机械设计课程设计--二级减速器圆锥齿轮机械设计

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机械设计课程设计

说明书

专业：机械电子工程

2016年12月29日

重庆理工大学

目录

一、任务设计书......................................................................................................................3 二、传动方案的拟订及说明..................................................................................................3 三、选择电动机......................................................................................................................4 四、计算传动装置的运动和动力参数..................................................................................5 五、传动件的设计计算..........................................................................................................6 六、轴的设计计算..................................................................................................................15 七、滚动轴承的选择及计算..................................................................................................34 八、键联接的选择及校核计算..............................................................................................37 九、联轴器的选择..................................................................................................................38 十、减速器附件的选择..........................................................................................................39 十一、润滑与密封..................................................................................................................39 十二、箱体数据......................................................................................................................39 十三、设计小结......................................................................................................................40 十四、参考目录......................................................................................................................40

2

一、任务设计书

设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮齿轮减速器。工作经常满载，空载启动，工作有轻振，不反转，单班制工作。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。（已知带式运输机驱动卷筒的圆周牵引力F=2000N，带速v=1.2m/s，卷筒直径D=320m，设每年工作300天）

二、传动方案的拟订和说明

计算驱动卷筒的转速如下：

nw

601000v6010001.2

71.6r/min

D320

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。

3

2）电动机容量 (1)卷筒的输出功率P

pw

(2)电动机输出功率Pd

Fv20001.2

2.4kw 10001000

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。由课程设计教材表2-5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

故 pd(3)电动机额定功率Ped

由教材查得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，由课程设计教材表2-3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：

p





2.4

2.96kw 0.81

ndni1i2i3859.2~4296r/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：

'

4

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

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

2）分配各级传动比

因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以

nm96013.4 n71.6

i10.25i3.35

圆锥圆柱齿轮减速器传动比

i2

3）各轴转速（轴号见图一）

i13.44 i13.35

5

n1nm960r/minn2n1960r/minn3n4

n2960287r/min i13.35

n328771.6r/mini24

n5n471.6r/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2.96kw

p2p1252.960.990.9882.895kwp3p242.890.962.78kwp4p3232.780.9880.972.66kwp5p420.982.662.63kw

5）各轴转矩

T19550T29550T39550T49550T59550

项目

p1

29.45Nmn1

p2

28.799nmn2

p3

92.627nmn3

p4

355.27nm n4

p5

350.789nmn5

轴1 960 2.96 29.45 1 1

轴2 960 2.895 28.799 1 0.978

轴3 287 2.78 92.63 3.35 0.96

轴4 71.6 2.66 355.27 4 0.958

轴5 71.6 2.63 350.79 1 0.988

转速(r/min) 功率(kw) 转矩(N*m) 传动比效率

五、传动件的设计计算

圆锥直齿轮设计

6

已知输入功率p22.895kw，小齿轮转速960r/min，齿数比u=3.35，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（第九版）》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3.352583.75，取整z284。则

u

z2843.36 z125

2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即

d1t2.923(

ZE

H

)^2

KT1

R(10.5R)^2u

（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

T2

95.510^5p2

28799nmm

n2

3）选齿宽系数R0.33

4）由《机械设计（第九版）》图10-25d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550MPa

5）由《机械设计（第九版）》表10-5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

7

N2

1.382410^9

4.11410^8

3.36

7) 由《机械设计（第九版）》图10-23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

取失效概率为1%，安全系数S=1，得

KHN1Hlim1

0.93600558MPaS

KHN2Hlim2

H20.96550528MPa

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

2

zE

d1t2.923

H

2）计算圆周速度v

KT1R1.05R2u60.03mm 

v

3）计算载荷系数

d1n2

601000



60.03960

601000

3.01m/s

根据v3.01m/s，7级精度，由《机械设计（第九版）》图10-8查得动载系数Kv1.12 直齿轮KHKF1

由《机械设计（第九版）》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（第九版）》表得轴承系数

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d1t

5）计算模数m

K

68.07 Kt

8

m

取标准值m3mm 6）计算齿轮相关参数

d168.072.722mm z125

d1mz132575mmd2mz2384252mm

1arccos

u

u21

2901674Rd1

arccos

3.363.3621

16

u21

131.46mm2

6）圆整并确定齿宽brR0.33131.4643.38mm 圆整取b249mm，b153mm 3、校核齿根弯曲疲劳强度 1）确定弯曲强度载荷系数

KKAKvKFKF1.251.1211.8752.625

2）计算当量齿数

zv1zv2

z125

26.04

cos1cos16

z284

304.78

cos2cos74

3）由《机械设计（第九版）》查得齿形系数

YFa12.60 YFa22.06

应力校正系数

Ysa11.595 Ysa21.97

4）由《机械设计（第九版）》查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa，大齿轮的

弯曲疲劳强度极限FE2380MPa

9

由《机械设计（第九版）》取弯曲疲劳寿命系数KFN10.88 5） 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

F2255.14MPa

S1.4

F

1

7）校核弯曲强度

F

根据弯曲强度条件公式

2KTYFaYSa

F

bm^2(10.5R)^2Z进行校核

F1F2

2KTYFa1YSa1

75.62Mpa 2

b1m10.5Rz1

2KTYFa2YSa2

23.756Mpa 2

b2m10.5Rz2

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2.78kw，小齿轮转速187r/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（第九版）》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

