带式运输机用圆锥圆柱齿轮减速器设计课程设计论文

1、 . PAGE67 / NUMPAGES72人文科技学院课程设计报告课程名称:机械设计课程设计设计题目：带式运输机用圆锥圆柱齿轮减速器设计 系 别： 机电工程系 专 业： 机械设计制造与其自动化指导教师评语： 指导教师签名： 年 月 日成绩评定项 目权重成绩1、设计过程中出勤、学习态度等方面0.22、课程设计质量与答辩0.53、设计报告书写与图纸规程度0.3总 成 绩教研室审核意见：教研室主任签字： 年 月 日教学系审核意见： 主任签字： 年 月 日摘 要本设计是链式运输机用圆柱圆锥减速器，采用的是二级齿轮传动。在设计的过程中，充分考虑了影响各级齿轮和各部件的承载能力，对其做了详细的分析，并就

2、它们的强度，刚度，疲劳强度和使用寿命等都做了校核，并且在此基础上，从选材到计算都力争做到精益求精。考虑到使用性能原则，工艺性能原则，经济与环境友好型原则，在材料的价格，零件的总成本，资源与能源，材料的环境友好与循环使用等方面都做了较为深刻的评估。本次设计还考虑了机械零件的各种失效形式，在尽可能的情况下做到少发生故障。本次设计具有：各级传动的承载能力接近相等；减速器的外廓尺寸和质量最小；传动具有最小的转动惯量；各级传动齿轮的浸油深度大致相等等特点。关键词：齿轮传动 轴 滚动轴承 键连接 结构尺寸目 录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc375766196前言 PAG

3、EREF _Toc375766196 h 1HYPERLINK l _Toc375766197一、设计任务书 PAGEREF _Toc375766197 h 3HYPERLINK l _Toc375766198二、传动方案的拟定与其说明 PAGEREF _Toc375766198 h 4HYPERLINK l _Toc375766199三、电动机的选择 PAGEREF _Toc375766199 h 6HYPERLINK l _Toc3757662003.1 电动机的功率的选择 PAGEREF _Toc375766200 h 6HYPERLINK l _Toc3757662013.2 电动机转

4、速和型号的选择 PAGEREF _Toc375766201 h 7HYPERLINK l _Toc375766202四、传动比的分配 PAGEREF _Toc375766202 h 11HYPERLINK l _Toc3757662034.1 锥齿轮传动比、齿数的确定 PAGEREF _Toc375766203 h 11HYPERLINK l _Toc3757662044.2 圆柱齿轮传动比、齿数的确定 PAGEREF _Toc375766204 h 11HYPERLINK l _Toc375766205五、传动参数的计算与其确定 PAGEREF _Toc375766205 h 14HYPER

5、LINK l _Toc3757662065.1 整个机构各轴转速的确定 PAGEREF _Toc375766206 h 14HYPERLINK l _Toc3757662075.2 整个机构各轴的输入功率的确定 PAGEREF _Toc375766207 h 14HYPERLINK l _Toc3757662085.3 整个机构各轴的输入转矩的确定 PAGEREF _Toc375766208 h 15HYPERLINK l _Toc3757662095.4 整个机构各轴的传动参数 PAGEREF _Toc375766209 h 16HYPERLINK l _Toc375766210六、传动件的

6、设计计算 PAGEREF _Toc375766210 h 18HYPERLINK l _Toc3757662116.1 高速级齿轮传动的设计计算 PAGEREF _Toc375766211 h 18HYPERLINK l _Toc3757662126.2 低速级齿轮传动的设计计算 PAGEREF _Toc375766212 h 25HYPERLINK l _Toc375766213七、轴的设计计算 PAGEREF _Toc375766213 h 39HYPERLINK l _Toc3757662147.1 输入轴的设计 PAGEREF _Toc375766214 h 39HYPERLINK l

7、 _Toc3757662157.2 中间轴的设计 PAGEREF _Toc375766215 h 45HYPERLINK l _Toc3757662167.3 输出轴的设计 PAGEREF _Toc375766216 h 52HYPERLINK l _Toc375766217八、滚动轴承的选择与校核计算 PAGEREF _Toc375766217 h 58HYPERLINK l _Toc375766218九、键联接的选择与校核计算 PAGEREF _Toc375766218 h 61HYPERLINK l _Toc3757662199.1 输入轴键计算 PAGEREF _Toc37576621

