圆锥-圆柱齿轮减速器设计

机械设计课程设计说明书班级姓名课程设计题目圆锥圆柱齿轮减速器设计课程设计完成内容设计说明书一份主要包括运动方案设计、方案的决策与尺度综合、必要的机构运动分析和相关的机构运动简图发题日期2011年1月1日完成日期2011年1月18日目录设计任务书3传动方案的拟订及说明3电动机的选择3计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算7轴的设计计算16滚动轴承的选择及计算38键联接的选择及校核计算42联轴器的选择43减速器附件的选择44润滑与密封44设计小结44参考资料目录45设计计算及说明结果一、设计任务书设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F2100N，带速V13M/S，卷筒直径D320MM，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命10年（设每年工作300天），一班制。二、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速60101376/MIN2WVNRD选用同步转速为1000R/MIN或1500R/MIN的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为13。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案图一76/MINWNR三、选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。设计计算及说明结果2）电动机容量1卷筒的输出功率P21037FVKW2电动机输出功率DDP传动装置的总效率1234526式中、为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。12由机械设计（机械设计基础）课程设计表24查得V带传动096；滚动1轴承0988；圆柱齿轮传动097；圆锥齿轮传动096；弹性联轴器234099；卷筒轴滑动轴承096；则56098309790681故261DPKW3电动机额定功率ED由机械设计（机械设计基础）课程设计表201选取电动机额定功率。40EDPKW273PKW08136DPKW3）电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计（机械设计基础）课程设计表21查得带传动常用传动比范围，单级圆柱齿轮传动比范围，圆124I236I锥齿轮传动比范围，则电动机转速可选范围为3I设计计算及说明结果123915872/MINDNIR初选同步转速分别为1000R/MIN和1500R/MIN的两种电动机进行比较，如下表电动机转速R/MIN方案电动机型号额定功率（）同步满载电动机质量KG1Y132M1641000960732Y112M441500144043传动装置的传动比总传动比V带传动二级减速器12373139918564644两方案均可行,但方案1传动比较小,传动装置结构尺寸较小,因此采用方案1,选定电动机的型号为Y132M164）电动机的技术数据和外形,安装尺寸由机械设计（机械设计基础）课程设计表201、表202查得主要数据，并记录备用。四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比9601237MNI2）分配各级传动比因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以1237I10253II圆锥圆柱齿轮减速器传动比21793I13I239I设计计算及说明结果3）各轴转速（轴号见图一）1231425960/MIN3/I076N9/MINRINR4）各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即DP122534435260983291670DPKWKW5）各轴转矩112233445536905490271690350729890364PTNMNNPTNMN项目轴1轴2轴3轴4轴512345960/MIN/I76/INRRN123456908PKWK12345796TNMT转速R/MIN960960310776776功率KW336329316302298转矩NM3343327397353716636674传动比11313991效率1097809609580988设计计算及说明结果五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速960R/MIN，齿数比U31，由电动机驱动，工作239PKW寿命10年（设每年工作300天），一班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。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，故选用7级精度GB10095882）材料选择由机械设计（第八版）表101选择小齿轮材料为调质，硬度为40RC280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。则125Z23157Z278Z21783U2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即1132921052ETRRHZKTDU（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数18TK125Z782）计算小齿轮的转矩29510951032976PTNMN3）选齿宽系数3R03R设计计算及说明结果4）由机械设计（第八版）图1021D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LIM160HMPALIM250HMPA5）由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数895EZ6）计算应力循环次数120690183018241093845HNNJL7由机械设计（第八版）图1019取接触疲劳寿命系数12093,6HNHNK8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，得12LIMLI0936582HNKMPAS（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值1TDHLIM160HPALI2589EZ12340598N1258HMPA11332920528837964295ETRHZKTDUM2）计算圆周速度V12649032/601TDNS16429TDM32/VS设计计算及说明结果3）计算载荷系数根据，7级精度，由机械设计（第八版）图108查得动载2/VMS系数1K直齿轮HF由机械设计（第八版）表102查得使用系数125AK根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数，则125HBEK87HFHBE接触强度载荷系数1251526AVK4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得126533497918TDM5）计算模数M172915Z取标准值36）计算齿轮相关参数265K1729DM312121357824312ARCOSARCOS74618907352DMZMURDM7）圆整并确定齿宽0186405RB圆整取，249M1531212753468DMR153BM249设计计算及说明结果3、校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数125187526AVFK2）计算当量齿数122265COS74183VZ3）由机械设计（第八版）表105查得齿形系数160FAY26FA应力校正系数159SA217SA4）由机械设计（第八版）图2020C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150FEMP2380FEMPA5）由机械设计（第八版）图1018取弯曲疲劳寿命系数1NK265K1265VZ2094FNK6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得1S1122085314299FNEKMPAS7）校核弯曲强度123495FMPA设计计算及说明结果根据弯曲强度条件公式进行校核2105FASFFRKTYBMZ111126537296857002ASFRFMPA2222165379617904908FASFRFKTYBMZA满足弯曲强度，所选参数合适。圆柱斜齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速310R/MIN，齿数比U4，由电动机驱316PKW动，工作寿命10年（设每年工作300天），一班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数18570FMPA29F1）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GB10095882）材料选择由机械设计（第八版）表101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123Z2439Z4）选取螺旋角。