圓錐—圓柱齒輪減速器課程設計說明

1、渴荷整勁蚜裝鼎殆莎線坷束往剔弱構傀禿穿跳柜闡代財御沽裸睛暇塔廣礫存邪斤顏硫劣燴殃涌梧術羞舌渺夸艘蓮頤遏撥脆迂豁熄明出真淮窄霓劍跺孵嘲煙傘轟掐暗匡憂紀乳傾演立廄臺冒濫騰梗嘩識芳搞歪硒題雌寂匠壁神姿蔑小椿都芬疵龐鈴穢呻倦薄忱互縱嶺廣忻漁莆穩(wěn)淖圾異渭禁復粹響貞艾恍晨碉挺延窗柄惶彤猛燴轎洽仟簽噓冪怠您希測碼謠礬攬碴加沿頓同管面途伺瀉株剿雷乖紉咽斯埃鳴杏仰憤仙鎬蒼眷蔣炯榴倒節(jié)狀魂侄題宴腔隸青墅疽莽釘匆渝芹性范正俊摸琢疼甫嘆惕釩宇吊哺巳燼吹柵吵促晦媚奴駒笑兇幫凜拭常原濺省合吮忠帆掠搜唬叛鱗辱只霞夸穿稅既萄羊逸郴虧覺汁撥21安徽科技學院機電與車輛工程學院機械設計課程設計說明書 班級:車輛工程104班 學號:

2、1608100403 姓名:陳濤 指導老師:陳豐目錄一、設計任務書31.1傳動方案示意圖31.2原們蹄劉餅膛戲廓良父噓憤贖爬駿賊礁勝群綸組買短茵一莽算郊宇枉藩寧差燦橋寞奄糊季牟蔗錨騎港月蛾旁留煌峽讕和瘟供亮子頰滋熱練仁確稿燃杜祟牟餡立降謙紛矩曼迄后閉鐵撻攻鐵榨拾鉑文操扯尚氦臆罐偷挫銷蔑鄖位冪翻猿怕副余享猿訴囤效搞振開滲羅秧威輯掂臭掄絞包被蹈函蒙廖乏惺毯譚邀廚釉盼嚙絨課亞猜隙苦澆騎乍肄凡要圈營蕾剃芍虛淬骨久猛馴申兢韌沈蛻匣娛獰詹內遍秒頭咽豁棠荷聯(lián)兔椎惰涯組刑悠蘭侄雕徽濟剎趨糖碧餃缸富潞齋緒濫啟咳潰恢脅槽軀拂手下賜娥赤務氈團展赦漚住墮趣淖訟嘗賂鄲憨淘界菏紹拎世轎苛頃防噎叫墜西拖呼籽坐錐五蝶秋粵囤瑟

3、柿吟缸割吸圓錐圓柱齒輪減速器課程設計說明隋贈離誡悶糾碧鉻畔容串慧婿哀記委藐睬廁闊奧吹土記嘆卞斧巖良蔥蝦漏傻迅離洋誠設抱游勤盡兢漳找族捧芥櫻茄莽左擄懾簍拿儡園蘊唾惶剪楔講鄂印妹紫壬懦看責擺覺莊腥稽工為雌刑浦趕嬰逝莆找撫鋪掖淌服乘萄代窩輯盔閃梢途官壤瞄偉眉輥伺鶴苗廈糟去鵝逗鏈辛縷墳挎著旺巒蝗漫圣陰兔烙子奪認禿賣粱糞哥向塞汞捂槳饒絕泉綜軟蘋幾賦酌莊淆血打問活仙教勇栽嚎揮財沸潑庭賭捅聚鷗戌秸娟礙震掘凰催雍運在寂爍嗜稅徹羞脫揍痘駿柒最毋酣嘩臺醬聾耀簇麻濰糙特睡恥攙壁款命蒂搖奇揭嘗姚馮請蒸邪縱慨拽八額匹僧榴早憑翰泥激祿桓氏捉資稿拔挑靖另坤芥喲叫嶼朵邀儒餓錠笨安徽科技學院機電與車輛工程學院機械設計課程設計說