8、9 h 61HYPERLINK l _Toc3757662209.2 中间轴键计算 PAGEREF _Toc375766220 h 61HYPERLINK l _Toc3757662219.3 输出轴键计算 PAGEREF _Toc375766221 h 61HYPERLINK l _Toc375766222十、联轴器的选择与校核计算 PAGEREF _Toc375766222 h 63HYPERLINK l _Toc37576622310.1 各种联轴器的比较 PAGEREF _Toc375766223 h 63HYPERLINK l _Toc37576622410.2 联轴器的选择 PAG

9、EREF _Toc375766224 h 64HYPERLINK l _Toc37576622510.3 联轴器的校核计算 PAGEREF _Toc375766225 h 64HYPERLINK l _Toc375766226十一、减速器附件的选择 PAGEREF _Toc375766226 h 66HYPERLINK l _Toc37576622711.1 视孔盖和窥视孔 PAGEREF _Toc375766227 h 66HYPERLINK l _Toc37576622811.2 放油孔与螺塞 PAGEREF _Toc375766228 h 66HYPERLINK l _Toc375766

10、22911.3 油标 PAGEREF _Toc375766229 h 66HYPERLINK l _Toc37576623011.4 通气孔 PAGEREF _Toc375766230 h 66HYPERLINK l _Toc37576623111.5 起盖螺钉 PAGEREF _Toc375766231 h 67HYPERLINK l _Toc37576623211.6 定位销 PAGEREF _Toc375766232 h 67HYPERLINK l _Toc37576623311.7 吊环 PAGEREF _Toc375766233 h 67HYPERLINK l _Toc3757662

11、3412、润滑与密封 PAGEREF _Toc375766234 h 68 前 言随着科学技术的发展，各种设计制造技术，材料和热处理质量与齿轮加工精度都有了较大提高。各种通用和专用减速器在这种情况下也飞速发展和进步，体积和质量明显减少，承载能力，使用寿命和传动效率有了较大提高。对节能和提高主机的整体水平起到了很大的作用。但是，中国大多数的减速器水平还不高，老产品不可能立即被取代，新老产品的过渡还有很长的一段时间。当今的减速器是向着大功率，大传动比，小体积，高机械效率以与使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体机构，也是大力开拓的形式。近十几年来，由于计算机技术与数控技术的发展，是的机械加工精

12、度和加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化。在21世纪成套机械装备中，齿轮依然是机械传动的基本部件。CNC机床和工艺技术的发展，推动了机械传动行业的飞速发展，而减速器正是其中的代表。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品的发展趋势。本次课程设计是带式运输机上的圆锥圆柱减速器，在课程设计的过程中，我们组始终秉承着用料最省，成本最低。从设计到选材都坚持考虑使用性能原则，工艺性能原则，经济与环境友好型原则，力求在满足各部件的强度、刚度和承载力等要求的前提下，节约材料的成本，还要做到循环使用。总的来说，本次课程设计严格按照要求，有着设计精，成本少，污染低等特点。计算与说明结果一、设计任务

13、书设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器。空载起动，经常满载运行，工作有轻震，不反转。单班制工作。运输机卷筒直径D=320,运输带容许速度误差为5。减速器为小批生产，使用期限10年。 原始数据：原始数据题号1运输带工作拉力（）2103运输带工作速度（/）1.2计算与说明结果二、 传动方案的拟定与其说明 按下列要求选择传动方案：a 各级传动的承载能力接近相等；b 减速器的外廓尺寸和质量最小；c 传动具有最小的转动惯量；d 各级传动齿轮的浸油深度大致相等。初步可拟定以下传动方案：1电动机 2联轴器 3圆锥齿轮减速器 4带式运输机附图一计算与说明结果三、 电动机的选择 按工作要求和工作条件与其发

