，e0.31 ，Y=1.9，X=0.4 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 则 Fr11923N,Fr22819N Fr11923506N2Y21.9则 Fr22819Fd2742N2Y21.9Fd1Fa1Fd1506N则 Fa2Fd1Fa953.6N则 Fa15060.263e Fr11923则 Pr1Fr11923N 则 故合格。 设计计算及说明 结果 6.3输出轴轴滚动轴承计算 结果 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310. 轴向力 Fa820.74N，e0.35 ，Y=1.7，X=0.4 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 则 Fr12531.43N,Fr21014.45N Fr12531.43744.5N2Y21.7则 Fr21014.45Fd2298.4N2Y21.7Fd1Fa1Fd1744.5N则 Fa2Fd1Fa1564.5N 则 Fa1744.50.294e Fr12531.43则 Pr1Fr12531.43N 则 故合格。 七、键联接的选择及校核计算 7.1输入轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为bhl8mm7mm50mm，接触长度 设计计算及说明 l'50842mm，键与轮毂键槽的接触高度 结果 k0.5h0.573.5mm。则键联接的强度为： 故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为bhl10mm8mm45mm，接触长度l'451035mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.584mm。则键联接的强度为： 故合格。 7.2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bhl10mm8mm32mm，接触长度l'321022mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.584mm。则键联接的强度为： 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为bhl10mm8mm50mm，接触长度l'501040mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.584mm。则键联接的强度为： 故合格。 设计计算及说明 7.3输出轴键计算 结果 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为bhl12mm8mm70mm，接触长度l'701258mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.584mm。则键联接的强度为： 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为bhl16mm10mm50mm，接触长度l'501634mm，键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.5105mm。则键联接的强度为： 故合格。 八、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Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N.mm，半联轴器的孔径d130mm，半联轴器长度L82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm，Z型轴孔。 输出轴选选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N.mm，半联轴器的孔径d140mm，半联轴器长度L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，Z型轴孔。 九、润滑与密封 计计算及说明 齿轮采用浸油润滑，由《机械设计》表10-11和表10-12查得选用 结果 100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995），油量大约为3.5L。当齿轮圆周速度v12m/s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≥30~50mm。由于大圆锥齿轮v4.28m/s2m/s，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好，当然也可用油脂润滑。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。 十、减速器附件的选择 由《机械设计课程设计》选定通气帽为M362；油标为压配式圆形的油标A20JB/T 7491.1-1995；外六角油塞及封油垫M201.5；箱座吊耳，吊环螺钉为螺钉GB825-88）M16；启盖螺钉M8。 十一、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。 设计计算及说明 十二、参考文献 1、《机械设计（第八版）》濮良贵，纪名刚主编 高等教育出版社 2、《机械设计课程设计》金清肃主编 华中科技大学出版社 3、《机械原理》朱理主编 高等教育出版社 4、《工程制图》赵大兴主编 高等教育出版社 5、《材料力学》刘鸿文主编 高等教育出版社 6、《机械设计手册）》 机械设计手册编委 机械工业出版社 7、《机械制图实例教程》 钟日铭主编 清华大学出版社 8、《互换性与测量技术基础》 徐学林主编 湖南大学出版社 9、《金属机械加工》 赵如福主编 上海科学技术出版社 10、《减速器和变速器》机械设计手册编委 机械工业出版社