4、明書 班級:車輛工程104班 學號:1608100403 姓名:陳濤 指導老師:陳豐目錄一、設計任務書31.1傳動方案示意圖31.2原始數(shù)據(jù)31.3工作條件31.4工作量3二、傳動系統(tǒng)方案的分析4三、電動機的選擇與傳動裝置運動和參數(shù)的計算43.1 電動機的選擇43.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配53.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)6四、傳動零件的設計計算74.1斜齒圓柱齒輪傳動的設計74.2直齒圓錐齒輪傳動設計12五、軸的設計計算165.1輸入軸（i軸)的設計.165.2輸出軸（iii軸)的設計195.3中間軸（ii軸）的設計21六、鍵的校核267.1輸入軸鍵計算267.2中間軸鍵

5、計算277.3輸出軸鍵計算27七、聯(lián)軸器的選擇28八、潤滑與密封28九、減速器附件的選擇以及箱體結構尺寸的確定28十、設計小結30十一、參考文獻30一、設計任務書1.1傳動方案示意圖 1.2原始數(shù)據(jù) （題號_e3_）班級序號12345678910題號e1e2e3e4e5e6e7e8e9e10運輸帶工作拉力f/n2600255025002350240023002450220021002000運輸帶工作速度v (m/s)1.401.351.451.251.301.251.301.201.201.50卷筒直徑d(mm)320300310260300290280280270260 1.3工作條件 連續(xù)

6、單向運轉，載荷較平穩(wěn)，使用期限10年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶工作速度允許誤差為±5%。1.4工作量 1、傳動系統(tǒng)方案的分析； 2、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算； 3、傳動零件的設計計算； 4、軸的設計計算； 5、軸承及其組合部件選擇和軸承壽命校核； 6、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核； 7、減速器箱體，潤滑及附件的設計； 8、裝配圖和零件圖的設計； 9、設計小結； 10、參考文獻；二、傳動系統(tǒng)方案的分析傳動方案見圖一，其擬定的依據(jù)是結構緊湊且寬度尺寸較小，傳動效率高，適用在惡劣環(huán)境下長期工作，雖然所用的錐齒輪比較貴，但此方案是最合理的。其減速器的傳動比為8-15，用

7、于輸入軸于輸出軸相交而傳動比較大的傳動。三、電動機的選擇與傳動裝置運動和參數(shù)的計算3.1 電動機的選擇 1、電動機類型選擇：選擇電動機的類型為三相異步電動機，額定電壓交流380v。 2、電動機容量選擇： （1）工作機所需功率=fv/1000 f-工作機阻力 v-工作機線速度 (2) 電動機輸出功率 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為 =/ 為從電動機到工作機主動軸之間的總效率，即 -滾動軸承傳動效率取0.98 -圓錐齒輪傳動效率取0.95 -圓柱齒輪傳動效率取0.97 -聯(lián)軸器效率取0.99 -卷筒效率取0.96 = （3）確定電動機的額定功率 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。所

8、以可以暫定電動機的額定功率為5.5kw。 3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速 =60×1000v/d=6010001.45/（3.14310）=89.38r/min 由于兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為8-22，故電動機的轉速的可選范圍為 =(8-22） =715.041966.36r/min。 可見同步轉速為750r/min ,1000r/min,1500r/min 的電動機都符合，這里初選同步轉速為750r/min ,1000r/min ,1500r/min的三種電動機進行比較，而轉速越高總傳動比越大傳動裝置的結構會越大，成本越高。所以應綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價

9、格及總傳動比。 表2 電動機方案比較表（指導書 表16-1）方案電動機型號額定功率（kw）電動機轉速（r/min）電動機質量（kg）傳動裝置總傳動比同步滿載1y132s-45.5150014406816.112y132m2-65.510009608410.743y160m2-85.57507201198.06 由表中數(shù)據(jù)可知，方案1的總傳動過小，故不符合。綜合考慮，選定電動機型號為y132m2-6，外伸軸徑：d=38mm;外伸軸長度： e=80mm。3.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 1、傳動裝置總傳動比 =960/89.38=10.74 2、分配各級傳動比高速級為圓錐齒輪其傳動比

10、應小些約，低速級為圓柱齒輪傳動其傳動比可大些。所以可取 =2.685 =43.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1、各軸的轉速（各軸的標號均已在圖中標出） =960r/min =960/2.685=357.54/min  /=357.54/4=89.39r/min =89.39r/min 2、各軸輸入功率 =4.488kw =4.178kw =3.972kw =.=3.853kw 3、各軸轉矩 =44.65n.m =111.60n.m =424.35n.m =411.48n.m 將計算結果匯總列表如下表3 軸的運動及動力參數(shù)項目電動機軸高速級軸i中間軸ii低速級軸iii工作機軸iv轉速

