机械设计课程设计：二级圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计78786

1、 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 1 设计计算及说明 结果 一、设计任务书一、设计任务书 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；

2、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三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 结果 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 2 34 设计计算及说明 3.1 电动机的选择 1、 电动机类型选择： 选择电动机的类型为三相异步电动

3、机， 额定电压交流 380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率wP=FV/1000 F-工作机阻力 v-工作机线速度 -工作机效率可取 0.96 (2) 电动机输出功率dP 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 dP=wP/ 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 5243241=0.833 1-滚动轴承传动效率取 0.99 2-圆锥齿轮传动效率取 0.95 -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 dP=kw50.8330.9610001.62500 FV/1000 （3）确定电动机的额定功率edP 因载荷平稳，电动机额定功率ed

4、P略大于dP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 wn=601000V/D=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 1dn2dn=(8-15）wn =873.61638r/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

5、动比。 F=2500N V=1.6m/s =0.833 dP=5kw edP=5.5kw wn=109.2 r/min 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 3 2 设计计算及说明 结果 表 2 电动机方案比较表（指导书 表 19-1） 方案 电 动 机 型号 额 定 功 率（kw） 电动机转速（r/min） 电 动 机质量（kg） 传动装置总传动比 同步 满载 1 Y132M2-6 5.5 1000 960 73 8.79 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 43 13.19 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

6、为 Y132M2-6 3.2 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比 /mwinn=960/109.2=8.79 2、分配各级传动比 高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约i.i2501 ，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 1i=2.2 2i=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） n0/inm=960r/min n1/in=960/202=436.36r/min nn/2i=436.36/4=109.2r/min IVnn=109.2r/min 2、各轴输入功率 IedPP4=4.95kw 1IIIPP. =4.65

7、5kw 23IIIIIPP =4.47kw IVP=IIIP.41.=4.38kw 3、各轴转矩 9550IIIPTn=49.24N.m 选 Y132M2-6 型电动机 1i=2.2 2i=4 n=960 n=436.36 IVnn =109.2r/min IP=4.95 kw IIP=4.65 kw IIIP=4.47 kw IVP=4.38 kw 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 4 设计计算及说明 结果 9550IIIIIIPTn=101.88N.m 9550IIIIIIIIIPTn=390.92N.m 9550IVIVIVPTn=383.04N.M 将计算结果汇总列表如下

8、 表 3 轴的运动及动力参数 项目 电动机轴 高速级轴 I 中间轴 II 低速级轴III 工作机轴IV 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IIP=4.655kw、小齿轮转速为n=436.36r/min、齿数比为

9、 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22z1,则大齿轮齿数88z4z12 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 小齿轮： 40Cr（调质） 280 HBS 大齿轮： 45 钢 （调

10、质） 240 HBS 7 级精度 结果 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 5 设计计算及说明 2131)(12HEHdttZZuuTKd= （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数1tk=1.6 2）查教材图表（图 10-30）选取区域系数HZ=2.435 3）查教材表 10-6 选取弹性影响系数EZ=189.8 12MPa 4）查教材图表（图 10-26）得 1a=0.765 2a=0.88 12aaa=1.645 5）由教材公式 10-13 计算应力值环数 N1=60n1jhL =60436.361（3830010）=1.885109h N2=0.471X109h 6）

11、查教材 10-19 图得：K1=0.9 K2=0.95 7）查取齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1650Mpa Hlim2550Mpa 8）由教材表 10-7 查得齿宽系数d=1 9）小齿轮传递的转矩1T=95.510522/nP=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: H1=SKHHN1lim1=0.9650=585 MPa H2=SKHHN2lim2=0.95550=522.5 MPa 许用接触应力为 MPaHHH75.5532/ )(21 （2）设计计算 1）按式计算小齿轮分度

12、圆直径1td 2131)(12HEHdttZZuuTKd= =mm67.55)75.5538 .189435. 2(45645. 1110188.106 . 12243 1tk=1.6 HZ=2.435 EZ=189.8 a=1.645 K1=0.9 K2=0.95 Hlim1650 Mpa Hlim2550Mpa d=1 T=101.88N.m H= 553.75 MPa V=1.27m/ 结果 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 6 2）计算圆周速度100060V11ndt1.27m/s 3）计算齿宽 b 及模数ntm 设计计算及说明 b=d1td=1.5567=55.67mm