初选螺旋角12、按齿面接触强度设计,123Z9设计计算及说明结果由设计计算公式进行试算，即31212THETDKTUZ1确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数16T2）计算小齿轮的转矩339509503169748PTNMN3）选齿宽系数1D4）由机械设计（第八版）图1030选取区域系数23HZ5）由机械设计（第八版）图1026查得，则10765208612636）由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数8905EZMPA16TK7）计算应力循环次数132601083014608486HNNJL8）由机械设计（第八版）图1021D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LIM160HMPALI2579）由机械设计（第八版）图1019取接触疲劳寿命系数120,98HNHNK124608N设计计算及说明结果10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，得12LIMLI0956708HNKMPAS125706543HPA（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得1TD313226974853189542364THETDKTUZM2）计算圆周速度V1257086HMPA4315423TDM135423108/606TDNVMS3）计算齿宽B及模数TM15423COSCOS1292554310DTNTNTZHMB4）计算纵向重合度1038TAN03812TAN4182DZ5）计算载荷系数08/VMS542391054NTBHM1824设计计算及说明结果根据，7级精度，由机械设计（第八版）图108查得动载系08/VMS数12K由机械设计（第八版）表103查得14HFK由机械设计（第八版）表102查得使用系数25A由机械设计（第八版）表1013查得3F由机械设计（第八版）表104查得14HK接触强度载荷系数250253AVK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得125334618TDM7）计算模数NM1COS68COS2673Z253K1638DM取3NM8）几何尺寸计算（1）计算中心距12392178COSCOS4NZMAM（2）按圆整后的中心距修正螺旋角12239ARCSARCS1359678NZ因值改变不多，故参数、等不必修正HZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径3NM178AM3596设计计算及说明结果12371COS596284NZMDM（4）计算齿轮宽度171DBM圆整后取271BM163、校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数125041329AVFK2）根据重合度，由机械设计（第八版）图1028查得螺旋角影响系1824数0Y3）计算当量齿数12784DM176BM239K121223517COS3CS59609VVZ4）由机械设计（第八版）表105查得齿形系数126FAY218FA应力校正系数159SA27SA5）由机械设计（第八版）图2020C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140FEMP245FEMPA6）由机械设计（第八版）图1018取弯曲疲劳寿命系数108NK1257069VZ设计计算及说明结果209FNK7）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得14S1122084276599FNEKMPAS8）校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式进行校核2COS23FASFFDNKTYYZM11112COS3397480CS596215968423ASFDNFKTYZMMPA127659FMPA2122COS3397480CS15962187964583FASFDNFKTYYZMMPA满足弯曲强度，所选参数合适。六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩2P2N2T39KW60/MIR37NM2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为16894FMPA126458FA设计计算及说明结果110505321053625MRTRDZM而121370456TANCOSTAN2COS713426IITMRATFNDN圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示TRAF1045632TRAFN图二设计计算及说明结果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153，取，得，输入轴的最小直012A3029MIN168DAM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12D需同时选取联轴器型号。MIN1689D联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表141，由于转矩变化2CAATK很小，故取，则13A213704259CAANM查机械设计（机械设计基础）课程设计表174，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000，半联轴器的孔径，故取，NM1D120DM半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38MM。52L4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三4259CATNM120D设计计算及说明结果（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轴段右端需制出一轴肩，故取23段的直径237DM2）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（机械设计基础）课程237DM237DM设计表157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，37205DDTMM，而。3456D4L这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表157查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取35HM4537DM3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，672D56段应略短于轴承宽度，故取。519L4）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，故取30LM2350LM5）锥齿轮轮毂宽度为6486MM，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。67L6）由于，故取BAL45167LM（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（第八版）表6167D查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50MM，同时为保87BHM34560D3427LM45D672M519L2350LM67451L设计计算及说明结果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76HK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2455、求轴上的载荷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，06轴的计算应力2647120637250CAMTMPAW前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表151查得，故安全。1160,CAP6、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面5右侧受应力最大（2）截面5右侧载荷水平面H垂直面V152NF135NF支反力F67284弯矩M4HM1VMM2总弯矩12456扭矩T37TN250CAMP1CA设计计算及说明结果抗弯截面系数0130273WDM抗扭截面系数2354T截面5右侧弯矩M为680NM截面5上的扭矩为2T237截面上的弯曲应力6480127BMPAW截面上的扭转切应力236054T轴的材料为45钢，调质处理。由表151查得。11640,27,BMPAAMPA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32查取。因，经插值后查得0673RD3120DD9,5又由机械设计（第八版）附图32可得轴的材料敏感系数为082,Q故有效应力集中系数为2703WM54T680MNM237T401BMPA60TA设计计算及说明结果110829317654KQ由机械设计（第八版）附图32的尺寸系数，扭转尺寸系数。087轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图34得表面质量系数为092轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q761257091488KK又取碳钢的特性系数01,5计算安全系数值CAS127465401279568244012AMCAKSSS故可知安全。