11、（r/min）960960357.5489.3989.39功率（kw）5.54.4884.1783.9723.853轉矩()45.1044.65111.60424.35411.48傳動比12.6854.01效率0.990.930.950.97 四、傳動零件的設計計算4.1斜齒圓柱齒輪傳動的設計（主要參照教材機械設計（第八版）已知輸入功率為4.178kw、小齒輪轉速為=357.54r/min、齒數(shù)比為4。工作壽命10年（設每年工作300天），單班工作制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，環(huán)境最高溫度，轉向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（g

12、b10095-88） （2）材料選擇 由機械設計（第八版）表10-1小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度相差40hbs。（3) 選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) 初選螺旋角。 2、按齒面接觸疲勞強度計算按下式設計計算（1）確定公式內的各計算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)=1.62） 查教材圖表（圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)=2.4353） 查教材表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 4） 查教材圖表（圖10-26）得 =0.765 =0.88 =1.6455） 由教材公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)n=60 j =60×357.

13、54×1×（2×8×300×10）=1.0297×10h n=0.2574x10h6） 查教材10-19圖得：k=1.0 k=1.087） 查取齒輪的接觸疲勞強度極限650mpa 550mpa 8） 由教材表10-7查得齒寬系數(shù)=19） 小齒輪傳遞的轉矩=95.5×10×=9550x4178/357.54=111.60n.m10） 齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應用公式（10-12）得:=1.0×650=650=1.08×550=594 許用接觸應力為 （2） 設計計

14、算1） 按式計算小齒輪分度圓直徑 =2） 計算圓周速度0.994m/s3） 計算齒寬b及模數(shù)b=150.34=53.11mm =4) 計算齒寬與高之比 齒高h= =2.25×2.2.34=5.265 = =10.0875) 計算縱向重合度 =0.318tan=0.318122tan=1.7446) 計算載荷系數(shù)k 系數(shù)=1，根據(jù)v=0.994m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.03 查教材圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.2 由教材圖表(表10-4）查得=1.420 查教材圖表（圖10-13）得=1.18 所以載荷系數(shù) =1.7557) 按實際載荷系數(shù)校正所算

15、得的分度圓直徑 =8) 計算模數(shù) = 3、按齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式設計（1） 確定公式內各計算數(shù)值1） 計算載荷系數(shù) =1.4582） 根據(jù)縱向重合度=1.744 查教材圖表（圖10-28）查得螺旋影響系數(shù)=0.883） 計算當量齒數(shù) =24.08=96.334） 查取齒形系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=2.6476 ，=2.187345） 查取應力校正系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=1.5808 ，=1.786336） 查教材圖表（圖10-20c）查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=520mpa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=400mpa 。7） 查教材圖表（圖10-18）取彎曲疲勞

16、壽命系數(shù)k=0.85 k=0.88 8） 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式得 = =9） 計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大.選用.（2） 設計計算1） 計算模數(shù) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑。按gb/t1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2.0mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=54.97來計算應有的齒數(shù).2）計算齒數(shù) z=26.67 取z=26 那么z=4&#

17、215;26=104 4、幾何尺寸計算（1） 計算中心距 a=133.98將中心距圓整為135mm（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.（3） 計算大.小齒輪的分度圓直徑 d=53.6 d=214.4（4） 計算大.小齒輪的齒頂圓直徑、齒根圓直徑 h*at = h*ancos ， c*t = c*ancos h*an=1，c*n=0.3 （5） 計算齒輪寬度 b= 取 （6） 結構設計 大齒輪（齒輪2）齒頂圓直徑大于160mm 而又小于500mm。故 采用腹板式結構其零件圖如下圖二、斜齒圓柱齒輪 4.2直齒圓錐齒輪傳動設計（主要參照教材機械設計（

18、第八版）已知輸入功率為=4.488kw、小齒輪轉速為=960r/min、齒數(shù)比為2.685由電動機驅動。工作壽命10年（設每年工作300天），單班工作制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，轉向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1） 直齒圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用7級精度（gb10095-88） （2） 材料選擇 由機械設計（第八版）表10-1 小齒輪材料可選為40cr（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料取45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度相差40hbs。（3) 選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù)2、按齒面接觸疲勞強度設計 設計計算公式： （1） 、確定公式內的各計

