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 2801.3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 。%51.4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；7、减速器箱体，润滑及附件的设计；8、装配图和零件图的设
2、计；9、设计小结；10、参考文献；二、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结果机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计234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
3、(2) 电动机输出功率 d考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为dP= w/ 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即=0.83352431-滚动轴承传动效率取 0.99 -圆锥齿轮传动效率取 0.951 2-圆柱齿轮传动效率取 0.97 -联轴器效率取 0.99 -卷筒效率取 0.96 5dP= kw50.83961.250FV/1（3）确定电动机的额定功率 ed因载荷平稳，电动机额定功率 P略大于 d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
4、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1d 2=(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、F=2500NV=1.6m/s=0.833dP=5kwed=5.5kwwn=109.2r/min机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计32重量、价格及总传动比。设计计算及说明结果表 2 电动机方案比较表（指导书 表 19-
5、1）电动机转速（r/min）方案 电动机型号额定功率（kw）同步 满载电动机质量（kg）传动装置总传动比1 Y132M2-6 5.5 1000 960 73 8.792 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，选定电动机型号为 Y132M2-63.2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/mwin=960/109.2=8.792、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约 ，低速级为圆柱齿轮传动其i.2501传动比可大些。所以可取=2.2 =41i2i3.3计算传动装置的
6、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） =960r/minn0/im =960/202=436.36r/min1 / =436.36/4=109.2r/min2iIVn=109.2r/min2、各轴输入功率IedP=4.95kw41I. =4.655kw 23II=4.47kwIVP= I. =4.38kw41选 Y132M2-6型电动机 =2.21i=42=960n=436.36IV=109.2r/minIP=4.95 kwI=4.65 kwI=4.47 kwIVP=4.38 kw机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计43、各轴转矩 950IIPTn=49.24N.
7、m设计计算及说明结果950IIPTn=101.88N.mII=390.92N.m 950IVIVPTn=383.04N.M将计算结果汇总列表如下表 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(Nm)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
8、） ）已知输入功率为 IP=4.655kw、小齿轮转速为 =436.36r/min、齿数比为n4。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。小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮：45钢（调质）240 HBS7级精度机械设计课程设计：二级圆锥
9、-圆柱齿轮减速器设计5（3)选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿数 初选螺旋角 。2z18z412142、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算设计计算及说明结果2131 )(2HEdtt ZuTK（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 1tk=1.62）查教材图表（图 10-30）选取区域系数 HZ=2.4353）查教材表 10-6选取弹性影响系数 E=189.8 12MPa4）查教材图表（图 10-26）得 1a=0.765 =0.88 12a=1.6455）由教材公式 10-13计算应力值环数N =60n j =60436.361（3830010）=1.88510 h1hL 9N =0.471
10、X10 h296）查教材 10-19图得：K =0.9 K =0.95127）查取齿轮的接触疲劳强度极限 650Mpa 550Mpa Hlim1Hlim28）由教材表 10-7查得齿宽系数 d=19）小齿轮传递的转矩 1T=95.510 =9550X4655/436.36=101.88N.m52/nP10）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: = =0.9650=585 H1SKHN1limMa = =0.95550=522.5 22li P许用接触应力为 aHH75.3/)(21（2）设计计算1）按式计算小齿轮分度圆直径 1td213 )(
11、HEdtt ZuTK1tk=1.6HZ=2.435E=189.8a=1.645K =0.9 1K =0.952650Hlim1Mpa 550li2Mpad=1T=101.88N.mH=553.75 MPa机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计6= m67.5)7.5381942(645.1082 23 2）计算圆周速度 1.27m/sVndt3）计算齿宽 b及模数 ntm设计计算及说明V=1.27m/结果b= d1t=1.5567=55.67mm=nt mZt 45.21cos67.5cos14) 计算齿宽与高之比 hb齿高 h= =2.252.455=5.24ntm25.= =10.