13、 ntm=mmZdt455. 22214cos67.55cos11 4) 计算齿宽与高之比hb 齿高 h= ntm25. 2=2.252.455=5.24mm hb =24. 567.55 =10.62 5) 计算纵向重合度 =0.318d1Ztan=0.318X1X22tan14=1.744 6) 计算载荷系数 K 系数AK=1， 根据V=1.27m/s， 7级精度查图表 （图10-8） 得动载系数vK=1.08 查教材图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数HFKK=1.4 由教材图表(表 10-4）查得1HK=1.420 查教材图表（图 10-13）得1FK=1.32 所以载荷系数 AVH

14、HKK K KK=2.147 7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径1d 3ttKddK=mm4 .616 . 1147. 267.553 8) 计算模数1nm nm=mmZd7 . 22214cos4 .61cos11 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式nm)(cos212213FSFadYYZYKT设计 （1）确定公式内各计算数值 1）计算载荷系数 AVFFKK K KK=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 ntm=2.455 hb =10.62 =1.744 HFKK =1.4 1HK=1.420 1F

15、K=1.32 1d=61.4mm 1nm=2.7 mm 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 7 3cos3）计算当量齿数 1v1ZZ =24.08 设计计算及说明 1VZ=24.08 结果 3322/cos88/cos 14VZZ=96.33 4）查取齿形系数 查教材图表（表 10-5）1FY=2.6476 ，2FY=2.18734 5）查取应力校正系数 查教材图表（表 10-5）1SY=1.5808 ，2SY=1.78633 6）查教材图表（图 10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限1FE=520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限2FE=400MPa 。 7）查教材图表（图 10

16、-18）取弯曲疲劳寿命系数 K1FN=0.85 K2FN=0.88 8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式FNFEFKS得 F1=71.3154 . 152085. 011SKFFFN F2=43.2514 . 140088. 022SKFFFN 9）计算大、小齿轮的FSFY Y，并加以比较 01326. 071.3155808. 16476. 2111FSFFY 01554. 043.25178633. 118734. 2222FSFFY 大齿轮的数值大.选用. （2）设计计算 1）计算模数 mmmmmn87. 1645. 122101554. 014cos88.

17、010188.1099. 122243 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2VZ=96.33 1FY=2.6474 2FY=2.187 1SY=1.5808 2SY=1.7863 1FNK=0.85 2FNK=0.88 1FE=315.7 2FE=251.4 mn=2mm 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 8 算得

18、的分度圆直径 d1=61.4mm来计算应有的齿数. 2）计算齿数 z1=nm14cos4 .61=29.78 取 z1=30 那么 z2=430=120 设计计算及说明 z1=30 z2=120 结果 4、几何尺寸计算 （1）计算中心距 a=cos2)(21nmzz =14cos22)12030(=155mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos3353141552212030arccos221 )()m(n 因值改变不多,故参数,k,hZ等不必修正. （3）计算大.小齿轮的分度圆直径 d1=5925.14cos230cos1nmz=62mm d2=5925.14cos2120co

19、s2nmz=248mm （4）计算齿轮宽度 B=mmmmd626211 622B 671B （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 a=155mm =335314 d1=62mm d2=248mm 671B 622B 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 9 图二、斜齿圆柱齿轮 设计计算及说明 结果 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） ） 已知输入功率为IP=4.95kw、小齿轮转速为n=436.36r/min、齿数比为 2.2由电动机驱动。工作寿命 10

20、 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）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（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25z1,则大齿轮齿数55z2 . 2z12 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： 1td32122.92(1 0.5)EFRRZKTu （1）、确定公式内的各计算

21、值 1）试选载荷系数1tk=1.8 2）小齿轮传递的转矩1T=95.510511/nP=49.24KN.Mm 3）取齿宽系数0.35R 4）查图 10-21 齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550Mpa 5）查表 10-6 选取弹性影响系数EZ=189.8 12MPa 6）由教材公式 10-13 计算应力值环数 N1=60n1jhL =609601（3830010=4.1472109h N2=0.471109h 7)查教材 10-19 图得：K1=0.89 K2=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

22、用公式（10-12） 25z1 55z2 1tk=1.8 0.35R 89. 0K1HN K2=0.9 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 10 得: H1=SKHHN1lim1=0.89650=578.5 MPa 设计及设计说明 H1= 578.5MPa 结果 H2=SKHHN2lim2=0.9550=495MPa （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 1tdmm22.852 . 235. 05 . 0135. 049208 . 14958 .18992. 2322 2）计算圆周速度 V 100060V11ndt4.28m/s 3）计算载荷系数 系数AK

