圆锥-圆柱齿轮减速机设计

机械设计 (机械设计基础)

课程设计说明书

设计题目 圆锥圆柱齿轮减速器

汽车学院 车辆工程(汽车)专业

班级 学号

设计人

指导老师

完成日期

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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

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设计计算及说明 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）F=2100N，带速v=1.3m/s，卷筒直径D=320mm，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。 结果 二、传动方案的拟订及说明 计算驱动卷筒的转速 nw601000v6010001.377.6r/minD320 nw77.6r/min 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 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。 不得用于商业用途

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设计计算及说明 2）电动机容量 (1)卷筒的输出功率P 结果 P(2)电动机输出功率Pd Fv21001.32.73kw10001000 P2.73kw Pd传动装置的总效率 P  12^3345^26 式中1、2…为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。 由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表2-4查得：V带传动1=0.96；滚动轴承2=0.988；圆柱齿轮传动3=0.97；圆锥齿轮传动4=0.96；弹性联轴器5=0.99；卷筒轴滑动轴承6=0.96；则 0.960.988^30.970.960.990.990.960.81 Pd故 (3)电动机额定功率Ped P2.733.36kw0.81 0.81 Pd3.36kw 由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表20-1选取电动机额定功率Ped4.0kw。 3）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2-1查得Ｖ带传动常用传动比范围i1'2~4，单级圆柱齿轮传动比范围i2'3~6，圆锥齿轮传动比范围i3'2~3，则电动机转速可选范围为： 不得用于商业用途

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设计计算及说明 nd'ni1'i2'i3'931.2~5587.2r/min 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： 结果 方额定功率（ｋ电动机型号 案 ｗ） 1 2 Y132M1-6 4 Y112M-4 4 传动装置的传动比 总传动比 V带传动 二级减速器 12.37 3.1 3.99 18.56 4.64 4 电动机转速(r/min) 同步 满载 1000 960 1500 1440 电动机质量(kg) 73 43 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Y132M1-6 4）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20-1、表20-2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 i12.37 i2）分配各级传动比 nm96012.37n77.6 因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以 i10.25i3.1 圆锥圆柱齿轮减速器传动比 i13.1 i2i12.373.99i13.1 i23.99 不得用于商业用途

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设计计算及说明 3）各轴转速（轴号见图一） 结果 n1960r/minn2960r/minn3310r/minn477.6r/minn577.6r/min n1nm960r/minn2n1960r/minn2960n3310r/mini13.1n3310n477.6r/mini23.99n5n477.6r/min 4）各轴输入功率 按电动机所需功率Pd计算各轴输入功率，即 P1Pd3.36kwP2P1253.360.990.9883.29kwP3P243.290.963.16kwP4P3233.160.9880.973.02kwP5P423.020.9882.98kw 5）各轴转矩 P13.36kwP23.29kwP33.16kwP43.02kwP52.98kw P13.36T19550955033.43Nmn1960P23.29T29550955032.73Nmn2960P33.16T39550955097.35Nmn3310P43.02T495509550371.66Nmn477.6P52.98T595509550366.74Nmn577.6 项目 转速(r/min) 功率(kw) 转矩(N*m) 传动比 效率 T133.43NmT232.73NmT397.35NmT4371.66NmT5366.74Nm 轴1 960 3.36 33.43 1 1 轴2 960 3.29 32.73 1 0.978 轴3 310 3.16 97.35 3.1 0.96 轴4 77.6 3.02 371.66 3.99 0.958 轴5 77.6 2.98 366.74 1 0.988

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设计计算及说明 五、传动件的设计计算 圆锥直齿轮设计 已知输入功率P23.29kw，小齿轮转速960r/min，齿数比u=3.1，由电动机驱动，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 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(GB10095-88) 2） 材料选择 由《机械设计（第八版）》表10-1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。 3） 选小齿轮齿数z125，大齿轮齿数z23.12577.5，取整z278。则结果 z125 z278 uz2783.12z125 2、 按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 联系QQ：60，可专门为你排解课程设计的烦恼 （1） 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数Kt1.8 2） 计算小齿轮的转矩 R0.33 T295.510^5P295.510^53.2932729Nmmn2960 3） 选齿宽系数R0.33 不得用于商业用途