中间轴设计1、求中间轴上的功率、转速和转矩3P3N3T16KW0/MIR975NM25718K01,546279501CASS设计计算及说明结果2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径113098271TDMZM而111327523801TANTAN0127COSCOS956783TRTTFND已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径220505310519MRTRDZM而2223197605TANCOSTAN20COS71342II5TMRTFNDN圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图四所示1T2T1RF21AF217DM11273806TRAFN2953DM2261345TRAFN设计计算及说明结果图四3、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40RC（第八版）表153，取，得，中间018A3016MIN259DAM轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和1256IN259DM设计计算及说明结果4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）（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，由机械设计（机12569DM械设计基础）课程设计表157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，37205DT。125630DM这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表157查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒直径35HM。37M2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用2345D125630DM2345DM设计计算及说明结果套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端385LM面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，2L轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。07HD4H34DM3）已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此16BM轴段应略短于轮毂长，故取。4572L4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取1234567,108,LML。（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（第八版）表6123D查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为22MM，同108BHM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；76HM圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6145D查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56MM，同108BHM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；76HM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245235LM4D4572LM134608L56275、求轴上的载荷设计计算及说明结果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0216452069735241CAMTMPAW前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表151查得40RC，故安全。117,CAP7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面5左右侧受应力最大（2）截面5右侧抗弯截面系数0130273WDM载荷水平面H垂直面V1673NF1309NF支反力F2025弯矩M1243HM12348659VVMMN总弯矩MAX41281扭矩T397T41CAP1CA2703WM抗扭截面系数0230543TWDM5403TWM设计计算及说明结果截面5右侧弯矩M为94581NM截面5上的扭矩为3T370截面上的弯曲应力945813270BMPAW截面上的扭转切应力21854T轴的材料为，调质处理。由表151查得40RC。11735,3,20BMPAAMPA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32查取。因，经插值后查得20673RD351670DD19,4又由机械设计（第八版）附图32可得轴的材料敏感系数为082,5Q故有效应力集中系数为119017485KQ94581MNM370T5BMPA1803T由机械设计（第八版）附图32的尺寸系数，扭转尺寸系数071。087轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图34得表面质量系数为设计计算及说明结果092轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q741254091708KK又取合金钢的特性系数01,5计算安全系数值CAS133925401288753912340152AMCAKSSS故可知安全。（3）截面5左侧抗弯截面系数013542873WDM抗扭截面系数23T254170K01,53912405CAS428753WMT截面5左侧弯矩M为94581NM94581MNM设计计算及说明结果截面5上的扭矩为2T39750NM截面上的弯曲应力4812675BMPAW截面上的扭转切应力390138T过盈配合处的，由机械设计（第八版）附表38用插值法求出，并取K，于是得08K213,0821370K轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图34得表面质量系数为9故得综合系数为112320977KK计算安全系数值CAS39750TNM26BMPA135T2179K1357252061014372501468252AMCASKSS72501468CAS设计计算及说明结果故可知安全。输出轴设计1、求输出轴上的功率、转速和转矩4P4N4T4302KW76/MIR3716NM2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径2230918245TDMZM而4176213085TANTAN0982COSCOS5661TRTTFND圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示TFRAF2845DM61398025TRAFN设计计算及说明结果图六设计计算及说明结果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153，取，得，输出轴012A3MIN027956DAM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12D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（第八版）表141，由于转矩2CAATK变化很小，故取，AANM查机械设计（机械设计基础）课程设计表174，选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器的孔径，故取NM10D，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度1240D12L为84MM。4、轴的结构设计MIN3795D1240DM（1）拟定轴上零件的装配方案（见图六）设计计算及说明结果图六（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，12轴段右端需制出一轴肩，故取23段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径，2347DM48DM2347DM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184LM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1L。128LM2）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（机械设计2347DM基础）课程设计表157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，510295DTM，而。