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计算说明书
题 目 二级圆锥圆柱齿轮减速器
专业班级
学 号
学生姓名
指导教师
西安文理学院
2011年 12月 29日
西安文理学院 2009机械设计制造极其自动化专业 1
西 安 文 理 学 院
机械设计课程设计任务书
学生姓名 专业班级 机械设计制造及其自动化 学 号
指导教师 职 称 教研室 机械
题目 设计带式运输机传动装置 编号 Z-10 传动系统图:
原始数据:
工作条件:
连续单向运转,工作时有轻微振动,小批量生产,单班制工作,使用期限 10年,运输带速度允 许误差为±5%
要求完成:
1. 减速器装配图 1张(A2) 。
2. 零件工作图 2张(箱体和轴) 。
3. 设计说明书 1份, 6000-8000字。
开始日期 2011年 12月 5日 完成日期 2011年 12月 29日
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圆锥圆柱二级减速器
机械设计课程设计
计算说明书
题 目 二级圆锥圆柱齿轮减速器
专业班级 2009级机械设计制造及其自动化 2班
学 号 08102090232 学生姓名 宋显军
指导教师 刘凌 周毓敏
西安文理学院
2011年 12月 29日
西 安 文 理 学 院
机械设计课程设计任务书
学 生 姓 名 宋 显 军 专 业 班 级 机 械 设 计 制 造 及 其 自 动 化 学 号 08102090232
指导教师 刘凌 周毓敏 职 称 副教授 教研室 机械
题目 设计带式运输机传动装置 编号 Z-10 传动系统图:
原始数据:
工作条件:
连续单向运转,工作时有轻微振动,小批量生产,单班制工作,使用期限 10年,运输带速度允 许误差为±5%
要求完成:
1. 减速器装配图 1张(A2) 。
2. 零件工作图 2张(箱体和轴) 。
3. 设计说明书 1份, 6000-8000字。
开始日期 2011年 12月 5日 完成日期 2011年 12月 29日
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二级圆锥圆柱减速器
目录
1.机械设计课程任务书……………………………………………1 2.各主要部件选择……………………………………………………2 3.电动机选择…………………………………………………………2 4.分配传动比…………………………………………………………3 5.传动装置各轴的运动和动力参数计算……………………………3 6.设计斜齿圆柱齿轮…………………………………………………4 7.设计直齿圆锥齿轮…………………………………………………9 8.减速器轴及轴承装置、键的设计…………………………………13
8.1 I轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计………………………13
8.2 II轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计……………………16
8.3 III轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计……………………19 9(轴承的校核………………………………………………………25
9.1输入轴滚动轴承计算…………………………………………25
9.2中间轴滚动轴承计算…………………………………………26
9.3输出轴滚动轴承计算…………………………………………27 10.键联接的选择及校核计算……………………………………27
10.1 输入轴键计算………………………………………………27
10.2 中间轴键计算………………………………………………28
10.3 输出轴键计算………………………………………………29 11.箱体结构尺寸……………………………………………………29 12.润滑与密封………………………………………………………30 13.减速器附件的选择………………………………………………31 14.设计小结…………………………………………………………31 15.参考文献…………………………………………………………31
《机械设计》课程设计任务书(1) 一. 设计题目
设计铸工车间一混沙机上用的二级圆锥圆柱齿轮减速器。混沙机由交流电动机带动，单班制工作，工作时经常满载、有轻微振动，工作年限为五年。 碾轮上的阻力矩为T，碾轮轴的转速n=40 r,min (设计时允许有?5%的偏差)。
2000 2200 2400 2600 2800 3000 3200 3400 3600 3800 4000 4200 T(N.m)
任务分配
4300 4400 T(N.m)
任务分配 二 设计要求
1. 设计传动装置中的各传动零件;
2. 完成两级圆锥圆柱齿轮减速器的设计、绘制装配图;
3. 用计算机绘图，绘制小圆锥齿轮及相应的主动轴零件图;
4. 编制设计计算说明书一份。
注:混沙机上一对圆锥齿轮的传动比通常取为3,4。
三 传动配置示意图
1 电动机
2 联轴器
3 减速器
4 联轴器
5 开式圆锥齿轮传动
6 混沙机碾轮
第 1 页
2.各主要部件选择
部件 因素 选择 动力源 电动机
选用斜齿轮 圆柱齿轮 斜齿传动平稳
轴承 主要承受径向力和轴向力 圆锥滚子轴承 联轴器 前者为减小起动载荷，缓和冲击;后者因有弹性柱销联轴器
轻微振动，需有较好的综合位移补偿能力 齿式联轴器 锥齿轮 输入轴和输出轴为相交轴线 直齿圆锥齿轮
3.电动机的选择
目 设计内容 结果 的
选用Y系列三相笼型类异步电动机，全封闭由于电动机的工作状况:单班制工作，工作时经常满载，有轻微振动 型 自扇冷式结构，额定
电压380V
电动机所需功率为nw,40r/minT,2400N*m
P,T*nw/9550,10.052kw由[3]式(2.2)工作机所需有效功率为 p,13.106KW d25 从电动机到混沙机碾轮间的总效率,,,1,,2,,3,,4,,5,
由[2]表1-5 联轴器效率 滚子轴承,,,,,？？,2,0.98
功
,,0.95圆锥齿轮传动 圆柱齿轮传动,,0.97 率 34
,,0.94开式锥齿轮传动 5
由[3]式(2.4)电动机所需功率为
P10.052w P,,,13.106KWd25,0.99*0.98*0.95*0.97*0.94,
根据电动机类型、容量和转速，由[2]表12-1查得电动机型号为Y160L-4 选用电动机型号为
额定功率p=15kW，满载转速 1460r/min。基本符合题目要求。 Y160L-4 型
号
第 2 页
4、分配传动比
设计内容 结果
ndi,传动系统的总传动比。其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统 ,nw
的总传动比等于各级传动比的连乘积;是电动机的满载转速，r/min;n为nw d 碾轮轴的转速，r/min。
计算如下, ,1460r/min,40r/minnndw
ndi, 由[3]式(2.6)=36.5 , i,36.5n,w
分配传动比: i,i*i*i,i*i*3,12312
在二级减速器中，两级的大齿轮直径尽量相近，以利于浸油润滑。圆柱齿轮
,3传动比<6，常用3~5。锥齿轮传动比，常用2~3。取则i,3>
i =3 1 i,36.5/(3*3),4.0562
i=4.056 2
i,3 35.传动装置各轴的运动和动力参数计算
设计内容 结果 5.1各轴转速
,,1460r/min,1460r/minI轴转速 nnnIdI
,486.667r/min1460nnIII,,,486.667r/minII轴转速 nII3i1
,119.987r/min486.667nnIIIII,,,119.987r/minIII轴转速 nIII4.056i2
n,39.996r/minn,n/i,39.996r/min,n,40r/min碾轮转速 III3w碾轮碾轮
设计内容 结果
第 3 页
5.2各轴的输入功率 ,12.975KWpI,,13.106，0.99,12.975KW pp,Id1
,,12.975*0.98*0.95,12.080KW ,12.080KWpp,,pIII23II
,,12.080*0.98*0.97,11.483KW ,11.483KWpp,,pIIIII24III
5.3 各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩 T,9550*P/n,9550*13.106/1460,85.728N,mddd
T,T*,,85.728*0.99,84.871N,mId1