14、热、启动力矩、最大力矩等的分析，由机械设计课程设计（Y系列电动机P177页）查得：可选用一般用途的Y系列（IP44）系列封闭式三相异步电动机，而由传动方案拟定图可知电机应为卧式封闭结构。3.1 电动机的功率的选择3.1.1 链式运输机的输出功率 由于为带式传动机，故可取为0.96所以3.1.2 电动机输出功率 传动装置的总效率式中、为从电动机至运输链轮的各传动机构和轴承的效率。由 机械设计课程设计表3-1 机械传动效率概略值(P13页)查得：带轮两端的球轴承的效率为；弹性柱销联轴器的效率为；大齿轮两端的球轴承的效率为；8级精度油润滑的一般圆柱齿轮传动；大圆锥齿轮两端的一对圆锥滚子轴承的效率为；

15、8级精度油润滑的一般锥齿轮传动的效率为；小圆锥齿轮两端的一对圆锥滚子轴承的效率为；弹性柱销联轴器的效率为；则故所需电动机的功率为3.1.3 电动机额定功率根据机械设计课程设计P12页功率的选择，按来选取电动机型号的规定，查询机械设计课程设计P178页 表17-7可知所选电动机的额定功率为查的可选取电动机额定功率。3.2 电动机转速和型号的选择通过表17-7 Y系列（IP44）三相异步电动机的技术数据可选定的电动机型号主要有以下四种：型号同步转速极数Y100L-23000r/min2Y100L2-41500r/min4Y132S-61000r/min6Y132M-8750r/min8根据原始数据

16、的给出原始数据题号1运输带工作拉力（）2103运输带工作速度（/）1.2 其中运输带的的工作速度为1.2m/s 根据 ： 可得： 根据 可得： 推算电动机转速可选围，由机械设计课程设计P14页单级圆锥齿轮传动比推荐值的围为，其单级传动比的最大值，单级圆柱齿轮传动比推荐值的围，其单级传动比的最大值根据 （其中 表示为电动机的满载转速，表示为工作机的转速） 可得 其整个的取值围在之间，最大的取值为。 于是选用电动机的类型为Y132M-8，其明细表如下电动机型号Y132M-8额定功率 （ kw ）3同步转速 （r/min）750满载转速 （r/min）710极数8质量 （ kg ）79计算与说明结果

17、四、 传动比的分配 根据 （其中 表示为电动机的满载转速，表示工作机的转速） 可得 4.1 锥齿轮传动比、齿数的确定4.1.1 锥齿轮传动比的确定a 因为是圆锥圆柱齿轮减速器，为使大圆锥齿轮尺寸不致过大，应使高速级圆锥齿轮传动比。b 因为采取油润滑，为了保证两级传动的大齿轮浸油深度相近时 。 所以此处传动比的选取为 。4.1.2 锥齿轮齿数的确定 根据规定小锥齿轮的齿数一般取，于是在此辞设计中选小圆锥齿轮齿数。 根据 可得4.2 圆柱齿轮传动比、齿数的确定4.2.1 圆柱齿轮传动比的确定 根据 可得 4.2.2 圆柱齿轮齿数的确定 首先确定小齿轮的齿数为30根据 可得4.2.3 圆柱齿轮传动比

18、、齿数的最终确定 经圆整可取大齿轮齿数 那么在圆柱齿轮啮合是其实际的传动比为根据要求运输带容许速度误差可以限制在5的围，所以所选的传动比合理。计算与说明结果五、 传动参数的计算与其确定5.1 整个机构各轴转速的确定 根据机械设计课程设计P15页，第四节中给出的计算公式 具体如下： 高速轴的转速 中间轴的转速 低速轴的转速 滚筒轴的转速 其中：为电动机的满载转速；为高速级传动比；为低速级传动比。 可得 5.2 整个机构各轴的输入功率的确定 高速轴的输入功率 中间轴的输入功率 低速轴的输入功率 滚筒轴的输入功率 其中： 为电动机的额定功率（KW）； 为联轴器的效率；为一对轴承的效率； 为高速级齿轮