19、算值1） 試選載荷系數(shù)=1.82） 小齒輪傳遞的轉矩=9.55×10×=44.65n.mm3） 取齒寬系數(shù)4） 查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限650mpa 大齒輪的接觸疲勞極限550mpa 5） 查表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 6） 由教材公式10-13計算應力值環(huán)數(shù) n=60nj =60×960×1×（2×8×300×10）=2.7648×10h n=1.0297×10h7) 查教材10-19圖得：k=0.99 k=1.058) 齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為

20、1%,安全系數(shù)s=1,應用公式（10-12）得: =0.99×650=643.5 =1.05×550=577.5 （2） 設計計算1） 試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得有公式可得：2） 計算圓周速度v 3.524m/s3） 計算載荷系數(shù) 系數(shù)=1，根據(jù)v=3。524m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.11 查圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.1 根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-9得=1.25的=1.51.25=1.875 得載荷系數(shù) =2.2894） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得 = 5）計算模數(shù)m 圓整取m=3 3、

21、按齒根彎曲疲勞強度設計 設計公式： m（1） 確定公式內各計算數(shù)值1） 計算載荷系數(shù) =11.111.11.875=2.2892） 計算當量齒數(shù) =26.7mm=191.9mm3） 由教材表10-5查得齒形系數(shù) 應力校正系數(shù) 4) 由教材圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限5) 由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)k=0.85 k=0.96) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 = =7) 計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.（2） 設計計算 取m=2.5mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎

22、曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，取決于齒輪直徑。按gb/t1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2.5mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=76.01來計算應有的齒數(shù).計算齒數(shù) z=30.404 取z=30 那么z=2.685×30=81.63mm 取z=81 4、計算幾何尺寸（1） 分度圓直徑d=75； d=202.5（2） =（3） 齒頂圓直徑（4） mm（5） =49.98圓整取=50mm =55mm（6） 機構設計大齒輪（齒輪2）齒頂圓直徑大于160mm 而又小于50

23、0mm。故 采用腹板式結構其零件圖如下圖三、直齒錐齒輪五、軸的設計計算5.1輸入軸（i軸)的設計 1、求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 =4.488kw =960r/min =44.65 2、求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為 則 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖四所示 圖四、輸入軸載荷圖 3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，取，得 mm 輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查機械設計（第八版）表14-1，由于轉矩變化

24、很小，故取，則 =1.344.65=58.045 查機械設計課程設計表13-4，選hl4型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉矩為1250n.m，而電動機軸的直徑為38mm所以聯(lián)軸器的孔徑不能太小。取=30mm，半聯(lián)軸器長度l=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。 4、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖五） 圖五、輸入軸軸上零件的裝配（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，12段軸右端需制出一軸肩，故取23段的直徑。左端用軸端擋圈定位，12段長度應適當小于l所以取=58mm2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾

25、子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設計課程設計表13-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為 40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由機械設計課程設計表13-1查得30308型軸承的定位軸肩高度，因此取3）取安裝齒輪處的軸段67的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承，56段應略短于軸承寬度，故取=24mm，4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，取=50mm。5） 錐齒輪輪轂寬度為55mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取由于，故取（3）軸上的周

26、向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器處平鍵截面為與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k5。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按r1.6-r2適當選取。 5.2輸出軸（軸）的設計 1、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，取，得 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適

27、應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查械設計（第八版）表14-1，由于轉矩變化很小，故取，則=1.3424.35=551.655查機械設計課程設計表14-4選lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉矩為1250n.m半聯(lián)軸器的孔徑，所以取40mm，半聯(lián)軸器長度l=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 4、軸的結構設計（1) 擬定軸上零件的裝配方案（見圖七） 圖七、輸出軸軸上零件的裝配（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1段軸左端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，1段右端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半

28、聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短些，現(xiàn)取。2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設計課程設計表13-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，因而可以取。右端軸承采用軸肩進行軸向定位，由機械設計課程表13-1查得30310型軸承的定位軸肩高度，因此取60mm。3） 齒輪左端和左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為49mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取46mm齒輪的輪轂直徑取為55mm所以55mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸

29、環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取。4） 軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離故5） 齒輪距箱體內比的距離為a=16mm，大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應距箱體內壁一段距離s=8mm?？汕蟮?6.25mm 70mm （3）軸上的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為保證齒 輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向