347850DM3429LM左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程128LM2347D347850DM29L设计计算及说明结果表157查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取；5HM4560DM齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为71MM，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。67L齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处07HD4HM的直径为。轴环宽度，取。563DM14B568L4）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，故取30LM2350LM5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。478,635LL（3）轴上的周向定位4560DM67L563DM8L2350LM4786L齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）67D表61查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为160BHM50MM，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，半联轴器与轴的连接，选用平键，76HM12870M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76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2455、求轴上的载荷设计计算及说明结果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021402637125835CAMTMPAW前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表151查得载荷水平面H垂直面V1957NF125NF支反力F2606弯矩M8HM14VMM27总弯矩127546620N扭矩T431T1583CPA，故安全。1160,CAMP7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面7右侧受应力最大（2）截面7右侧抗弯截面系数01350123WDM抗扭截面系数2T1CA12503WM2503T设计计算及说明结果截面7右侧弯矩M为69025NM截面7上的扭矩为2T4371截面上的弯曲应力690251BMPAW截面上的扭转切应力2374950T轴的材料为45钢，调质处理。由表151查得。11640,27,BMPAAMPA69025MNM4371T52BMPA149T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32查取。因，经插值后查得2045RD510DD,32又由机械设计（第八版）附图32可得轴的材料敏感系数为08,5Q故有效应力集中系数为11218208537KQ由机械设计（第八版）附图32的尺寸系数，扭转尺寸系数。086轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图34得表面质量系数为设计计算及说明结果092轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q8125807391266KK又取碳钢的特性系数01,5计算安全系数值CAS25816K01,59312015CASS127519380249621319052AMCASKSS故可知安全。七、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157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，37205DDTMM362AFN15TANT131E则12538,15697FRNR载荷水平面H垂直面V1N15N支反力F2728412538697FRN设计计算及说明结果则1122538137404COT6920DFRNY则1237462940ADAFNN则，14954238AREF2410263597ARFE123740DFN12490AFN则111PR04COT5238534916075FAN2PR67则1061058012560169673RHCLHNP故合格。中间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157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，37205DDTMM38AFN15TANT131E载荷水平面H垂直面V16NF1309N支反力F20251PR6075N2925610HLH设计计算及说明结果则12703,975FRNFR则1122465904COT15397027DRNYF则12465938745907ADANFN则，1784596103ARE2407916835ARFE1270395FRN12465907DFN则111PR04COT73537849218FAN2PR则10610658019406132973RHCLHNP故合格。输出轴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157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，510295DDTMM651AFN，1TANT734E1PR27498N23519406HLH设计计算及说明结果则129653,0FRNR则11221274804COT50263DRNYF则1274865192853ADANFN则，1980653ARE25763028ARFE载荷水平面H垂直面V17N125NF支反力F2061296530FRN12748563DFN12985763AFN则111PR04COT965325709820167FAN2PR则106106580140610723RHCLHNP故合格1PR2067N2R1406HLH设计计算及说明结果八、键联接的选择及校核计算输入轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度628BHLM，则键联接所能传递的转矩为286LM0502501792PTLDNM，故单键即可。237N2、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875BHLM，则键联接所能传递的转矩为5084LM202541205PTLDNM，故单键即可。37N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1082BHLM，则键联接所能传递的转矩为210LM50258132018PTHLDNM，故单键即可。397N2、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56BLM，则键联接所能传递的转矩为56104LM2025843120384PTHLDNM设计计算及说明结果，故单键即可。3975TNM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12870BHLM，则键联接所能传递的转矩为70258LM0541568PTLDNM，故单键即可。4316N2、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160BHLM，则键联接所能传递的转矩为50LM2025342561PTHLDNM，故单键即可。43716N九、联轴器的选择在轴的计算中已选定联轴器型号。输入轴选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000，半联轴器的NM孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与120DM120DM52L轴配合的毂孔长度为38MM。输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器NM的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴140DM1240DM12LM器与轴配合的毂孔长度为84MM。设计计算及说明结果十、减速器附件的选择由机械设计（机械设计基础）课程设计选定通气帽，A型压配式362M圆形油标A20（GB1160189），外六角油塞及封油垫,箱座吊耳，吊145环螺钉M12（GB82588），启盖螺钉M8。十一、润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计（机械设计基础）课程设计表161查得选用N220中负荷工业齿轮油（GB590386）。当齿轮圆周速度时，圆SMV/12锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060MM。由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞32/VMS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。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。十二、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