12、62hb4675) 计算纵向重合度 =0.318 d1Ztan=0.318X1X22tan =1.744146) 计算载荷系数 K系数 A=1，根据 V=1.27m/s，7 级精度查图表（图 10-8）得动载系数v=1.08查教材图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数 HFK=1.4由教材图表(表 10-4）查得 1H=1.420查教材图表（图 10-13）得 F=1.32所以载荷系数AVHK=2.1477) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 1d3ttd= m4.6.726.538) 计算模数 1nm= Z7.21cos4.cos3、按齿根弯曲疲劳强度设计=2.455ntm=10.62h
13、b=1.744HFK=1.41H=1.420FK=1.321d=61.4mm1nm=2.7 mm机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计73cos 由弯曲强度的设计公式 设计nm)(cos2123FSadYZKT（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数 AVFK=1.992）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=0.883）计算当量齿数 =24.08 1vZ设计计算及说明1VZ=24.08结果332/cs8/cs14V=96.334）查取齿形系数 查教材图表（表 10-5） 1FY=2.6476 ， 2FY=2.187345）查取应力校正系数 查
14、教材图表（表 10-5） S=1.5808 ， S=1.786336）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 10-18）取弯曲疲劳寿命系数 K =0.85 K =0.88 1FN2FN8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 EFS得 =F1 71.354.1208SKFN =2 29）计算大、小齿轮的 FSY，并加以比较 01326.7.315864.21FSY大齿轮的数值大.选用.54.2S（2）设计计算2VZ=96.331FY=2.64742=2.1871
15、S=1.58082Y=1.78631FNK=0.852=0.881FE=315.72=251.4机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计81）计算模数mmn 87.1645.12054.cos80.19.223 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳n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 m =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强n度算得的分度圆直径 d =61.4 来计算应有的齿数.12）计算齿数 z =
16、=29.78 取 z =30 那么 z =430=120 n4cos.612设计计算及说明m =2mmnz =301z =1202结果4、几何尺寸计算（1）计算中心距a= = =155cos2)(1nmz14cos2)03(m（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 3514203arcs21 )()(n因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.khZ（3）计算大.小齿轮的分度圆直径d = =621592.14cos30nmzmd = =2482.n（4）计算齿轮宽度B= m62162B7（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
17、 252mm 采用腹板式结构其零件图如下a=155mm=3514d =621md =2482671B2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 =436.36r/min、齿数比为 2.2n由电动机驱动。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）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
18、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 ,则大齿轮齿数 25z15z2.12、按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式： 1td 32122.9(0.5)EFRZKTu（1） 、确定公式内的各计算值1）试选载荷系数 1tk=1.82）小齿轮传递的转矩 T=95.510 =49.24KN.Mm51/nP3）取齿宽系数 0.3R4）查图 10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 650Mpa 大齿轮的Hlim1接触疲劳极限 550Mpa Hlim25）查表
19、10-6选取弹性影响系数 EZ=189.8 12MPa25z11tk=1.80.35R机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计106）由教材公式 10-13计算应力值环数N =60n j =609601（3830010=4.147210 h1hL 9N =0.47110 h297)查教材 10-19图得：K =0.89 K =0.9128)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: = =0.89650=578.5 H1SHN1limMPa设计及设计说明89.0K1HNK =0.92 =H1578.5 MPa结果 = =0.9550=495
20、H2SKHN2limPa（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1tdm2.85.3.0513.04928.49582.32 2）计算圆周速度 V4.28m/s160nt3）计算载荷系数系数 AK=1，根据 V=4.28m/s，7 级精度查图表（图 10-8）得动载系数v=1.15查图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数 HFK=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表 10-9得 =1.25的Hb=1.5X1.25=1.875FH得载荷系数 AVHK=2.1564）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得3ttd= m5.908.162.535）计算模数 M.20.9z
21、1m =495H2Pa1td=85.22mmV=4.28m/sK=2.156=3.62mmMt机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计113、按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式：m 3124(0.5)FaSRYKTzu（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数 AVF=1X1.15X1X1.875=2.1592）计算当量齿数=27.41v1cosZ设计及设计说明K=2.159结果=133.52v2cs3）由教材表 10-5 查得齿形系数56.1FY153.2FY应力校正系数 04S86S4) 由教材图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的aFEMP201弯曲疲劳强度极限 a
22、FEMP25) 由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K =0.83 K =0.851FN2FN6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 .4S，得 =F1 aFENMPSK28.30.1580 =F2 aF6.4.27) 计算大小齿轮的 ,并加以比较FSaY013.28.306451a72FSY大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.562.1FY304.1S862YaFEMP51402K =0.831FNK =0.852机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计12（2）设计计算mm68.21.253.0135.06074962取 M=2.75mm对比计算结果，由齿面接触