19、传动的效率； 为低速级齿轮传动的效率。可得 5.3 整个机构各轴的输入转矩的确定 高速轴的输入转矩 中间轴的输入转矩 低速轴的输入转矩 滚筒轴的输入转矩 可得 5.4 整个机构各轴的传动参数 如下表：电机轴轴轴轴滚筒轴功率32.972912.822.71转矩T()40.3539.95156.57748.08718.90转速710710177.536.036.0传动比14.04.931效率0.990.980.990.99计算与说明结果六、 传动件的设计计算6.1 高速级齿轮传动的设计计算 已知输入功率，小齿轮转速，齿数比，由电动机驱动，运输器工作平稳，空载起动，经常满载运行，工作有轻震，不反转，

20、单班制工作。减速器为小批生产，使用期限10年。6.1.1 选定齿轮类型、精度等级和材料 选定齿轮类型根据国家标准规定选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角为。 选定齿轮精度等级由于圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，其运转速度不高，由机械设计第九版第十章表10-6（P205页）查得通用减速器的精度等级围为68级，根据注释要求，在主传动齿轮或重要的齿轮传动中，精度等级偏上限选择。根据国家标准规定，在选择齿轮精度等级是，应当从降低制造成本的角度出发，首先满足主要使用功能，然后兼顾其他要求。综合两项要求，故可选用圆锥齿轮的精度为7级精度。 选定齿轮的材料由机械设计第九版第十章第三节P190页齿轮材料的选择原

21、则:a 齿轮材料必须满足工作条件的要求，如强度、寿命、可靠性、经济性等； b 应考虑齿轮尺寸大小，毛坯成型方法与热处理和制造工艺； c 正火碳钢，只能用于制作在载荷平稳或轻度冲击下工作的齿轮；调质碳钢可用于在中等冲击载荷下工作的齿轮； d 合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮； e 航空齿轮要求尺寸尽可能小，应采用表面硬化处理的高强度合金钢； f 钢制软齿面齿轮，其配对两轮齿面的硬度差应保持在3050HBS或更多。 由机械设计（第九版）表10-1（P191页）选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS（小齿轮比大齿轮硬度

22、高2050HBS）。6.1.2 按齿面接触疲劳强度设计由机械设计（第九版）式10-11（P203页）设计计算公式进行试算： 由机械设计第九版式10-29 试算小齿轮分度圆直径，即 确定公式的各计算数值试选 计算小齿轮传递的扭矩。 选取齿宽系数。 由机械设计第九版图10-20查得节点区域系数。 由机械设计第九版表10-5查得材料的弹性影响系数。计算接触疲劳许用应力。 由机械设计第九版图10-25 d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为，。 由式10-15 计算应力循环次数： 由机械设计第九版图10-23 查询接触疲劳寿命系数,。 取失效概率为1%，安全系数，由机械设计第九版 式10-14 可

23、得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 。 试算小齿轮分度圆直径根据 即 调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度。 当量齿轮的齿宽系数。 计算实际载荷系数。由机械设计第九版 表10-2查得使用系数为1.00 。根据，7级精度，查询机械设计第九版图10-8 查得动载系数。直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数。由机械设计第九版表10-4 用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数。由此，可得实际载荷系数为： 由机械设计第九版式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为：其相应的模数为：6.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 由机械设计第九版式1

24、0-27 试算模数，即 确定公式中的各参数值。试选 。计算。由分锥角由此，可得当量齿数：由机械设计第九版图10-17 查得齿形系数：由机械设计第九版图10-18 查得应力修正系数： 由机械设计第九版图10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：；。由机械设计第九版图10-22 取弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.7 ，由机械设计第九版式10-14 可得因为大齿轮的 大于小齿轮，所以取： 试算模数。 调整齿轮模数 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 。 齿宽 。 计算实际载荷系数。根据 ，7级精度，由机械设计第九版图10-8查得动载系数为 。由于直齿锥齿轮精度较低，

25、取齿间载荷分配系数。由机械设计第九版表10-4 用插值法查得， 于是可得： 则载荷系数为 由机械设计第九版式10-13 ，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数,按照接触疲劳强度算得的分度圆直径为，算出小齿轮的齿数为。取小齿轮的齿数为，那么大齿轮的齿数为 为了使两齿轮的齿数互为质数，取 。6.1.4 几何尺寸计算 计算分度圆直径 计算分锥角 计算齿轮宽度 取6.1.5 结构设计与绘制齿轮零件图（见附图）6.1.6 主要设计结论齿数、, 模数， 压力角， 变位系数、，分锥角、，齿宽，小齿轮选用为40Cr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢

26、（调质），硬度为240HBS，齿轮按7级精度进行设计。6.2 低速级齿轮传动的设计计算已知输入功率，低速齿轮转速，齿数比，由电动机驱动，运输器工作平稳，空载起动，经常满载运行，工作有轻震，不反转，单班制工作。减速器为小批生产，使用期限10年。6.2.1 选定齿轮类型、精度等级和材料 选定齿轮类型根据国家标准规定选用标准直齿圆柱齿轮传动，压力角为。 选定齿轮精度等级由于圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，其运转速度不高，由机械设计第九版第十章表10-6（P205页）查得通用减速器的精度等级围为68级，根据注释要求，在主传动齿轮或重要的齿轮传动中，精度等级偏上限选择。根据国家标准规定，在选择齿轮精度等

27、级是，应当从降低制造成本的角度出发，首先满足主要使用功能，然后兼顾其他要求。综合两项要求，故可选用圆柱齿轮的精度为7级精度。 选定齿轮的材料由机械设计第九版第十章第三节P190页齿轮材料的选择原则:a 齿轮材料必须满足工作条件的要求，如强度、寿命、可靠性、经济性等； b 应考虑齿轮尺寸大小，毛坯成型方法与热处理和制造工艺； c 正火碳钢，只能用于制作在载荷平稳或轻度冲击下工作的齿轮；调质碳钢可用于在中等冲击载荷下工作的齿轮； d 合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮； e 飞行器的齿轮传动，齿轮要求尺寸尽可能小，应采用表面硬化处理的高强度合金钢； f 金属制的软齿面齿轮，其配对两

28、轮齿面的硬度差应保持在3050HBS或更多。 由机械设计（第九版）表10-1（P191页）选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS（小齿轮比大齿轮硬度高2050HBS）。 = 4 * ROMAN * MERGEFORMAT IV选小齿轮数 大齿轮齿数 6.2.2 按齿面接触疲劳强度设计由机械设计（第九版）式10-11（P203页）设计计算公式进行试算： 由机械设计第九版式10-29 试算小齿轮分度圆直径，即 确定公式的各计算数值试选 计算小齿轮传递的扭矩。 根据机械设计第九版表10-7选取齿宽系数。 由机械设计第九版图10-20查得

29、当螺旋角为零度时，节点区域系数。 由机械设计第九版表10-5查得材料的弹性影响系数。 由机械设计第九版式10-9 计算接触疲劳强度用重合度系数。 = 7 * GB3 * MERGEFORMAT 计算接触疲劳许用应力。 由机械设计第九版图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为,。 由机械设计第九版式10-15 计算应力循环次数： 由机械设计第九版图10-23 查询接触疲劳寿命系数取失效概率为1%，安全系数，由机械设计第九版式10-14 可得： 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 。 试算小齿轮分度圆直径根据 即 调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆

30、周速度 。 齿宽 。 计算实际载荷系数。 由机械设计第九版 表10-2查得使用系数为1.00 。 根据，7级精度，查询机械设计第九版图10-8 查得动载系数。 齿轮的圆周力。 查机械设计第九版表10-3得齿间载荷分配系数为。 由机械设计第九版表10-4用插值法查得7级精度、小齿；轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，可得实际载荷系数为： 由机械设计第九版式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为：其相应的齿轮模数为：6.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 由机械设计第九版式10-27 试算模数，即 确定公式中的各参数值。试选 。由机械设计第九版图10-5 计算弯曲疲劳强度用重合

31、度系数。 计算。由机械设计第九版图10-17 查得齿形系数：由机械设计第九版图10-18 查得应力修正系数：由机械设计第九版图10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：；。由机械设计第九版图10-22 取弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计第九版式10-14 可得因为大齿轮的 大于小齿轮，所以取： 试算模数。 调整齿轮模数 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 。 齿宽 。 宽高比 。 计算实际载荷系数。 根据 ，7级精度，由机械设计第九版图10-8查得动载系数为 。 由,，查机械设计表10-3 得齿间载荷分配系数由机械设计第九版表10-4 用插值法查