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设计计算及说明 4）由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限结果 Hlim1600MPa Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa 5）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa^0.5 6） 计算应力循环次数 Hlim2550MPa ZE189.8MPa^0.5 N160n2jLh609601(1830010)1.382410^9N21.382410^94.45910^83.12 7) 由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.93,KHN20.96 8) 计算接触疲劳许用应力 N11.382410^9N24.45910^8 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 KHN1Hlim10.93600558MPaSKHN2Hlim20.96550528MPaH2S H1 （2） 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值 H1558MPaH2528MPa d1t2.923(ZEH)^2KT1R(10.5R)^2u189.81.8327292.923()^264.29mm0.33(10.50.33)^23.1528 2） 计算圆周速度v d1tn2601000v64.299606010003.23m/s d1t64.29mm v3.23m/s 设计计算及说明 不得用于商业用途

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3） 计算载荷系数 根据v3.23m/s，7级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数Kv1.12 直齿轮KHKF1 由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数KA1.25 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 K2.625 KHbe1.25，则KHKF1.5KHbe1.51.251.875 接触强度载荷系数KKAKvKHKH1.251.1211.8752.625 4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 d1d1t35） 计算模数m K2.62564.29372.91mmKt1.8 d172.91m2.91mmz125 取标准值m3mm d172.91mm m3mm 6） 计算齿轮相关参数 d1mz132575mmd2mz2378234mmu3.121arccosarccos1746'18''u^213.12^2129017213'42''Rd1u^213.12^2175122.86mm22 d175mmd2234mm11746'18''27213'42''R122.86mm 7） 圆整并确定齿宽bRR0.33122.8640.54mm 圆整取b249mm，b153mm b153mm b249mm

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设计计算及说明 3、 校核齿根弯曲疲劳强度 1） 确定弯曲强度载荷系数 结果 K2.625 KKAKvKFKF1.251.1211.8752.625 2） 计算当量齿数 z12526.25cos1cos1746'18''z178zv2255.55cos2cos7213'42'' zv13） 由《机械设计（第八版）》表10-5查得齿形系数 zv126.25zv2255.55 YFa12.60 YFa22.06 应力校正系数 Ysa11.595 Ysa21.97 4） 由《机械设计（第八版）》图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE380MPa 125） 由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.88 KFN20.94 6） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4，得 KFN1FE10.88500314.29MPaS1.4KFN2FE20.94380255.14MPaF2S1.4 F17）校核弯曲强度 FF 1314.29MPa255.14MPa2设计计算及说明 不得用于商业用途

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F根据弯曲强度条件公式2KTYFaYSaFbm^2(10.5R)^2Z进行校核 F85.70MPaF11F12KTYFa1YSa1b1m^2(10.5R)^2Z122.625327292.601.59585.70MPaF1533^2(10.50.33)^225 2 F2KTYFa2YSa2b2m^2(10.5R)^2Z222.625327292.061.9729.07MPaF2493^2(10.50.33)^278 F29.07MPaF 22 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P33.16kw，小齿轮转速310r/min，齿数比u=4，由电动机驱动，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 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(GB10095-88) 2） 材料选择 由《机械设计（第八版）》表10-1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z123，大齿轮齿数z242392 4） 选取螺旋角。初选螺旋角14 2、按齿面接触强度设计 z123,z292

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设计计算及说明 联系QQ：60，可专门为你排解课程设计的烦恼d1t(1) 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数Kt1.6 2） 计算小齿轮的转矩 3结果 2KtT3u1ZHZE()^2duH Kt1.6 95.510^5P395.510^53.16T397348Nmmn3310 3） 选齿宽系数d1 4） 由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数ZH2.433 5） 由《机械设计（第八版）》图10-26查得10.765，20.866，则 N14.46410^8N21.11610^8 1.631 126） 由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa^0.5 7） 计算应力循环次数 N160n3jLh603101(1830010)4.46410^84.46410^8N21.11610^84 8） 由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2570MPa 9） 由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.95,KHN20.98

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设计计算及说明 10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 结果 KHN1Hlim10.95600570MPaSKHN2Hlim20.98570558.6MPaH2S H1H1570MPaH2558.6MPa H（2）计算 HH122570558.6564.3MPa2 H564.3MPa 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 d1t332KtT3u1ZHZE()^2duH 21.69734852.433189.8()^254.23mm11.6314564.3 d1t54.23mm 2） 计算圆周速度v vd1tn360100054.233106010000.88m/s v0.88m/s 3） 计算齿宽b及模数mnt bdd1t154.2354.23mmd1tcos54.23cos142.29mmZ123h2.25mnt2.252.295.15mmmntb54.2310.54h5.154） 计算纵向重合度 b54.23mmmnt2.29mmh5.15mmb10.54h 0.318dZ1tan0.318123tan141.824 5）计算载荷系数 1.824