T,84.871N,mI,,T,Ti,237.045N,mIII231
T,237.045N,m,, T,Ti,913.959N,mIIIIIII242
T,913.959N,mT,T,,,i,2500.559N,mIIIIII1253碾轮
T,2500.559N,m碾轮误差，符合条件。 ，，,,2500.559,2400/2400,4.19%,5%
轴名 转速(r/min) 功率(kw) 转矩(N*m) 传动比
电动机轴 1460 13.106 85.728 1
I轴 1460 12.975 84.871 1
II轴 486.667 12.080 237.045 3
III轴 119.987 11.483 913.959 4.056
碾轮轴 39.996 10.472 2500.559 3
6.设计斜齿圆柱齿轮
设计内容 结果
1(选精度等级、材料及齿数，齿型
1(确定齿轮类型(两齿轮均为标准圆柱斜齿轮
2)材料选择(由[1]表10-1，选小齿轮材料为,,,,(调质)，硬度为,,,,,,,,14 ,，大齿轮材料为,,钢(调质)，硬度为,,,HBS，二者材料硬度差为,,HBS。
Z=18 1,)混沙机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度 Z=73 2
i4)选小齿轮齿数,,18，大齿轮齿数,,?,,4.056×18=73.008,取Z=73。 12122
第 4 页
,5)选取螺旋角。初选螺旋角 ,,14 2(按齿面接触强度设计
，12kTZZ2itHE123按[1]式(10,21)试算，即 ()d,, t1,,[],d,Hi2 K,1.6t,)确定公式内的各计算数值
(,)试选K,1.6 t
(,)由[1]图,,,,,，选取区域系数 Z,2.433H
(,)由[1]图,,,,,查得 ,,0.72,,0.85,1,2
,=1.57 ,
,,,，,,1.57,,1,2 (,)已知小齿轮传递的转矩
T=237045N1,237.045N,m,237045N,mmT1 m
,,1,,1 (,)由[1]表,,,,选取齿宽系数 dd
1/2Z,189.8MPaE1/2(,)由[1]表,,,,查得材料的弹性影响系数 Z,189.8MPaE (7) 由[1]图,,,,,,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
,,600MPaHlim1,,550MPa,,600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2Hlim1
,,550MPa(,)由[1]式,,,,,计算应力循环次数 Hlim2
8,60j,60，486.667，1，(8，5，300),3.504，10 8NnLh11,3.504，10N1
7,8.639，10N27N1,,8.639，10 N24.056
K,0.96K,0.96HN1HN1(,)由[1]图,,,,,查得接触疲劳强度寿命系数 K,0.98K,0.98HN2HN2(,,)计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为,,，安全系数为S=1，由[1]式,,,,,得
[,],K,/S,0.96，600,576MPaH1HN1lim1
[,],576MPaH1[,],K,/S,0.98，550,539MPa H2HN2lim2[,],539MPaH2
[,],([,]，[,])/2,557.5MPa HH1H2 [,],557.5MPaH
第 5 页
,)计算
(,)试算小齿轮分度圆直径d，由[1]式子(10-9a)计算公式得 1t
d=48.69mm 1t22，1.6，2370455.0562.433，189.8,,3 ,，，,74.48mm,,dt11，1.574.056557.5,,
(,)计算圆周速度 v=3.72m/s
,dn1t1 v,,1.90m/s 60，1000
m (,)计算齿宽,及模数 ntb=74.48mm
b,,74.48mm,4.01mmdm,d1tt
cos,d1t ,,4.01mmh=9.0225mm mtz1
=8.25 bh/h,2.25,9.0225mmmnt bh,8.25
,=1.427 ,
(,)计算纵向重合度, ,
.25 K,1A,,,0.318,Ztan,,0.318，1，18，tan14,1.427 ,d1
K,1.08 v (,)计算载荷系数K
K,1.461 K,1 由[1]表10-2查得使用系数.25 H,A
根据v=1.90m/s，8级精度，由[1]图,,,,查得动载荷系数K,1.40 F,K,1.08 v
K,K,1.4 由[1]表,,,,用插值法，查得八级精度小齿轮相对支承非对称布置时 H,F,
K,1.461 H,
K=2.76129 K,1.40 由[1]图,,,,,查得 F,
K,K,1.4 由[1]表,,,,查得斜齿轮 H,F,
故载荷系数 K,,1.25，1.08，1.4，1.461,2.76129KKKKAVH,H,
(,)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由[1]式,,,,,,得
3,K,89.34mm ,89.34mmddKdtt111(,)计算模数m
第 6 页
cos,d1 m,,4.82mmm=4.82mm
z1
3(按齿根弯曲强度设计
2,2cosKTYYY,1FaSa3 ,,由[1]式,,,5 ， mn2[,],,ZFd,1 1) 确定计算参数 (,)计算载荷系数
K=2.646 K,,2.646KKKKAVF,F,
(,)根据纵向重合度，从[1]图,,,,,查得螺旋角影响系数 ,,1.427,
Y,0.88Y,0.88,,(,)计算当量齿数
Z=19.70 z1V1,,19.703zv1,cos Z=79.91 V2z2,,79.91z3v2,cos (,)查取齿形系数 Y,2.815Fa1
由[1]表,,,,查得,2.22018Y,2.815 Fa1YFa2 ,2.22018YFa2
(,)查取应力校正系数
,1.76982Y,1.547 由[1]表,,,,查得 Y,1.547 Sa1Sa1YSa2
,1.76982YSa2,,500MPa (,)由[1]图,,,,,;查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1
,,380MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 (,)由[1]图,,,,,查得弯曲疲劳寿命系数
K,0.90K,0.92 FN1FN2
[],=321.4F1
(,)计算弯曲疲劳许用应力 3MPa
取弯曲疲劳安全系数S,1.4，由[1]式,,,,,得 [],=249.7F2K0.90，500,FN1FE1[],,,321.43MPa , F1S1.41MPa
K0.92，380, FN2FE2[],,,249.71MPa , F2 S1.4
第 7 页
YYFaSa (,)计算大小齿轮的并加以比较 ,,,F
YYFa1Sa1 ,0.01355 ,,,F1
YYFa2Sa2 ,0.01574 ,,,F2 大齿轮的数值大
(10)设计计算
2,2KTYcosYY,1FaSa3m,,,3.23mm n2,[],,ZFd,1
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的mn 法面模数。取=4mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接=4 mmnn触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由Z,21,89.34mm1d1
dcos, Z,8512Z，取，则取85。 ,,21.67Z,21Z,4.056，21,85.176112mn 4.计算中心距 a=219mm
(Z，Z)m12n 将a圆整为219mm。 a,,218.49mm ,2cos
，，Z，Zm ,12n,,arccos,1431'31" 5.按圆整后的中心距修正螺旋角 2a,,,1431'31"
,,K,Z因螺旋角改变不多，故参数等不必修正 ,,H
6.计算大、小齿轮的分度圆直径
21，4mz1n ,,,86.77mm,d1d=86.77mm ,coscos1431'31"1
85，4mz2n ,,,351.23mmd,2,351.23mmd2,coscos1431'31"
7.计算齿轮宽度
b,,d,1，86.77,86.77mm d1
BBB圆整后取=85mm =90mm =85mm 212
第 8 页