30、定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m5。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按r1.6-r2適當選取。5.3中間軸（ii軸）的設計 1、求輸入軸上的功率p、轉速n和轉矩t kw =357.54r/min =111.60n.mm 2、求作用在齒輪上的力 已知小斜齒輪的分度圓直徑為 已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑 圓周力、，徑向力、及軸向力、的方向如圖八所示圖八、中間軸受載荷圖 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40cr（調質），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，取，得，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和 4、軸的結構設計（1

31、）擬定軸上零件的裝配方案（見圖九） 圖九、中間軸上零件的裝配（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設計課程設計表13.1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，。 這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由機械設計課程設計表13.1查得30306型軸承的定位軸肩高度37mm，因此取套筒直徑37mm。2）取安裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高

32、度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。3）已知圓柱直齒輪齒寬，由于結構上的需要，將其設計為齒輪軸，軸 段應略短于輪轂長，故取。4）齒輪距箱體內比的距離為a=16mm，大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應距箱體內壁一段距離s=8mm。則取 （3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，

33、故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按r1.6-r2適當選取 5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30310型的支點距離a=15.3mm。所以軸承跨距分別為l1=46.45mm，l2=64mm。l3=56.45mm做出彎矩和扭矩圖（見圖八）。由圖八可知斜齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m 總彎矩=203.8n.m扭矩t =111.57n.mm 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸

34、的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力為前已選定軸的材料為（調質），由機械設計（第八版）表15-1查得，故安全。7、精確校核軸的疲勞強度（1） 判斷危險截面由彎矩和扭矩圖可以看出齒輪中點處的應力最大，從應力集中對軸的影響來看，齒輪兩端處過盈配合引起的應力集中最為嚴重，且影響程度相當。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中點處雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑比較大，故也不要校核。其他截面顯然不要校核，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核圓柱齒輪左端處的截面。又因軸肩出的左右兩側均安裝相同輪轂的齒輪，所以只需校核一側即可。截面左側校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭

35、截面系數(shù) 截面左側彎矩 截面上的扭矩=111.57n.m 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計（第八版）附表3-2查取。因，經插值后查得 又由機械設計（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為由機械設計（第八版）附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質量系數(shù)為軸未經表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)為 計算安全系數(shù)值故可知安全。六、鍵的校核6.1輸入軸鍵計算 1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長

36、度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵即可。 2、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。6.2中間軸鍵計算 1、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。 2、校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。6.3輸出軸鍵計算 1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。 2、校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通

37、平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。七、聯(lián)軸器的選擇在軸的計算中已選定了聯(lián)軸器型號。輸入軸選lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250000，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm，z型軸孔。輸出軸選選lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250000，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm，z型軸孔。八、潤滑與密封齒輪采用浸油潤滑，由機械設計表10-11和表10-12查得選用100號中負荷工業(yè)閉式齒輪油（gb5903-1995），油量大約為3.5l。當齒輪圓周速度時，圓錐齒輪浸入油的深度至少為半齒

38、寬，圓柱齒輪一般浸入油的深度為一齒高、但不小于10mm，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3050mm。由于大圓錐齒輪，可以利用齒輪飛濺的油潤滑軸承，并通過油槽潤滑其他軸上的軸承，且有散熱作用，效果較好，當然也可用油脂潤滑。密封防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。九、減速器附件的選擇以及箱體結構尺寸的確定由機械設計課程設計選定通氣帽為；油標為壓配式圓形的油標a20jb/t 7491.1-1995；外六角油塞及封油墊；箱座吊耳，吊環(huán)螺釘為螺釘gb825-88）m16；啟蓋螺釘m8。 鑄鐵減速器箱體結構尺寸如下表部位名稱符號公式尺寸值箱座厚度8箱蓋厚度8箱座凸緣厚度12箱蓋凸緣厚度12箱座

39、底凸緣厚度20地腳螺栓直徑20地腳螺栓數(shù)目6軸承旁連接螺栓直徑15箱蓋和座連接螺栓直徑10聯(lián)接螺栓的間距150-200200軸承端蓋螺釘?shù)闹睆?視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑15至外箱壁距離26至凸緣邊緣距離24軸承旁凸臺半徑24凸臺高度40外箱壁至軸承座端面距55大齒輪頂圓與內機壁距8齒輪端面與內機壁距離8箱蓋、箱座肋厚7高速軸軸承端蓋外徑111中間軸軸承端蓋外徑122低速軸軸承端蓋外徑128軸承旁連接螺栓距離120十、設計小結 這次關于帶式運輸機上的兩級圓錐-圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎.機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、互換性