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设计计算及说明 根据v0.88m/s，7级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数Kv1.02 由《机械设计（第八版）》表10-3查得KHKF1.4 由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数KA1.25 由《机械设计（第八版）》表10-13查得 KF1.34 由《机械设计（第八版）》表10-4查得KH1.42 接触强度载荷系数KKAKvKHKH1.251.021.41.422.53 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 结果 K2.53 d1d1t37） 计算模数mn K2.5354.23363.18mmKt1.6 d1cos63.18cos14mn2.67mmZ123 取mn3mm d163.18mm mn3mm 8） 几何尺寸计算 （1） 计算中心距 a(z1z2)mn(2392)3177.78mm2cos2cos14 （2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 a177.78mm arccos(z1z2)mn(2392)3arccos1359'56''2a2177.78 因值改变不多，故参数、ZH等不必修正 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 1359'56''

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设计计算及说明 z1mn23371.1mmcoscos1359'56''z2mn923d2284.4mmcoscos1359'56'' d1（4）计算齿轮宽度 结果 d171.1mmd2284.4mm bdd1171.171.1mm 圆整后取B271mm B176mm 3、 校核齿根弯曲疲劳强度 1） 确定弯曲强度载荷系数 B176mm B271mm KKAKvKFKF1.251.021.41.342.39 2） 根据重合度1.824，由《机械设计（第八版）》图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88 3） 计算当量齿数 K2.39 2325.17(cos)^3(cos1359'56'')^3z292zv2100.69(cos)^3(cos1359'56'')^3 zv14）由《机械设计（第八版）》表10-5查得齿形系数 z1zv125.17zv2100.69 YFa12.62 YFa22.18 应力校正系数 Ysa11.59 Ysa21.79 5） 由《机械设计（第八版）》图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE440MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE425MPa 126）由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.88 不得用于商业用途

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设计计算及说明 KFN20.92 7） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4，得 结果 KFN1FE10.88440276.57MPaF1S1.4KFN2FE20.92425279.29MPaF2S1.4 8） 校核弯曲强度 FF 1276.57MPa279.29MPa2F根据弯曲强度条件公式2KTY(cos)^2YFaYSaFdz^2mn^3进行校核 F12KTY(cos)^2YFa1YSa1dz1^2mn^3 22.39973480.88(cos1359'56'')^22.621.5968.94MPaF1 123^21.6313^3 F168.94MPa2KTY(cos)^2YFa2YSa2F1dZ2^2mn^3F1 22.39973480.88(cos1359'56'')^22.181.7964.58MPaF2 192^21.6313^3 满足弯曲强度，所选参数合适。 F64.58MPa1F2 六、轴的设计计算 输入轴设计 1、求输入轴上的功率P2、转速n2和转矩T2 P23.29kw n2960r/min T232.73Nm 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 不得用于商业用途

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设计计算及说明 联系QQ：60，可专门为你排解课程设计的烦恼 而 结果 2T232.7310^32Ft1045Ndm162.625FrFttancos11045tan20cos7213'42''116NFaFttansin11045tan20sin7213'42''362N 圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图二所示 Ft1045NFr116NFa362N 图二 不得用于商业用途

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设计计算及说明 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（第八结果 dmin16.89mm 版）》表15-3，取A0112，得dminA033.2916.89mm960，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 TcaKAT21.33273042549Nmm Tca42549Nmm 查《机械设计（机械设计基础）课程设计》表17-4，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000Nmm，半联轴器的孔径d120mm，故取d1220mm，半联轴器长度L52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。 4、 轴的结构设计 （1） 拟定轴上零件的装配方案（见图三） d1220mm 图三 不得用于商业用途