8.结构设计 =90mm B1因大齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜;小齿轮采用实心结构。
7.设计直齿圆锥齿轮
设计内容 结果
1(选精度等级、材料及齿数，齿型
1)确定齿轮类型(两齿轮均为标准直齿锥齿轮
2)材料选择(小齿轮材料为,,,,(调质)，硬度为,,,,,,，大齿轮
材料为,,钢(调质)，硬度为,,,HBS，二者材料硬度差为,,HBS。 =24 Z1,)圆锥圆柱减速器为通用减速器，其速度不高，故选用8级精度 Z=72 2
4)选小齿轮齿数,,,,，大齿轮齿数,,,?,,3×24=72。 1121 2(按齿面接触疲劳强度设计
由[1]设计计算公式,,,,,进行试算，即
kTZ2t1E3d,2.92,() 1t2,(1,0.5,)i[,]RR1H
,)确定公式内的各计算数值
K,1.8(1)试选载荷系数 t
K,1.8 t(2)已知小齿轮传递的转矩
,84871N,mm T1
,,1/3(3)由[1]表,,,,选取齿宽系数 d,,1/3 d
(4)由[1]表,,,,查得材料的弹性影响系
第 9 页
1/2 ZMPa,189.8E1/2 ZMPa,189.8E
(5)由[1]图,,,,,,按齿面硬度查得
,,600MPaHlim1
小齿轮的接触疲劳强度极限 ,,600MPaHlim1
,,550MPaHlim2大齿轮的接触疲劳强度极限 ,,550MPaHlim2 (,)由[1]式,,,,,计算应力循环次数
9,1.0512，10N19,60,60，1460，1，(8，5，300),1.0512，10j8NnL11h,3.504，10N2
8N 1,,3.504，10N23
K,0.92HN1(,)由[1]图,,,,,查得接触疲劳寿命系数
K,0.92K,0.96 K,0.96HN1HN2HN2(,)计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为,,，安全系数为S=1，由[1]式,,,,,得
[,],552MPaHK0.92，600,HN1lim1[],,,552MPa ,H1S1
K0.96，550,HN2lim2[],,,528MPa ,H2[,],528MPaH2S1
,)计算
d[,](,) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值 1tH
kTZ 2t1E3d,2.92,(),89.12mm 1t2 ,(1,0.5,)i[,]RR1H
(,) 计算圆周速度v ,89.12mmd1t
', dn1t1v,,6.81m/s v,6.81m/s 60，1000
(,) 计算载荷系数K
K,1.23 vv,6.81m/s 根据，8级精度，由[1]图,,,,查得动载荷系数
K,1.23 v
第 10 页
由[1]表,,,,查得 直齿.2 KK,,1HF,,
K,K,1.875H,F, 由[1]表,,,,查得使用系数.25 K,1A
由[1]表,,,9，用插值法查得8级精度、大齿轮两端支撑，小齿轮.25 K,1A
悬臂布置时，则 K,1.25K,K,1.5K,1.875H,beH,F,H,beK=3.459
故载荷系数 K,KKKK,3.459AvH,H,
,110.80mmd1 (,)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由[1]式,,,,,,得
3,KK,110.80mm tddt11 (,)计算模数, m=4.62mm
m,dz,4.62mm11 3(按齿根弯曲疲劳强度设计
4KTYYFaSa1设计公式为 ,, m3 222[],(10.5)1,,,，ZuFRR1
,)确定公式内的各计算数值
(,) 由[1]图,,,,,;查得
,,500MPaFE1
,,380MPaFE2小齿轮的弯曲疲劳强度极限,,500MPa FE1
,,380MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2
(,) 由[1]图,,,,,查得弯曲疲劳寿命系数
K,0.86 FN1
K,0.86K,0.90 FN1FN2K,0.90 FN2
(,) 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数为S=1.4，由[1]式,,,,,得 [,],307.14MPaF1K0.86，500,FN1FE1[],,,307.14MPa , [,],244.29MPaF1F2S1.4
K0.90，380,FN2FE2[],,,244.29MPa, F2 S1.4
K=3.459 (,) 计算载荷系数
第 11 页
K,KKKK,1.25*1.23*1.2*1.875,3.459AvF,F,
Y,2.614Fa1(,)查取齿形系数
由[1]表,,,,查得 Y,2.614Y,2.06Y,2.06Fa1Fa2Fa2
(,)查取应力校正系数 Y,1.5915Sa1
由[1]表,,,,查得 Y,1.5915Y,1.97Sa1Sa2
Y,1.97Sa2
YYFaSa (7)计算计算大小齿轮的并加以比较 ,,,F
YYFa1Sa1 ,0.01354 ,,,F1
YYFa2Sa2 ,0.01661 ,,,F2
(8)大齿轮的数值大,选用大齿轮尺寸设计计算
4KTYYFaSa1m,,,3.590mm 3 222,[],(1,0.5,)Zu，1FRR1 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，取m=4mm，已可满足弯曲强度，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来计算应有的齿数。于是d,110.80mm1
由取则 z,28z,84z,d/m,27.71211 4(几何尺寸计算
,)计算分度圆直径 d,112mm1 d,336mm2d,zm,28，4,112mm11 d,zm,84，4,336mm22
,) ,,,1826'6"1 ,,,7133'54"d2,1,,arctan,1826'6"1d 2
,, ,,90,,,7133'54"21
2R=177.09mm u，1R,d,177.09mm,) 1 2
第 12 页
,)计算齿宽
B,60mmB,60mm122圆整取 b,,R,177.09，,59.03mm 1R3B,65mmB,65mm11
5)机构设计
小锥齿轮大端齿顶圆直径小于160mm，故采用实心结构;
大锥齿轮大端齿顶圆直径小于500mm，大于300mm，故采用带加强肋的腹板式结构。加强肋厚度。 C,0.8C1
8.减速器轴及轴承装置、键的设计
设计内容 结果
8.1(I轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计
,(输入轴上的功率 转速 p,12.975KWn,1460r/min11
转矩 T,84.871N,m 1
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
1 dm1,d(11,0.5,R),112*(1,0.5*),93.33mm 3
,2T,,20 则 对于的直齿锥齿轮 Z,2.5F,,1818.73NF,1818.73NHttm1d
F,Ftan20:cos,1,209.33N F,209.33Nrtr
F,Ftan20:sin,1,627.99N F,627.99N ata
FtFaFr圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示
输入轴载荷图
第 13 页
3.初定轴的最小直径
选轴的材料为45钢，调质处理。根据表,,,,，取 A,1120
(以下轴均取此值)，于是由[1]式,,,,初步估算轴的最小直径
3 d,Apn,23.20mmmin033 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d.为了使所选的轴12
直径d 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号. 12
联轴器的计算转矩Tca=KT,查[1]表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取A1
K=1.3,则， A
T,KT,110332.3N,mm caA1
按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件。查[2]表8-7，选用LX3
型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N?,,。而电动机轴直径为