32、得，结合，查图10-13于是可得：则载荷系数为 由机械设计第九版式10-13 ，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数并就近原则圆整标准值，按照接触疲劳强度算得的分度圆直径为，算出小齿轮的齿数为。取小齿轮的齿数为，那么大齿轮的齿数为 为了使两齿轮的齿数互为质数，取 。6.2.4 几何尺寸计算 计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料

33、，一般将小齿轮略为加宽，即取 ，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即6.2.5 圆整中心距后的校核 上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造，为此，可以通过调整传动比、改变齿数或者通过变位法进行圆整。在此，采用变位法将中心距就近圆整至。在圆整时，以变位系数和不超出图10-21a 中推荐的合理工作围为宜。其他几何参数，如、等保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 计算变位系数和 计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。从机械设计第九版图10-21a 可知，当前的变位系数提高了齿轮强度，但重合度有所下降。 分配变位系数、。由

34、机械设计第九版图10-21a 可知，坐标点位于L14线和L15线之间。按这两条线作射线，再从横坐标的，处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别为， 齿面接触疲劳强度校核 按上述类似做法，先计算机械设计第九版式10-10中的各参数。 计算小齿轮传递的扭矩。 计算实际载荷系数。a 由机械设计第九版 表10-2查得使用系数为1.00 。b 根据，7级精度，查询机械设计第九版图10-8 查得动载系数。c 齿轮的圆周力。查机械设计第九版表10-3得齿间载荷分配系数为。d 由机械设计第九版表10-4用插值法查得7级精度、小齿；轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，可得实际载荷系数为： 根据机械设计第

35、九版表10-7选取齿宽系数。 由机械设计第九版图10-20查得当螺旋角为零度时，节点区域系数。 由机械设计第九版表10-5查得材料的弹性影响系数。由机械设计第九版式10-9 计算接触疲劳强度用重合度系数。 齿面强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。 齿根弯曲疲劳强度校核 按上述类似做法，先计算机械设计第九版式10-6中的各参数。 计算小齿轮传递的扭矩。 计算实际载荷系数。a 根据 ，7级精度，由机械设计第九版图10-8查得动载系数为 。b 由,，查机械设计表10-3 得齿间载荷分配系数c 由机械设计第九版表10-4 用插值法查得，结合，查图10-13于是可得：则载荷系数为由机械设计

36、第九版图10-5 计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 计算。由机械设计第九版图10-17 查得齿形系数：由机械设计第九版图10-18 查得应力修正系数：所以 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 结构设计与绘制齿轮零件图（见附录） 主要设计结论 齿数、, 模数， 压力角， 变位系数、，齿宽、，小齿轮选用为40Cr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，齿轮按7级精度进行设计。七、 轴的设计计算 由已知条件电机轴轴轴轴滚筒轴功率32.972912.822.71转矩T()40.3539.95156.57748.08718.90转

37、速710710177.536.036.0传动比14.04.931效率0.990.980.990.997.1 输入轴的设计 齿数、模数，压力角，变位系数、。中心距齿宽、。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45刚（调质）。齿轮按7级精度设计。7.1.1 轴上的功率， 。7.1.2 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而7.1.3 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr （调质）根据机械设计第九版 表15-3，取，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

38、于转矩变化很小，故取，则 由于该轴与连轴器相连的一端直径要与电机一样，应小于联轴器的公称转矩，所以查标准GB/T5014-2003或机械设计手册，选HL3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。7.1.4 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案（见图7-1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 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，为了满端盖密封，2-3轴段右端需制出一轴肩，故取3-4段的直径， 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

39、设计第九版 表15-7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 轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设计第九版 表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，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r6。 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为7.1.5求轴上的载荷，确定截面图7-1轴的结构与装配表7-1轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T7.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据与轴的单向旋转，扭转切应力为脉动

40、循环应力，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，故安全。7.1.7 精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面 截面5右受应力最大截面5左侧 抗弯截面系数抗扭截面系数截面5左侧弯矩为 截面5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。由机械设计第九版表15-1查得。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数与按机械设计第九版 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的尺寸系数，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