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设计计算及说明 （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，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径结果 d2327mm d2327mm 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27mm，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》 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30306，其尺寸为dDT30mm72mm20.75mm，d34d5630mm，而 l3420.75mm。 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》d34d5630mm l3420.75mm 表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度h3.5mm，因此取d4537mm 3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6725mm；为使套筒可靠地压紧轴承， 5-6段应略短于轴承宽度，故取l5619mm。 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，故取 l2350mm 5）锥齿轮轮毂宽度为64.86mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取l6770mm。 6） 由于Lb2La，故取l45116.76mm （3） 轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d67由《机械设计（第八版）》表6-1 查得平键截面bh8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保 d4537mm d6725mm l5619mm l2350mm l6770mm l45116.76mm 不得用于商业用途

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设计计算及说明 H7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k6；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。 结果 （4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245 5、 求轴上的载荷 水平面H FNH1522.5N FNH21567.5N 垂直面V FNV133.55N FNV282.45N MV14.15Nm MV211.34Nm 载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T MH64.71Nm M64.71^24.15^264.84Nm T232.73N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 联系QQ：60，可专门为你排解课程设计的烦恼 ca25.05MPa 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。 6、 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 ca1 不得用于商业用途

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设计计算及说明 抗弯截面系数 结果 W0.1d^30.130^32700mm^3 抗扭截面系数 W2700mm^3 WT0.2d^30.230^35400mm^3 截面5右侧弯矩M为 WT5400mm^3 M64840Nmm 截面5上的扭矩T2为 M64840Nmm T232730Nmm 截面上的弯曲应力 T232730Nmm b截面上的扭转切应力 M6484024.01MPaW2700 b24.01MPa T轴的材料为45T2327306.06MPaWT5400 15-1查得T6.06MPa 钢，调质处理。由表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r2.0D370.0671.233d30d303-2查取。因，，经插值后查得 1.93,1.55 又由《机械设计（第八版）》附图3-2可得轴的材料敏感系数为 q0.82,q0.85 故有效应力集中系数为

不得用于商业用途

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设计计算及说明 k1q(1)10.82(1.931)1.76k1q(1)10.85(1.551)1.47 由《机械设计（第八版）》附图3-2的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数0.87。 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 结果 0.92 轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为 K2.57K1.78 1.76112.570.710.92k11.471K111.780.870.92 K1又取碳钢的特性系数 k10.1,0.05 计算安全系数Sca值 0.1,0.05 12754.46Kam2.5724.010.101155S27.956.066.06Kam1.780.05SS4.46S27.95Sca4.40S1.5 22SS4.4627.95Sca4.40S1.5S^2S^24.46^227.95^2 故可知安全。 中间轴设计 1、求中间轴上的功率P3、转速n3和转矩T3 P33.16kw n3310r/min T397.35Nm 不得用于商业用途

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设计计算及说明 2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 结果 d171.11mm 联系QQ：60，可专门为你排解课程设计的烦恼 而 2T3297.352738Nd10.07111tanntan20Fr1Ft127381027Ncoscos1359'56''Fa1Ft1tan2738tan1359'56''683N Ft1已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径 Ft12738NFr11027NFa1683N dm2d2(10.5R)mtZ2(10.5R)378(10.50.33)195.39mm 而 dm2195.39mm 2T3297.35996Ndm20.19539Fr2Ft2tancos1996tan20cos7213'42''111NFa2Ft2tansin1996tan20sin7213'42''345N Ft2圆周力Ft1、Ft2，径向力Fr1、Fr2及轴向力Fa1、Fa2的方向如图四所示 Ft2996NFr2111NFa2345N 不得用于商业用途

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设计计算及说明 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40Cr（调质），根据《机械设计（第八结果 dmin25.59mm 版）》表15-3，取A0108，得dminA033.1625.59mm310，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d56

不得用于商业用途

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设计计算及说明 4、 轴的结构设计 （1） 拟定轴上零件的装配方案（见下图图五） 结果 d12d5630mm （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25.59mm，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》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（机械设计基础）课程设计》 表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度h3.5mm，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 d23d4535mm 不得用于商业用途

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设计计算及说明 套筒定位，已知锥齿轮轮毂长L38.5mm，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35mm，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76mm，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72mm。 结果 l2335mm d3443mm l4572mm 4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取l1255.67mm,l3410.08mm, l1255.67mml5652.75mm。 （3）轴上的周向定位 l3410.08mm l5652.75mm 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）》表6-1查 得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，同时为 H7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56mm，同时为保证齿 H7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m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245 5、 求轴上的载荷