d42mm，故联轴器孔径不能太小，取=42mm，半联轴器长度L,112,12
L,112mm,，半联轴器与轴配合的毂孔长度为(Y型) 1
4(轴的结构设计
d ,)拟定轴上零件的装配方案(见下图) =42mm 12
L=112mm
第 14 页
,)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
A、为了满足半联轴器的轴向定位要求，12段轴右端需制出一轴肩，高
，轴肩=52mm。左端用轴端挡圈定位。12dh,(0.07~0.1)d，(1~2)mm 2312
段长度应适当小于L，故取。 L,110mm12
B、选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴=52mm d23承，参照工作要求，并根据=52mm，由[2]中表6-7初步选取0基本游隙组，d23 L,110mm12标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311，其尺寸为d*D*T=55*120*31.5。故
而这对轴承的轴肩均采用轴肩进行轴向定位，由表d,55mmL,31.5mm3434 d,55mm346-7得30311型轴承的定位轴肩直径故。 d,65mmd,65mma45
L,31.5mm34C、取安装齿轮处的轴段67的直径为50mm;为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略小于轴承宽度，故取。 L,30mmd,55mm5656 d,65mm45D、轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂
d,50mm的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=20mm，故 L,50mm6723E、锥齿轮轮毂宽度为65mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于 L,30mm56轮毂宽度，故取，由于故。 L,88mmL,2dL,126mm45674545
d,55mm 3)轴上的轴向定位 56圆锥齿轮的周向定位采用平键连接。按，由[1]表6-1查得平键截d,50mm67 L,50mm23面b*h=14*9，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H7/n6。同样，半联轴器处平键截面L,126mm 45为b*h*l=12*8*100。与轴的配合为H7/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k5。
4)确定轴上圆角和倒角尺寸
,2，45取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。
5、求轴上的载荷(30311型的a=24.9mm。故两轴承间支点距离为139.2mm 右
水平面 轴承与齿轮间的距离为48.9mm。) 188.1F,48.9FNH1NH2
载荷 水平面H 垂直面V
F,F,FNH2NH1tFNH1,638.9NFNV1,431.73N 支反力F FNH2,2457.63NFNV2,,222.4N
Mv1,81208.413N,mm 弯矩M MH,120177.09N,mm Mv2,,10875.36N,mm
22 M,120177.09，81208.413,145042.54N,mm1 总弯矩 22M,120177.09，(,10875.36),120668.17N,mm 2
第 15 页
扭矩T T,84.871N,m
6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据载荷图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
3,,0.6 向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力W,0.1d
为
22 M，(T),1 ca,,9.24MPa, W 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 ,,,,,11,,60,MPaca,,,, ，故安全。
8.2(II轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计
1. 中间轴上的功率 转速 p,12.080KWn,486.667r/minIIII
转矩 T,237.045N,MII 2(求作用在齿轮上的力
已知小斜齿轮的分度圆直径为 d,mz/cos,,86.77mm1
,2TtanIIn F,,5463.75NF,F,2054.31N111trt ,dcos1
F,Ftan,,1415.61N ,1t1
已知大直齿圆锥齿轮的平均分度圆直径
d,d(1,0.5,),mZ(1,0.5,),280mm m22R2R
2TIIF,,1693.18NF,Ftan,cos,,584.64N t2r2t22 dm2
F,Ftan,sin,,194.88N ,2t22 圆周力，径向力，轴向力的方向如图所示
第 16 页
3(初定轴的最小直径 选轴的材料为40Cr，调质处理。
A,110根据[1]表,,,,，取，于是由式,,,3初步估算轴的最小直,
PII3d,A,32.09mmA径取=10，得 中间轴最小直径显然是安装滚动 0min0TII
d,d,55mm1256
dd轴承的直径和。 5612 4.轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案
d,d,60mm2345
第 17 页
l,56mm23
d,74mm34
l,86mm45
l,58mm12
l,48mm34
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 l,60mm56A.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[2]表6-7中初步选取0基本游隙d,d,32.09mm1256 组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311，其尺寸为d*D*T=55*120*31.5，
，这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表6-7得30311的d,d,55mm1256
轴承定位轴肩，因此套筒直径65mm。 d,65mma
B.取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定d,d,60mm2345 位，已知锥齿轮轮毂长L=60mm，为使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略
短于轮毂长，故取l,56mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度23
d,74mm，故取h=7mm，则轴环处直径为。 h,(0.07~1)d，(1~2)mm34
C.已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段B,90mm1
l,86mm应略短于轮毂长，故取。 45 D.齿轮距箱体内壁的距离为a=16mm，大锥齿轮与小斜齿轮的距离为48mm，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l,58mm 12
l,48mml,60mm 3456
3)轴上的周向定位
d圆锥齿轮的周向定位采用平键连接。按由[1]表6-1查得平键截面23
b*h=18*11,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证轮与轴配合有
H7 良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为;圆柱齿轮的周向定位m6
第 18 页
采用平键连接，按由表6-1查得平键截面b*h=18*11，键槽用键槽铣刀d45
加工，长为80mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿
H7 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 m6
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*，轴肩处的倒角可按R1.6-R2选取。 45