23、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度圆直径 d =90.50 来计算应有的齿数.1m设计及设计说明M=2.75mm结果计算齿数 z = 33 取 z =33 那么 z =2.233=731124、计算几何尺寸（1） d = =90.75 1375.2mz（2） d = =200.752（3） =24.211darcot03912435（4） 06912（
24、5） mm65.1092.dR121 （6） =38.37圆整取 =36mm =41mmbB1（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z =33 1=332d =90.751d =200.75203914652R=109.65mm=41mm1B=36mm2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5、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 和转矩nTI=4.95 kw =960r/min =49.24
25、N.M2、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m87.45.01dRm）（ 则 NTFt 35.1.926.anr1cos.7it0圆周力 t、径向力 r及轴向力 aF的方向如图二所示 Ft=1315.35NFr=436.25NFa=197.19N机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计14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（第八版） 表 15-3，取 012A，得设计计算及说明 结果mm35.1960.42nPd33I0min输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 2d，为了使所选的轴直径 1
26、2d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 caATK，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化很小，故取 .3A，则2caATK=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定轴的各段直径和长度12d=30mm机械设计课程设计：二级圆锥
27、-圆柱齿轮减速器设计151） 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 。左端用轴端挡圈定位，12 段长度应适当小于 L所以取m37d2=58mm1L2） 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 13-1m37d2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40mm 90mm 25.25mm所以 而 =25.25mmT Dd40334L设计计算及说明m37d2=58mm1403=25.25mmL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 1
28、3-1查得30308型轴承的定位轴肩高度 ，因此取m49da m49d53）取安装齿轮处的轴段 67的直径 ；为使套筒可靠地压紧轴承， 56367段应略短于轴承宽度，故取 =24mm，5L054）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 3lm，取 =50mm。23L5）锥齿轮轮毂宽度为 50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 由于6172baL，故取 m9845（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m35d676-1查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，同时为m
29、hb810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，67nH半联轴器处平键截面为 与轴的配合为 ；滚mlhb50810k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。m49d5367=24mm，5L40d6=50mm23m1L679845机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计16（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 245，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 右轴承与齿轮间的距离为 54.25mm。 ） （见图四）设计计算及说明载荷
30、水平面 H 垂直面 VNFN65.1NFN13.26支反力 F 972 85弯矩 M mH.3 mMv.74192总弯矩 =100970.1N.mm26.43.15扭矩 T =49.24N.MT结果6、按弯扭合成应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= 16.44Mpa32222 41.).9(7)(XWTMIca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,caP，故安全。5.2输出轴（ 轴）的设计I1、求输出轴上的功率 IP、转速 和转矩nITI=4
31、.47 kw =109.2r/min =390.92N.MI2、求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为mzd248而 NTFt 58.319069.anrcos74.820tM=2.0mm 3514Ft=3152.58NFr=1185.69NFa=820.74N机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计17Ma THVMT圆周力 tF、径向力 r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 012A，得m6.38.947nPd33I min输出轴的最小直径为安装联轴器的直径 1
32、2d，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 ，查KAca机设计计算及说明md6.38in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=13 390.92=508.196N.MTKAca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 140dm，所以取 40mm，半联轴器长度 L=112mm，半联21d轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm。40mm21d机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计184、轴的结构设计（1) 拟定轴上零件的装配方案
33、（见图七）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 2347dm，1 段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长 度 18L，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 1略短些，现取 128lm。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 2347d，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 30310，其尺寸为 519.5dDTmm
34、， 347850dm，因而可以取 3429.l。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 ，因此取60a60mm。54d3） 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 58mm齿76l轮的轮毂直径取为 55mm所以 55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩76d高度 0.7hd，故取 4hm，则轴环处的直径为 563dm。轴环宽度 14b，取 568l。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
35、端面间的距离 30l故 2350l2347dm18l50mm43d50mm873429.5lm60mmd58mm76l55mm7653dm8l2350l8757.25mm机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计195） 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57.25mm87l86mm 54（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 67d由机械设计（第八版） 表 6-1查得平键截面 160bhm，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