23、=1， 根据V=4.28m/s， 7级精度查图表 （图10-8） 得动载系数vK=1.15 查图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数HFKK=1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表 10-9 得HbK=1.25 的FHKK=1.5X1.25=1.875 得载荷系数 AVHHKK K KK=2.156 4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 3ttKddK=mm5 .908 . 1156. 222.853 5）计算模数 M mm62. 32550.90zd11m 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m3122214(1 0.5)1FaSaFRRY YKTzu （1）确定公式内各计算

24、数值 1）计算载荷系数 AVFFKK K KK=1X1.15X1X1.875=2.159 2）计算当量齿数 H2=495MPa 1td=85.22mm V=4.28m/s K=2.156 Mt=3.62mm K=2.159 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 11 11v1cosZZ=27.4 设计及设计说明 结果 22v2cosZZ=133.5 3）由教材表 10-5 查得齿形系数 562. 21FY 1532. 22FY 应力校正系数 604. 11SY 8168. 12SY 4) 由教材图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMP5201，大齿轮的弯曲疲劳强度极限

25、aFEMP4002 5) 由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K1FN=0.83 K2FN=0.85 6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4S ，得 F1=aFEFNMPSK28.3084 . 152083. 011 F2=aFFFNMPSK86.2424 . 140085. 022 7) 计算大小齿轮的FSaFaFY,并加以比较 0133. 028.308604. 1562. 2111FSaFaFY 016107. 086.2428168. 115. 2222FSaFaFY 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. （2）设计计算 mmmmm668. 212 . 22

26、535. 05 . 0135. 0016107. 049240156. 242223 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 562. 21FY1532. 22FY604. 11SY8168. 12SYaFEMP5201aFEMP4002K1FN=0.83 K2FN=0.85 M=2.75mm 机械设计课

27、程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 12 度圆直径 d1=90.50mm来计算应有的齿数. 设计及设计说明 结果 计算齿数 z1=m1d33 取 z1=33 那么 z2=2.233=73 4、计算几何尺寸 （1） d1=3375. 21mz=90.75 （2） d2=7375. 22mz=200.75 （3） 211ddarccot=24.039124325 （4） 0304659012 （5） 65.109212 . 2d21dR2121mm （6） RRb =38.37 圆整取2B=36mm 1B=41mm （7） 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

28、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 z1=33 2z=33 d1=90.75 d2=200.75 0391241 0304652 R=109.65mm 1B=41mm 2B=36mm 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 13 图三、直齿锥齿轮 设计计算及说明 结果 五、轴的设计计算轴的设计计算 5.1 输入轴（I 轴)的设计 1、求输入轴上的功率IP、转速n和转矩T IP=4.95 kw n=960r/min T=49.24N.M 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 mm87.745 . 01ddR11m）

29、（ 则NdTFtm35.131587.7449240221 N25.436Ft.tan20Fr1cos N19.197sinFt.tan20F1 圆周力tF、径向力rF及轴向力aF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 Ft=1315.35N Fr=436.25N Fa=197.19N 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 14 （第八版） 表 15-3，取0112A ，得 设计计算及说明 结果 35.1996095. 4112n PAd33II0minmm 输入轴的最小直径为安装联轴器

30、的直径12d， 为了使所选的轴直径12d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2caATK T，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化很小，故取1.3AK ，则 2caATK T=1.3X49.24=64012N.Mm 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12d=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

31、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mm37d23。 左端用轴端挡圈定位， 12 段长度应适当小于 L 所以取12L=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mm37d23，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 12d=30mm mm37d2312L=58mm mm40d43 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 15 T D d40mm90mm25.25mm 所以mm40d43而

32、34L=25.25mm 设计计算及说明 34L=25.25mm结果 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mm49d a，因此取mm49d45 3）取安装齿轮处的轴段 67 的直径mm35d67；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取56L=24mm，mm40d56 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30lmm，取23L=50mm。 5）锥齿轮轮毂宽度为 50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取mm61L67由于2baLL，故取mm98

33、L45 （3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按mm35d67由机械设计（第八版） 表6-1 查得平键截面mmmmhb810，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67nH；同样，半联轴器处平键截面为mmmmmmlhb50810与轴的配合为67kH；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

34、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 NFNH65.6511 NFNV13.2161 NFNH19672 NFNV38.6522 弯矩 M mmNMH.7 .71357 mmNMv.6 .714351 mmNMv.2 .77892 mm49d45mm35d6756L=24mm ，mm40d5623L=50mm mm61L67 mm98L45 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 16 设计计算及说明 总弯矩 226 .714357 .71357M=100970.1N.mm 扭矩 T T=49.24N.M 结果 6、按弯扭合成应