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30311型的支点距
离a=24.9mm。所以轴承跨距分别为L1=54.9mm，L2=123mm，L3=81.6mm做出弯矩
和扭矩图。由该图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
FNH1,4840.26NFNV1,177.81N 支反力F FNH2,2316.67NFNV2,1647.48N
MH1,,265730.274N,mmMv1,,32739.84N,mm Mv2,,9761.769N,mm弯矩M MH2,,473990.682N,mmMv3,,61416.24N,mm Mv4,134434.368N,mm 22M,(,473990.682)，(134434.368),492686.28N,mm 总弯矩 扭矩T =237045N.mm T,
6、按弯扭合成应力校核轴的强度
F,5204.33Nt 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F,1956.77Nr
F,1348.39N22,M，(T),,,0.6,,26.78MPa，轴的计算应力为 ,ca W
40Cr 前已选定轴的材料为(调质)，由《机械设计(第八版)》表15-1查得
,,11,,70,MPaca,,, ,,,,，故安全。
8.3.III轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计
第 19 页
,( 输入功率 转速 n,119.987r/minp,11.483KW3III
转矩 T,913.959N,M3 2( 求作用在齿轮上的力
mZ 已知大斜齿轮的分度圆直径为 d,,351.23mm ,cos
2TF,,5204.33Nt d
,,而 F,Ftan20/cos,1956.77Nrt
F,Ftan,,1348.39N,t
圆周力，径向力及轴向力的方向如图
第 20 页
3(初定轴的最小直径
取轴的材料为45钢(调质)。由[1]式15-3，取得轴的最小直径 A,1120
PIII 3d,A,51.23mmmin0 nIII
输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为使所选的轴直径与联轴dd 1212器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。其计算转矩。查[1]表14-1，T,KT caAIII
由于转矩变化很小，故=1.3，则=1188146.7。查[2]表8-3 KT,KTd,55mmN,mmAcaAIII12选用GICL3型齿式联轴器，其公称转矩为2800。半联轴器孔径N,mm
故取=55mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂dd,55mm121 孔长度为112mm(Y型)。 4(轴的结构设计
,)拟定轴的结构和尺寸(见下图)
,)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 A.为满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，轴肩高度d,66mm 23
=5.5mm。故取2-3段的直径d,2h，d=66mm。 h,(0.07~0.1)d，(1~2)231212
1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为保证L,112mm1
L,110mm12轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故12段的长度应比L略短1
些，现取L,110mm 12 B.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，
ddd,66mm参照工作要求，并根据，由[2]表6-7中初步选取0基本游隙组，标==70mm 347823
准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为d*D*T=70*150*38。L,38mm 34ddL,38mm==70mm。因而可以取，右端轴承采用轴肩进行轴向定位，347834
d,82mm 45
d,82mmd,82mm由表6-7查得30314型轴承的定位轴肩高度，因此取。 a45
L,81mm 67C.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90mm，为了使
第 21 页
套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故。齿轮轮 L,81mmd,74mm6767毂直径取为74mm，故。齿轮右端采用轴肩定位，故d,74mmd,85mm6756
b,1.4h。轴环宽度，取。 d,2h，d,85mmL,9mmL,50mm56675623D.轴承端盖的总宽度为40mm。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=10mm，故。 L,50mm23E.齿轮距箱体内壁的距离为a=16mm。大锥齿轮与大斜齿轮的距离为c=48mm。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L,69mm78 L,123mm45
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。按由[1]表d,74mm67
6-1查得平键截面b*h=18*11。键槽用键槽铣刀加工长为75mm。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;同样的，半n6
H7联轴器与轴的连接选用平键b*h*l=16*10*100，轴配合为，滚动轴承与轴的k6
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
,2，45 取轴端倒角为，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30314型的支点距离a=30.7mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=75.7mm，L2=207.7mm。做出弯矩和扭矩图。由图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:
载荷 水平面H 垂直面V
FNH1,3814.18NFNV1,2628.51N 支反力F FNH2,1390.15NFNV2,,671.74N
Mv1,198978.207N,mm
弯矩M MH,288733.426N,mmMv2,,139520.398N,mm
22总弯矩 M,288733.426，198978.207,350655.55N,mm
N,mm扭矩T =913959 TIII
第 22 页
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
2bt(d,t)3,,0.6，轴的计算应力 W,0.1d,,36700.682d
2222M，(T),350655.55，(0.6，913959)III ,,,17.74MPaca,W36700.68
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,,,,,11,,60,MPaca,,,,，故安全。
7、精确校核轴的疲劳强度
(1)判断危险截面
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，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，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，由[1]第三章附录可知，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
33W,0.1d,40522.4mm 抗弯截面系数
33 抗扭截面系数 W,0.2d,81044.8mmT
L,45'2 截面右侧弯矩 M,M，,274682.99N.mmL2
N,mm 截面上的扭矩=913959 TIII
截面上的弯曲应力
'M,,,6.78MPa bW
截面上的扭转切应力
TIII,,,11.28MPa TWT
轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 ,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
第 23 页
r2D85版)》附表3-2查取。因，，经插值后查得 ,,0.027,,1.149d74d74
,,2.25,,1.34,,
又由《机械设计(第八版)》附图3-1可得轴的材料敏感系数为
q,,0.82q,,0.85
,k,1，q(,1),2.025,,, 故有效应力集中系数按式([1]附表3-4)为 k,1，q(,,1),1.289,,,
,,,0.69由《机械设计(第八版)》附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数
,,,,,,0.92,,,0.83。轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为
,q,1轴未经表面强化处理，即，则按[1]式3-12及3-12a得综合系数为
11kk,, ,，,1,3.02,，,1,1.64KK,,,,,,,,,,
又取碳钢的特性系数为
,,,0.1,,,0.05
Sca计算安全系数值
,,,1,1SS ,,16.26,,20.03,,K,,,K,,,，，,,,,amam
SS,, S,,12.62,,S,1.5ca22S，S,,
故可知安全。
(3)截面左侧
33W,0.1d,61412.5mm 抗弯截面系数
33Wt,0.2d,122825mm抗扭截面系数
L,45'2M,M，,274682.99N.mm 截面左侧弯矩 L2
N,m 截面上的扭矩=913959 TIII
第 24 页
'M 截面上的弯曲应力 ,,,4.47MPabW
TIII截面上的扭转切应力 ,,,7.44MPaTWT
过盈配合处取
,,kk,0.8,,,,
kk,, 则 ,3.16,2.53,,,,
1k,故有效应力集中系数为 ,，,1,3.25K,,,,,
1k,又取碳钢的特性系数为 ,，,1,2.62K,,,,,
Sca计算安全系数值
,,,1,1SS ,,15.61,,18.93,,K,,,K,,,，，,,,,amam
SS,, S,,12.04,,S,1.5ca22S，S,,
故可知安全。
9(轴承的校核
9.1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
F,627.99N30311，其尺寸为d*D*T=55*120*31.5，轴向力 ，由[1]表13-5a
e,0.35和[2]表6-7得 ，Y=1.7，X=0.4
载荷 水平面H 垂直面V
FNH1,638.9NFNV1,431.73N 支反力F FNH2,2457.63NFNV2,,222.4N
则
F,771.1N,F,2467.7N r1r2
则
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FFr1r2 F,,226.8NF,,725.8Nd1d22Y2Y则
F,F，F,1353.79NF,F,725.8Na1d2aa2d2则
FFa1a2>e，
则 P,XF，YF,2609.883Nr1r1a1
P,F,2467.7Nr2r2
6C106,r=8741200.03h>10h L,()hnP60r
故合格。
9.2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
30311。
e,0.35轴向力 F,1220.73N， ，Y=1.7，X=0.4 a
载荷 水平面H 垂直面V
FNH1,4840.26NFNV1,177.81N 支反力F FNH2,2316.67NFNV2,1647.48N 则 F,4843.52N,F,2842.74N r1r2
FFr1r2F,,1424.56NF,,836.1N则 d2d12Y2Y
F,F，F,2645.29NF,F,1424.56N则 a2d1aa1d1
FFa1a2,0.29,0.93则 第 26 页 则 P,XF，YF,5634.089Nr2r2a2 P,F,4843.52Nr1r1 6C106,r=2016894.28h> 10hL,()hnP60r 故合格。 9.3输出轴轴滚动轴承计算 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 30314. 轴向力 ，e=0.35,Y=1.7,X=0.4 F,1220.73Na 载荷 水平面H 垂直面V FNH1,3814.18NFNV1,2628.51N 支反力F FNH2,1390.15NFNV2,,671.74N 则 F,4632.17N,F,1543.94Nr1r2 FFr1r2F,,1362.4NF,,454.1N则 d1d22Y2Y则 F,F，F,2583.13NF,F,1362.4Na2d1aa1d1 FFa1a2则 P,XF，YF,5008.90N则 r2r2a2 P,F,4632.17N r1r1 6C106,r10hL,()=40280513.25h> hnP60r 故合格。 10、键联接的选择及校核计算 10.1输入轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 第 27 页 该处选用普通平键尺寸为b*h*l=12*8*100，接触长度 'k,0.5h,4mm ，键与轮毂键槽的接触高度。则键联l,100,12,88mm 接的强度为: 32T*10MPa ,,,11.48,[,],110MPapp'kld 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=14*9*56，接触长度'k,0.5h,4.5mm，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接l,56,14,42mm 的强度为: 32T*10 ,,,17.96 ,[,],110MPapp'kld 故合格。 10.2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=18*11*50，接触长度'l,50,18,32mmk,0.5h,5.5mm，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为: 32T*10,,,44.89,[,],110MPa pp'kld 故合格。 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=18*11*80，接触长度'k,0.5h,5.5mml,80,18,62mm，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为: 32T*10,,,23.17,[,],110MPa pp'kld 故合格。 第 28 页 10.3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=16*10*100，接触长度'，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接k,0.5h,5mml,100,16,84mm 的强度为: 32T*10 ,,,79.13,[,],110MPapp'kld 故合格。 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=18*11*75，接触长度'k,0.5h,5.5mml,75,18,57mm，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接 的强度为: 32T*10,,,78.79 ,[,],110MPa pp'kld 故合格。 11.箱体结构尺寸 名称 符号 计算公式 结果(mm) 箱座壁厚 0.02538a，,,8.46 箱盖壁厚 0.02538a，,8 ,1 箱盖凸缘壁12 b1.5, 11 厚 箱盖凸缘厚b 12.69 1.5, 度 箱座底凸缘 21.15 2.5,b2 厚度 地脚螺钉直0.03612a，M20 df 径 地脚螺钉数n 4 a,250n=4时， 目 第 29 页 轴承旁连接M16 0.75ddf1 螺栓直径 盖与座连接M10 (0.5~0.6)ddf2 螺栓直径 连接螺栓d2150~200 150 l 的间距 轴承端盖螺M10 (0.4~0.5)ddf3 钉直径 视孔盖螺钉M6 (0.3~0.4)ddf4 直径 定位销直径 M12 d (0.7~0.8)d2 Df d1 d2至外 34 34 16 C1 箱壁距离 Df d2至凸缘 28 14 C2 边缘距离 轴承旁凸台C2 28 R1 半径 凸台高度 根据低速级轴承座外径确定，以便扳手操120 h 作为准 外箱壁至轴C1+C2+(5~10) 35~40 l1 承座端面距 离 xy、铸造过度尺X=4，Y=20(底)X=4， 寸 Y=15(盖) 大齿轮顶圈16 ,1.2, ,1 与内箱壁距 离 齿轮端面与16 ,, ,2 内箱壁距离 箱盖、箱座肋6.8 7.191 m、mmm,,0.85;0.85,,111 厚 轴承端盖外I轴170 II轴170 III轴210 dD32D+(5~5.5);D-轴承外径 径 s轴承旁连接尽量靠近，以Md1和Md3互不干涉为难，I轴170 II轴170 III轴210 螺栓距离 sD,2一般取 12.