不得用于商业用途

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设计计算及说明 载荷 支反力F 水平面H FNH11673N FNH22061N MH1102NmMH2143Nm 结果 垂直面V FNV1309N FNV21225N ca41.14MPa MV118.93Nm弯矩M MV248.48NmMV336.61NmMV485.19Nm 总弯矩 扭矩T MmaxM4143^285.19^2166.45Nm T397.35N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 caM^2(T2)^2166.45^2(0.697.35)^241.14MPaW0.10.035^3 前已选定轴的材料为40Cr（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得170MPa,ca1，故安全。 7、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 ca1 W0.1d^30.130^32700mm^3 抗扭截面系数 W2700mm^3 WT0.2d^30.230^35400mm^3 不得用于商业用途

WT5400mm^3 仅供个人参考

设计计算及说明 截面5右侧弯矩M为 结果 M94581Nmm 截面5上的扭矩T3为 M94581Nmm T397350Nmm 截面上的弯曲应力 T397350Nmm b截面上的扭转切应力 M9458135.03MPaW2700 b35.03MPa T轴的材料为T29735018.03MPaWT5400 ，调质处理。由表15-1查得T18.03MPa 40CrB735MPa,1355MPa,1200MPa。 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）》r2.0D350.0671.167d30d30附表3-2查取。因，，经插值后查得 1.90,1.47 又由《机械设计（第八版）》附图3-2可得轴的材料敏感系数为 q0.82,q0.85 故有效应力集中系数为 k1q(1)10.82(1.901)1.74k1q(1)10.85(1.471)1.40 由《机械设计（第八版）》附图3-2的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数0.87。 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 不得用于商业用途

仅供个人参考

设计计算及说明 联系QQ：60，可专门为你排解课程设计的烦恼 轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为 结果 K2.54K1.70 1.74112.540.710.92k11.401K111.700.870.92 K1又取合金钢的特性系数 k10.1,0.05 计算安全系数Sca值 0.1,0.05 13553.99Kam2.5435.030.101200S12.3918.0318.03Kam1.740.05S S3.99S12.39Sca3.40S1.5 22SS3.9912.39Sca3.40S1.5S^2S^23.99^212.39^2 故可知安全。 （3）截面5左侧 抗弯截面系数 W0.1d^30.135^34287.5mm^3 抗扭截面系数 W4287.5mm^3 WT0.2d^30.235^38575mm^3 截面5左侧弯矩M为 WT8575mm^3 M94581Nmm M94581Nmm

不得用于商业用途

仅供个人参考

设计计算及说明 截面5上的扭矩T2为 结果 T397350Nmm 截面上的弯曲应力 T397350Nmm b截面上的扭转切应力 M9458122.06MPaW4287.5 b22.06MPa TkT39735011.35MPaWT8575 T11.35MPa 过盈配合处的，由《机械设计（第八版）》附表3-8用插值法求出，并取k0.8k，于是得 k 2.13,k0.82.131.70 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 故得综合系数为 112.220.92k11K11.7011.790.92 K12.13计算安全系数Sca值 k1K2.22K1.79 13557.25Kam2.2222.060.101200S20.14Kam1.7011.350.0511.35SS7.25S20.14Sca6.82S1.5 22SS7.2520.14Sca6.82S1.5S^2S^27.25^220.14^2

不得用于商业用途

仅供个人参考

设计计算及说明 故可知安全。 结果 d2284.45mm 输出轴设计 1、求输出轴上的功率P4、转速n4和转矩T4 P43.02kw n477.6r/min T4371.66Nm 2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 d2mtz23.091892284.45mm 而 2T42371.662613.2Nd10.28445tanntan20FrFt2613.2980.2Ncoscos1359'56''FaFttan2613.2tan1359'56''651.5N Ft圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图六所示 Ft2613.2NFr980.2NFa651.5N 不得用于商业用途

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设计计算及说明 结果 图六 不得用于商业用途

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设计计算及说明 3、联系QQ：60，可专门为你排解课程设计的烦恼 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（第结果 dmin37.95mm 八版）》表15-3，取A0112，得dminA033.0237.95mm77.6，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 TcaKAT21.3371660483158Nmm 查《机械设计（机械设计基础）课程设计》表17-4，选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000Nmm，半联轴器的孔径d140mm，故取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（见图六） d1240mm