35、力校核轴的强度 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 32222401 . 0)6 . 049240(1 .100970)(XWTMIca= 16.44Mpa 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1160,caMPa，故安全。 5.2 输出轴（III轴）的设计 1、求输出轴上的功率IIIP、转速n和转矩IIIT IIIP=4.47 kw n=109.2r/min IIIT=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 mmmzd248 而

36、NdTFt58.315224839092022 N69.1185Ft.tan20Frcos N74.820Ft.tanF 圆周力tF、径向力rF及轴向力aF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0112A ，得 mm6 .382 .10947. 4112nPAd33III III0min M=2.0mm 335314 Ft=3152.58N Fr=1185.69N Fa=820.74N mmd6 .38min 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 17 MaTMHMVMVMMT输

37、出轴的最小直径为安装联轴器的直径12d， 为了使所选的轴直径12d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TKTAca，查机 结果 械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化很小，故取1.3AK ，则 图六、输出轴的载荷图 TKTAca=13390.92=508.196N.M 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140dmm，所以取21d40mm，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） 21d40mm 机械设计课

38、程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 18 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 结果 直径2347dmm，1 段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长 度184Lmm， 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1L略短些，现取1282lmm。 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2347dmm，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

39、的单列圆锥滚子轴承 30310，其尺寸为5011029.25dD Tmmmmmm，347850ddmm，因而可以取3429.25lmm。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mm60d a，因此取54d60mm。 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 76l58mm 齿轮的轮毂直径取为 55mm 所以76d55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07hd，故取4hmm，则轴环处的直径为5663dmm。轴环宽度1.4bh，取568lmm。 4

40、） 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30lmm故2350lmm 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 87l57.25mm 54l86mm （3）轴上的周向定位 2347dmm 1282lmm 43d50mm 87d50mm 3429.25lmm 54d60mm 76l58mm 76d55mm 5663dmm568lmm 2350lmm 87l 57.25mm 54l86mm 机械设计课程设计：二级圆

41、锥-圆柱齿轮减速器设计 19 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按67d由机械设计（第八 版） 表 6-1 查得平键截面1610b hmmmm，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 结果 67nH；同样半联轴器与轴的连接，选用平键12870mmmmmm，半联轴器与轴的配合为67kH，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

42、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： 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 32222551 . 0)6 . 0390920(155050)(XWTMIIIca=16.9mpa 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1160,caMPa，故安全。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH

43、49.21491 NFNV1 .13371 NFNH09.10032 NFNV41.1512 弯矩 M mmNMH.131655 mmNMv.818971 mmNMv.198722 总弯矩 2281897131655 M=155050N.mm 扭矩 T IIIT=390.92N.M 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 20 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 结果 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

44、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 3337 .25004631 . 01 . 0mmdW 抗扭截面系数3334 .50009632 . 02 . 0mmdWt 截面右侧弯矩mNMMMVH.713.10222 截面上的扭矩IIIT=390.92N.M 截面上的弯曲应力 1027134.1125004.7bMMPaW 截面上的扭转切应力 3909207.825000.94TTTMPaW 轴的材料为 45 钢， 调质处理。 由表 15-1 查得 640bMPa 12

45、75MPa 1155MPa 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2.00.03163rd，631.1555Dd，经插值后查得 2.19 1.545 又由机械设计（第八版） 附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为 0.82q 0.85q 故有效应力集中系数为 1(1)1 0.82 (2.11 1)1.911(1)1 0.85 (1.545 1)1.46kqkq 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 21 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

46、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1q，则综合系数为 11.911112.860.690.9211.46111 1.850.830.92kKkK 又取碳钢的特性系数为 0.1 0.05 计算安全系数caS值 1127523.42.86 4.11 0.1 015520.862.782.781.850.052223.4 20.8615.571.52223.4220.862amamcaSKSKS SSSSS 故可知安全。 （3）截面左侧 抗弯截面系数 3335 .16637551 . 01 . 0mmdW 抗扭截面系数33333275552 . 02 . 0mmdWt

47、 截面右侧弯矩mNMMMVH.713.10222 截面上的扭矩IIIT=390.92N.M 截面上的弯曲应力 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 22 1027136.1716637.5bMMPaW 截面上的扭转切应力 39092011.7533275TTTMPaW 设计计算及说明 结果 过盈配合处取 0.8kk 3.14k则2.51k 故有效应力集中系数为 又取碳钢的特性系数为1113.1413.230.921112.5112.60.92kKkK 计算安全系数caS值 1127513.83.23 6.171559.9611.7511.751.850.052213.8 9.968.