润滑与密封 齿轮采用浸油润滑，由《机械设计》表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工 v,12.5m/s业闭式齿轮油(GB5903-1995)，油量大约为4.2L。当齿轮圆周速度时，圆锥 第 30 页 齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm， v,6.81m/s,2m/s大齿轮的齿顶到油底面的距离?20~50mm。由于大圆锥齿轮，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，当然也可用油脂润滑。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。 13.减速器附件的选择 由[2]表11-12，选择套杯;由[2]表7-12选择毡圈，I轴选毡圈50，III轴选毡圈65;由[2]表11-10选择凸缘式轴承端盖;由[2]表11-4选择视孔盖;由[2]表7-11选取外六角螺塞M20*1.5;由[2]表7-10选取杆式游标M12;由[2]表11-3选取箱座吊钩;由[2]表3-18选取吊环螺钉GB/T 825 M20;通气塞由[2]表11-5选取M20*1.5;I轴上的轴端挡圈由[2]表5-3选取GB/T 891 60。 14.设计小结 这次关于混沙机上的两级圆锥-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，对于以前所学的知识也有了更进一步的掌握。为我们以后的工作打下了坚实的基础. 这次的设计，刚开始时，我不知该从何下手，后来通过与同学讨论，查找相关资料信息，慢慢地，有了一些思路。随着我一点一滴的积累，对于此次的课程设计，也是慢慢地完成，进度也是越来越快，感觉越来越熟悉了。到最后，我觉得，对于课程设计的思想，有了深一层的概念。 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课程的理论,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。 15.参考文献 [1](《机械设计》第八版/濮良贵,纪名刚主编;西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著.—8版.—北京:高等教育出版社，2006.5 [2](《机械设计课程设计手册》/吴宗泽.---4版.--北京:高等教育出版社，2012.5 [3](机械设计基础课程设计/赵卫军主编--北京:科学出版社,2010 [4](机械设计课程设计/杨恩霞，刘贺平主编--哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社,2009 [5].机械设计课程设计/唐增宝，何永然，刘安俊主编--2版.--武汉:华中科技大学出版社,1999.03 [6].机械基础综合课程设计/刘会英, 杨志强主编--北京:机械工业出版社,2007 第 31 页 设计计算及说明 一、设计任务书 1.1传动系统示意图 电机→圆锥圆柱齿轮(斜齿)减速器→开式一级齿轮减速→工作机 结果 1—电动机；2、4—联轴器；3—圆锥-圆柱斜齿轮减速器；5—输送带；6—滚筒 1.2原始数据 传送带拉力F(N) 4200 传送带速度V(m/s) 1.00 滚筒直径D（mm） 375 1.3设计条件 1.工作条件：机械装配车间；两班制，每班工作四小时；空载起动、连续、单向运转，载荷平稳； 2.使用期限及检修间隔：工作期限为8年，每年工作250日；检修期定为三年； 3.生产批量及生产条件：生产数千台，有铸造设备； 4.设备要求：固定； 5.生产厂：减速机厂。 1.4工作量 1.减速器装配图零号图1张； 2.零件图2张（箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图）； 3.设计说明书一份约6000～8000字。 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，开式传动的范围是2~4，取中间值3，二级圆柱-圆锥减速器的传动比的范围是10~25. 三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 1 2 3 4 5 6 7 8 大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为207mm 采用腹板式结构其零件图如 图二、斜齿圆柱齿轮 设计计算及说明 结果 已知输入功率为PI=5.31kw、齿轮转速为nΙ=1440r/min、齿数比为2.35，由电 动机驱动。工作寿命8年（设每年工作250天），两班制，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8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45钢（调质）， 硬度为250HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为220HBS，二者材料硬度相差z1=18 30HBS。 （3)选小齿轮齿数z1=18,则大齿轮齿数z2=2.2z1=42.3 取43 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： 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）》） z2=43 9 10 11 12 图三、直齿锥齿轮 13 14 拟定 零件上的装配方案。 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 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 d2=36mm。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取L1=58mm d2=36mm 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=36mm，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 d × D× T=40mm×90mm×25.25mm所以d3=40mm而L3=25.25mm L1=58mm d3=40mm L3=25.25m 设计计算及说明 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da=49mm，因此取d4=49mm 3）取安装齿轮处的轴段67的直径d6=30mm；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取L5=24mm，d5=40mm 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，取L2=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L6=61mm由于 结果 d4=49mm d6=30mm L5=24mm， d5=40mm L2=50mm L6=61mm L4=98mm （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=35mm由《机械设计（第八版）》表6-1 15 Lb≈2La，故取L=98mm 4 16 17 位轴肩高度da=60mm，因此d4=d6=60mm。 