不得用于商业用途

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设计计算及说明 图六 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 结果 d2347mm 1）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d2347mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D48mm， 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。 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l1282mm 轴承，参照工作要求并根据d2347mm，由《机械设计（机械设计基础）d2347mm 课程设计》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30310，其尺寸为dDT50mm110mm29.25mm， d34d7850mm，而l3429.25mm。 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》 d34d7850mm l3429.25mm

不得用于商业用途

仅供个人参考

设计计算及说明 表15-7查得30310型轴承的定位轴肩高度h5mm，因此取d4560mm；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l6767mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h4mm，则轴环处的直径为结果 d4560mm l6767mm 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，故取 l2350mm d5663mm l568mm l2350mm 5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取l4574.5mm,l7863.75mm。 l4574.5mm（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， l7863.75mm H7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m6； 同样，半联轴器与轴的连接，选用平键12mm8mm70mm，半联轴器与轴的 H7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 5、求轴上的载荷

不得用于商业用途

仅供个人参考

设计计算及说明 载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 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 结果 ca15.83MPa 水平面H FNH1957N FNH21669N MH116.781Nm 垂直面V FNV1125N FNV21106N MV115.246Nm MV277.414Nm M1116.781^215.246^2117.77NmM2116.781^277.414^2140.11Nm T4371.66Nm caM^2(T2)^2140.11^2(0.6371.66)^215.83MPaW0.10.055^3 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 截面7右侧受应力最大 （2）截面7右侧 抗弯截面系数 ca1 W0.1d^30.150^312500mm^3 抗扭截面系数 W12500mm^3 WT0.2d^30.250^325000mm^3 WT25000mm^3 不得用于商业用途

仅供个人参考

设计计算及说明 截面7右侧弯矩M为 结果 M69025Nmm 联系QQ：60，可专门为你排解课程设计的烦恼 截面7上的扭矩T2为 T437166Nmm 截面上的弯曲应力 T437166Nmm b截面上的扭转切应力 M690255.52MPaW12500 b5.52MPa T轴的材料为45T2371661.49MPaWT25000 15-1查得T1.49MPa 钢，调质处理。由表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）》r2.0D550.041.1d50d50附表3-2查取。因，，经插值后查得 2.00,1.32 又由《机械设计（第八版）》附图3-2可得轴的材料敏感系数为 q0.82,q0.85 故有效应力集中系数为 k1q(1)10.82(21)1.82k1q(1)10.85(1.321)1.27 由《机械设计（第八版）》附图3-2的尺寸系数0.73，扭转尺寸系数0.86。 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 设计计算及说明 不得用于商业用途

结果 仅供个人参考

0.92 轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为 K2.58K1.56 1.82112.580.730.92k11.271K111.560.860.92 K1又取碳钢的特性系数 k10.1,0.05 计算安全系数Sca值 0.1,0.05 127519.31Kam2.585.520.101155S129.23Kam1.561.490.051.49SScaS19.31S129.23Sca19.10S1.5 22SS19.31129.2319.10S1.5S^2S^219.31^2129.23^2 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30306，其尺寸为 dDT30mm72mm20.75mme1.5tan1.5tan1151'35''0.315 载荷 支反力F 则 ， Fa362N，，水平面H FNH1522.5N FNH21567.5N 垂直面V FNV133.55N FNV282.45N Fr1523.58N,Fr21569.67N Fr1523.58NFr21569.67N

设计计算及说明 不得用于商业用途

结果 仅供个人参考

则 Fr1523.58137.44N2Y20.4cot1151'35''Fr21569.67Fd2412.04N2Y20.4cot1151'35'' Fd1Fd1137.44NFd2412.04N 则 Fa1Fd1Fa137.44362499.44NFa2Fd2412.04N 则 Fa1499.44NFa2412.04N Fa1499.44Fa2412.040.954e0.263eFr1523.58，Fr21569.67 则 Pr10.4Fr10.4cotFa10.4523.580.4cot1151'35''499.441160.75N Pr11160.75N Pr21569.67N Pr2Fr21569.67N 则 Lh10^6Cr10^65580010^^2.5610^6h10^6h60nPr609601569.673 故合格。 Lh2.5610^6h10^6h 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30306，其尺寸为dDT30mm72mm20.75mm，Fa338N，，e1.5tan1.5tan1151'35''0.315 载荷 支反力F 水平面H FNH11673N FNH22061N 垂直面V FNV1309N FNV21225N 设计计算及说明 不得用于商业用途