41、系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全。截面5右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面5右侧弯矩M为 截面5上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由机械设计第九版 附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得 轴按磨削加工，由机械设计第九版 图3-4得表面质量系数为故得综合系数为计算安全系数值故可知安全。7.2 中间轴的设计7.2.1 求输入轴上的功率、转速和转矩7.2.2 求作用在齿轮上的力已知圆柱直齿轮分度圆直径 图7-2轴的载荷分析图已知圆锥齿轮的分度圆半径为 圆周力、，径向力、与轴向力、如图7-27.2.3 初步确定轴的

42、最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为（调质），根据机械设计第九版表15-3，取，得中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和7.2.4 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见下图7-3） = 2 * ROMAN * MERGEFORMAT II 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 = 1 * GB3 * MERGEFORMAT 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，由机械设计课程设计中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位。图7-3轴的结构与装配 = 2 * GB3 * MER

43、GEFORMAT 取安装齿轮的轴段，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，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，故取，则轴环处的直径为。取。 = 3 * GB3 * MERGEFORMAT 已知圆柱直齿轮齿宽，由于结构上的需要，将其设计为齿轮轴，轴段应略短于轮毂长，故取，在齿轮右端再设一轴肩，取，。 = 3 * ROMAN * MERGEFORMAT III 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，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿

44、轮轮毂与轴的配合为； = 4 * ROMAN * MERGEFORMAT IV 确定轴上圆角和倒角尺寸 ，取轴端倒角7.2.5 求轴上的载荷表7-2轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T7.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据与轴的单向旋转，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，故安全。7.2.7 精确校核轴的疲劳强度 = 1 * ROMAN * MERGEFORMAT I 判断危险截面 截面5左右侧受应力最大 = 2 * ROMAN * MERGEFORMAT II 截面5右侧抗弯截面系数 抗

45、扭截面系数 截面5右侧弯矩M为 截面5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与按机械设计第九版 附表3-2查取。因，用插值法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的尺寸系数，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 = 3 * ROMAN * MERGEFORMAT III 截面5左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面5右侧弯M为

46、 截面5上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由机械设计第九版 附表3-8用插值法求出，并取，于是得 轴按磨削加工，由机械设计第九版 附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为计算安全系数值故可知安全。7.3 输出轴的设计7.3.1 求输出轴上的功率、转速和转矩7.3.2 求作用在齿轮上的力 已知圆柱直齿轮的分度圆直径 而 圆周力、径向力与轴向力 如下图所示7.3.3 初步确定轴的最小直径 = 1 * ROMAN * MERGEFORMAT I 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计第九版表15-3，取，得 ， 输出轴的最小直径为安装联轴器的

47、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。 = 2 * ROMAN * MERGEFORMAT II 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 = 3 * ROMAN * MERGEFORMAT III 查机械设计课程设计表17-1，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，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。7.3.4 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图7-5） = 1 * ROMAN * MERGEFORMAT I 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 = 1 * GB3

48、 * MERGEFORMAT 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,长度42mm，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 轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，现取 = 2 * GB3 * MERGEFORMAT 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，由机械设计课程设计表15-1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，算上挡油环长度，取。左端轴承采用挡油环进行轴向定位。齿轮左端以与轴承的定位采用挡油环，已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了

49、使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。 = 2 * ROMAN * MERGEFORMAT II 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查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为,56mm，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，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r6。7.3.5 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为7.3.6 求轴上的载荷表7-3轴

50、上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T7.3.7 按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据与轴的单向旋转，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45钢（调质），由机械设计第九版表15-1查得，故安全。7.3.8 精确校核轴的疲劳强度 = 1 * ROMAN * MERGEFORMAT I 判断危险截面 截面7左右侧受应力最大 = 2 * ROMAN * MERGEFORMAT II 截面7右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面7右侧弯矩M为 截面7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45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴

51、肩而形成的理论应力集中系数与按机械设计第九版附表3-2查取。因，用插值法后查得 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的尺寸系数，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，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全。设计与计算结果八、滚动轴承的选择与校核计算输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计中初步选取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,e=0.35,Y=1.7,表8-1轴承上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F则则 则则则故合格。设计与计算结果九、键联接的选择