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L6=58mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以 d5 =55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d， d4=60mm L6=38mm d6=55mm d5=63 L5=8mm L2=50 L7= 57.25mm L4=86mm 故取h=4mm，则轴环处的直径为d5=63。轴环宽度b≥1.4h，取L5=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l2=50mm = 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L7=57.25mm L4=86mm （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由《机械设计（第八 版）》表查得平键截面b×h 16mm×10mm，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 18 19 设计计算及说明 轴未经表面强化处理，即βq=1，则综合系数为 结果 20 dm2=146.2 Ft2=2T3/dm2=2×297.7/0.1462=4072.50N Fr2 = Ft2·tanα·cosδ2=619.39 Fα2= Ft2·tanα·sinδ2=1346.65 圆周力Ft1、Ft2，径向力Fr、Fr及轴向力Fa1、Fa2的方向如图八所示 1 2 Ft2=4072.5 Fr2=619.39 F α 2=1346.65 dmin=22.59， 结果 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A0=110，得 dmin=22.59 ，中间 计计算及说明 轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d1?2和d5?6 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d1?2 = == d5?6>24.21mm，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d×D×T 30mm×72mm×20.75mm，d1?2 d5?6 30mm。 d1?2=30 d5?6=30mm 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d2?3 d4?5 35mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒 d2?3=35mm d4?5=35mml2?3=38mm 定位，已知锥齿轮轮毂长L=42mm，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=38mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 d3?4=43mm 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=67mm，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=63mm。 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l1?2=53.75mm l4?5=63mm l1?2=53.75 l3?4=20mm l5?6=46.75 结果 l3?4=20mm l5?6=46.75mm （3）轴上的周向定位 设计计算及说明 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 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 结果 十一、设计小结 要熟练的掌握，机械类各种相关的知识和CAD技术。 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,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。 设计计算及说明 十二、参考文献 1、《机械设计（第八版）》濮良贵，纪名刚主编 高等教育出版社 2、《机械设计课程设计》金清肃主编 华中科技大学出版社 3、《机械原理》朱理主编 高等教育出版社 4、《工程制图》赵大兴主编 高等教育出版社 5、《机械设计手册）》 机械设计手册编委 机械工业出版社 6、《机械制图》清华大学出版社 7、《互换性与测量技术基础》 徐学林主编 湖南大学出版社 31 机械设计课程设计 2010-2011第2学期 姓 名：班 级：指导教师：成 绩：日期： 2011 6月 年 目 录 设计目的 ……………………………………………………………3 第一部分 传动方案的总体设计 …………………………………4 第二部分 各齿轮的设计计算 ……………………………………6 第三部分 轴的设计 ………………………………………………10 第四部分 校核 …………………………………………………25 第五部分 主要尺寸及数据 ………………………………………27 参考文献 …………………………………………………………29 心得体会 ………………………………………………………30 1. 设计目的 设计题目6 带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器 1）系统简图 2）工作条件 连续单向运转，载荷较平稳，两班制。环境最高温度350C；允许运输带速度误差为±5%，小批量生产。 3）原始数据 输送带拉力F（N） 2500 输送带速度v（m/s） 1.3 滚筒直径D(mm) 4）设计工作量 （1）设计说明书 （2）减速器装配图 （3）减速器零件图 400 第一部分 传动方案的总体设计 第二部分 各齿轮的设计计算 一、高速级减速齿轮设计 二、低速级减速齿轮设计 第三部分 轴的设计 高速轴的设计 - 11 - - 12 - - 13 - - 14 - 高速轴 - 15 - z a) y x b) MH c) MV d) M T e) 中间轴的设计计算 - 16 - - 17 - - 18 - - 19 - R2V z - 20 - y x MH MV M T a) 低速轴的设计与计算 - 21 - - 22 - - 23 - 低速轴受 力简 z a) R1y x b) MH MV c) M d) e) T - 24 - 第四部分 校核 - 25 - - 26 - 第五部分 主要尺寸及数据 - 27 - - 28 - 参考文献 [1] 孔凌嘉、张春林主编，机械基础综合课程设计。北京理工大学出版社，2004.6，P135. [2] 孔凌嘉、张春林主编，机械基础综合课程设计。北京理工大学出版社，2004.6，P428. [3] 孔凌嘉、张春林主编，机械基础综合课程设计。北京理工大学出版社，2004.6，P167. [4] 孔凌嘉、张春林主编，机械基础综合课程设计。北京理工大学出版社，2004.6，P171. [5] 孔凌嘉、张春林主编，机械基础综合课程设计。北京理工大学出版社，2004.6，P402. [6] 孔凌嘉、张春林主编，机械基础综合课程设计。北京理工大学出版社，2004.6，P337. [7] 孔凌嘉、张春林主编，机械基础综合课程设计。北京理工大学出版社，2004.6，P344. [8] 孔凌嘉、张春林主编，机械基础综合课程设计。北京理工大学出 - 29 - 版社，2004.6，P337. [9] 孔凌嘉、张春林主编，机械基础综合课程设计。北京理工大学出版社，2004.6，P338. [10] 孔凌嘉、张春林主编，机械基础综合课程设计。北京理工大学出版社，2004.6，P402. 心得体会 这次的课程设计对我的学习影响很大，全部依靠自己的力量，从查资料、编写到最后输入，全部都是自己的心血。我觉得自己成长了许多，原来我们可以…… 编写过程中遇到不少困难。是的，我也准备了很多资料，只要是有用的我都会复印过来。期间体验到同学的重要性，一个人总是有他自身的局限性，不能看透所有。同学给了我很大帮助，从他们那里我找到我所需要的，感谢他们！我所面对的困难有两处：刚开始时，我连看自己找到的说明书都有困难。怎么办？看书，看课本和借来的参考书。从中我渐渐了解了编写的步骤，思路变得清晰。第二处是开始做轴的时候。茫然了两天，才有一点头绪。 总结我的编写历程，我认为选择一本好的选择参考书很重要；同时还需高效率的自我管理。 - 30 -二级减速器圆锥斜齿圆柱齿轮减速器
圆锥—圆柱齿轮二级减速器