结果 仅供个人参考 则 Fr11701.30N,Fr22397.57N 则 Fr11701.30NFr22397.57N Fr11701.30446.59N2Y20.4cot1151'35''Fr22397.57Fd2402.79N2Y20.4cot1151'35'' Fd1 Fd1446.59NFd2402.79N 则 Fa1Fd1Fa446.59338784.59NFa2Fd2402.79N 则 Fa1784.59Fa2402.790.461e0.168eFr11701.30Fr22397.57， 则 Pr10.4Fr10.4cotFa10.41701.30.4cot1151'35''784.592174.98N Pr12174.98N Pr22397.57N Pr2Fr22397.57N 则 Lh10^6Cr10^65580010^^1.9410^6h10^6h60nPr603102397.573 故合格。 Lh1.9410^6h10^6h 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30310，其尺寸为dDT50mm110mm29.25mme1.5tan1.5tan1257'10''0.345， ，Fa651.5N，不得用于商业用途

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设计计算及说明 载荷 支反力F 则 结果 垂直面V FNV1125N FNV21106N 水平面H FNH1957N FNH21669N Fr1965.13NFr22002.20N Fr1965.13N,Fr22002.20N 则 Fr1965.13277.48N2Y20.4cot1257'10''Fr22002.20Fd2575.63N2Y20.4cot1257'10'' Fd1则 Fd1277.48NFd2575.63N Fa1Fd1Fa277.48651.5928.98NFa2Fd2575.63N 则 Fa1928.98NFa2575.63N Fa1928.98Fa2575.630.963e0.287eFr1965.13Fr22002.20， 则 Pr10.4Fr10.4cotFa10.4965.130.4cot1257'10''928.982001.67N Pr12001.67N Pr2Fr22002.20N 则 Pr22002.20N Lh10^6Cr10^65580010^^14.1010^6h10^6hLh14.1010^6h60nPr6077.62002.203 10^6h 故合格 不得用于商业用途

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设计计算及说明 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 结果 联系QQ：60，可专门为你排解课程设计的烦恼，接触长度l'28622mm，则键联接所能传递的转矩为： T0.25hl'dp0.2562220120100079.2NmTT232.73Nm，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8mm7mm50mm，接触长度l'50842mm，则键联接所能传递的转矩为： T0.25hl'dp0.25742251201000220.5NmTT232.73Nm，故单键即可。 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22mm，接触长度l'221012mm，则键联接所能传递的转矩为： T0.25hl'dp0.25812351201000100.8NmTT397.35Nm，故单键即可。 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56mm，接触长度l'561046mm，则键联接所能传递的转矩为： T0.25hl'dp0.25846351201000386.4Nm 不得用于商业用途

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设计计算及说明 TT397.35Nm，故单键即可。 结果 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bhl12mm8mm70mm，接触长度l'701258mm，则键联接所能传递的转矩为： T0.25hl'dp0.25858401201000556.8NmTT4371.66Nm，故单键即可。 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，则键联接所能传递的转矩为： T0.25hl'dp0.251034551201000561NmTT4371.66Nm，故单键即可。 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160000Nmm，半联轴器的孔径d120mm，故取d1220mm，半联轴器长度L52mm，半联轴器与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630000Nmm，半联轴器的孔径d140mm，故取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。 不得用于商业用途

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设计计算及说明 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M362，A型压配式圆形油标A20（GB1160.1-89），外六角油塞及封油垫M141.5,箱座吊耳，吊环螺钉M12（GB825-88），启盖螺钉M8。 结果 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16-1查得选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。当齿轮圆周速度v12m/s时，圆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≥30~60mm。由于大圆锥齿轮v3.23m/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。 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. 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（机械设计基础）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,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、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。 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。 不得用于商业用途

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设计计算及说明 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。 结果 十三、参考文献 1、《机械设计（第八版）》 高等教育出版社 2、《机械设计（机械设计基础）课程设计》 高等教育出版社 联系QQ：60，可专门为你排解课程设计的烦恼 联系QQ：60，可专门为你排解课程设计的烦恼 联系QQ：60，可专门为你排解课程设计的烦恼

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仅供个人用于学习、研究；不得用于商业用途。

For personal use only in study and research; not for commercial use.

Nur für den persönlichen für Studien, Forschung, zu kommerziellen Zwecken verwendet werden. Pour l 'étude et la recherche uniquement à des fins personnelles; pas à des fins commerciales.

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