48、071.52213.829.962amamcaSKSKS SSSSS 故可知安全。 5.3 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 4.655P 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 mmmzd62 mmmzd62 335314 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 23 111112122 101880328662tantan2032861236coscos14 3533tan3286 tan14 3533855.6tnrtatTFNdFFNFFN 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直

49、径 设计计算及说明 1113286.51236855.6traFNFNFN 结果 222(1 0.5)(1 0.5)2.75 73 (1 0.5 0.35)165.6mRtRddmZmm 222222322 101.881230.40.1656tancos 21230.4 tan20cos65 4030184.5tansin 21230.4 tan20sin65 4030408tmrtatTFNdFFNFFN 圆周力1tF、2tF，径向力1rF、2rF及轴向力1aF、2aF的方向如图八所示 图八、中间轴受载荷图 2165.5mdmm2221230.4184.5408traFNFNFN 机械设计

50、课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 24 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0110A ，得304.655min24.21436.36dAmm，中间 计计算及说明 min24.21dmm 结果 轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径12d和56d 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125624.21ddmm，由机械

51、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307220.75dD Tmmmmmm，125630ddmm。 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234535ddmm，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42Lmm，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2338lmm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07hd，故取4hmm，则轴环处的直径为3443dmm。 3）已知圆柱直齿轮齿宽

52、167Bmm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴 1230dmm 5630dmm 2335dmm 4535dmm 2338lmm 3443dmm 4563lmm 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 25 段应略短于轮毂长，故取4563lmm。 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1253.75lmm 3420lmm 5646.75lmm （3）轴上的周向定位 设计计算及说明 1253.75lmm 3420lmm 5646.75lmm 结果 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按2

53、3d由机械设计（第八版） 表 6-1查得平键截面108b hmmmm，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的配合为76Hm；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按45d由机械设计（第八版） 表 6-1 查得平键截面108b hmmmm，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 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

54、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 NFNH3 .19221 NFNV19.521 NFNH58.259402 NFNV69.11032 弯矩 M mmNMH.1065901 mmNMH.1581402 mmNMv.28931 mmNMv.308882mmNMv.407463mmNMv.672704 总弯矩 226727015814

55、0 M=171853N.mm 扭矩 T T=101.88N.mm 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 26 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 结果 22()2171.852(0.6 101.88)242.540.1 0.0353caMTMPaW 前已选定轴的材料为40rC（调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得1170,caMPa，故安全。 六、六、轴承的校核轴承的校核 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3030

56、8，其尺寸为409025.25dD Tmmmmmm，轴向力 197.19aFN，0.35e ，Y=1.7，X=0.4 则 12686.55,2072.4FrN FrN 则 1122686.55201.9322 1.72072.4609.522 1.7ddFrFNYFrFNY 则 2212806.69609.5adaadFFFNFFN 则 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH65.6511 NFNV13.2161 NFNH19672 NFNV38.6522 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 27 11806.691.17686.55arFeF，22609.50.294

57、2072.4arFeF 则 111Pr0.4 686.55 1.7 806.691646XFrYFaN 22Pr2072.4rFN 设计计算及说明 结果 10610690800105.14 1061066060 9602072.43rhrCLhhnP 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 447.6aFN，0.31e ，Y=1.9，X=0.4 则 121923 ,2819FrN FrN 则 1122192350622 1.9281974222 1.9ddFrFNYFrFNY 则 1112506953.6

58、aadadFFNFFFN 则 115060.2631923arFeF 22953.60.3382819arFeF 则 11Pr1923rFN 122Pr0.4 2819 1.9 953.62939XFrYFaN 则 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH3 .19221 NFNV19.521 NFNH58.25942 NFNV69.11032 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 28 10610659000100.84 1066060 436.3629393rhrCLhLhnP 故合格。 设计计算及说明 结果 6.3 输出轴轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为 0 基本

59、游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310. 轴向力 820 74.aFN，0.35e ，Y=1.7，X=0.4 则 122531.43 ,1014.45FrN FrN 则 11222531.43744.522 1.71014.45298.422 1.7ddFrFNYFrFNY 则 1112744.51564.5aadadFFNFFFN 则 11744.50.2942531.43arFeF 221564.51.5421014.45arFeF 则 11Pr2531.43rFN 122Pr0.4 1014.45 1.7 1564.53065.43XFrYFaN 则 10610613000010

60、40.6 1066060 109.23065.433rhrCLhLhnP 故合格。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NFNH49.21491 NFNV1 .13371 NFNH09.10032 NFNV41.1512 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 29 七、键联接的选择及校核计算七、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8750b h lmmmmmm ，接触长度 设计计算及说明 结果 50 842lmm ， 键与轮毂键槽的接触高度mmhk5 . 375 . 05 . 0。 则键联接的强度为： 332102 49