36、中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为设计计算及说明86mm54l结果 ；同样半联轴器与轴的连接，选用平键 12870m，半联轴器67nH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k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 24，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
37、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，取载荷 水平面 H 垂直面 VNFN49.21NFN1.371支反力 F 03452弯矩 M mH.65 mMv.89总弯矩 =155050N.mm2217扭矩 T =390.92N.MIT机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计200.6，轴的计算应力=16.9mpa32222 51.0)6.9()(XWTMIca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,caP，故安全。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
38、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 3337.2504610mdW抗扭截面系数 92t截面右侧弯矩 NMVH.32截面上的扭矩 =390.92N.MIT截面上的弯曲应力 102734.15b PaW截面上的扭转切应力 97.820.4TM轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-1查得 640bPa 1275MPa
39、15Pa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 2.036rd， 61.5Dd，经插值后查得.94又由机械设计（第八版） 附图 3-2可得轴的材料敏感系数为机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计210.82q 0.85q故有效应力集中系数为 1()1.2(.1).908546kq由机械设计（第八版） 附图 3-2的尺寸系数 .，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得表面质量系数为 .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 .912.8606.1.4.583.kK又取碳钢的特性
40、系数为 0.1.5计算安全系数 caS值 12723.4.86410.5.862315.7.52.40.2amcaKS SS故可知安全。（3）截面左侧抗弯截面系数 3335.167.01. mdW抗扭截面系数 252t机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计22截面右侧弯矩 mNMVH.7130222截面上的扭矩 =390.92N.MIT截面上的弯曲应力 102736.5b PaW截面上的扭转切应力 91.732TM设计计算及说明 结果过盈配合处取 0.8k3.14则 2.5k故有效应力集中系数为又取碳钢的特性系数为13.43.20912.5.6Kk计算安全系数 caS值127513.8
41、3.69.675.80.22198.01.523.amcaSKS S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 T4.65P kw =436.36r/min =101.88N.M机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计232、求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为mzd621101836tantan20136coscos452818.trtTFN已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 设计计算及说明mzd623514186traFN结果2 2(10.5)(10.5).73(10.5)16.mRtRdZ m2223834.6tancos.tancos6
42、48.i120i503trTFNN圆周力 1t、 2t，径向力 1rF、 2及轴向力 1aF、 2的方向如图八所示2165.md223048.traFN机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计24图八、中间轴受载荷图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 40Cr（调质） ，根据机械设计（第八版） 表 15-3，取 01A，得 304.65min2.1dAm，中间计计算及说明in24.1dm结果轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 12d和 564、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
43、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 12564.21dm，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 30306，其尺寸为 370.dDTm， 125630d。 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 2345d，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 Lm，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 238l，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.
44、7hd，故取 4h，则轴环处的直径为 34dm。1230dm562345d8lm3456l12.7340m机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计253）已知圆柱直齿轮齿宽 167Bm，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 453l。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 1253.7lm3420lm564.7lm（3）轴上的周向定位设计计算及说明564.7lm结果圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 23d由机械设计（第八版） 表6-1查得平键截面 108bhm，
45、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 108bhm，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 245，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，在确定支点时查得 30310型的支点距离 a=15.3mm。所以轴承
46、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 VNFN3.192NF19.52支反力 F 5840N603弯矩 M mH.612mMv.812473.总弯矩 =171853N.mm226705814机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计266、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.，轴的计算应力为设计计算及说明扭矩 T =101.88N.mmT结果2()17.852(0.61.8)24.53caMT MPaW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117,caP，故安全。6、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30308，其尺寸为 4925.dDTm，轴向力 197.aFN，0.35e，Y=1.7，X=0.4则1268.5,07.4FrNr则 1122.01.937465.drNYF则 2180.965adaNF则载荷 水平面 H 垂直面 VN.1 N3.261支反力 F 92 85机械设计