10

4）选取螺旋角。初选螺旋角14

2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即

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

2KtT3u1ZHZE

()^2duH

T3

95.510^52.78

92485.26nmm

287

3）选齿宽系数d1

4）由《机械设计（第九版）》图10-20选取区域系数ZH2.433

5）由《机械设计（第九版）》查得10.765，20.866，则121.631 6）由《机械设计（第九版）》表10-5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287118300104.132810^8N2

N1

1.033210^84

8）由《机械设计（第九版）》图10-25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（第九版）》图10-23取接触疲劳寿命系数KHN10.95,KHN20.98 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

11

KHN1Hlim1

0.95600570MPaS

KHN2Hlim2

0.98570558.6MPaH2

S

H1

H

（2）计算

HH

1

2

2



570558.6

564.3MPa2

1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

2ktT3u1ZHZE21.69248552.433189.83d1t3 

duH11.634564.353.37mm

2）计算圆周速度v

2

2

v

3）计算齿宽b及模数mnt

d1tn3

601000

0.80m/s

bdd1t153.3753.37mmd1tcos53.37cos14

mnt2.25mm

z23

h2.25mnt2.252.255.06mmb53.3710.54h5.06

4）计算纵向重合度

0.318dZ1tan0.318123tan141.824

5）计算载荷系数

根据v0.80m/s，7级精度，由《机械设计（第九版）》图10-8查得动载系数Kv1.02 由《机械设计（第九版）》表10-3查得KHKF1.4 由《机械设计（第九版）》表10-2查得使用系数KA1.25 由《机械设计（第九版）》图10-13查得KF1.34 由《机械设计（第九版）》表10-4查得KH1.42

12

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

d1d1t3

7）计算模数mn

k2.5353.37362.18mm kt1.6

d1cos62.18cos14

mn2.62mm

z123

取mn3mm 8）几何尺寸计算（1）计算中心距

a

(z1z2)mn(2392)3

177.78mm

2cos2cos14

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

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

z1mn233

71.1mmcoscos1359'56''z2mn923d2284.4mm

coscos1359'56'' d1

（4）计算齿轮宽度

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

13

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（第九版）》查得螺旋角影响系数Y0.88 3）计算当量齿数

23

25.17

(cos)^3(cos1359'56'')^3

z292

zv2100.69

(cos)^3(cos1359'56'')^3 zv1



4）由《机械设计（第九版）》查得齿形系数

z1

YFa12.62 YFa22.18

应力校正系数

Ysa11.59 Ysa21.79

5）由《机械设计（第九版）》查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1440MPa，大齿轮的

弯曲疲劳强度极限FE2425MPa

6）由《机械设计（第九版）》取弯曲疲劳寿命系数KFN10.88

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

KFN1FE10.88440

276.57MPaS1.4KFN2FE20.92425

279.29MPaF2

S1.4

F

1



8）校核弯曲强度

F

根据弯曲强度条件公式

2KTY(cos)^2YFaYSa

F

dz^2mn^3进行校核

14

F1

2KTcosYYFa1YSa1

2

dz1mn

3

2

22.39924850.88cos2.621.59 

12321.6333

65.54Mpa

F2

2KTcosYYFa2YSa2

2

dz2mn3

2

22.39924850.8cos2.181.79

19221.63133

3.83Mpa

满足弯曲强度，所选参数合适。

绘画大齿轮：

数据处理： d=55mm

L=1.4d=77mm δ=1.4mn=9mm C=22.8mm

N=0.5mn=1.5mm da=290mm

D1=da-10mn=260mm d1=1.6d=88mm

Do=0.5(D1+d1)=174mm Do=0.25(D1-d1)=43mm r=5mm b=16mm h=5mm

六、轴的设计计算（一）输入轴设计

1、求输入轴上的功率P2、转速n2和转矩T2

p22.895kwn2960r/minT228.80N

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

dm1d1(10.5R)mZt1(10.5R)325(10.50.33)62.625mm

而

15

Ft

2T2228.8010^3

923.40Ndm162.625

FrFttancos1923.4tan20cos7491.628N FFttansin1923.4tan20sin74319.546N

圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图二所示

图二

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（第九版）》

表15-3，取A0112，得

dminA03

3.29

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。

16

联轴器的计算转矩TcaKAT2，查《机械设计（第九版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取KA1.3，则

TcaKAT21.32879937438nmm

查课程设计教材，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）

图三

（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

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，由课程设计教材中初步选取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。

17

这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由课程设计教材查得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。 7）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（第九版）》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，同时为保证齿轮与

H7

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。（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

载荷支反力F 弯矩M 总弯矩扭矩T

水平面H FNH1522.5N FNH21567.5N

MH64.71Nm

垂直面V FNV133.55N FNV282.45N MV14.15NmMV211.34Nm

M64.71^24.15^264.84Nm

T232.73Nm

18

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)^264.71^2(0.632.73)^2

25.05MPa

W0.10.03^3

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

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右侧抗弯截面系数

W0.1d^30.130^32700mm^3

抗扭截面系数

WT0.2d^30.230^35400mm^3

截面5右侧弯矩M为

M64840Nmm

截面5上的扭矩T2为

T232730Nmm

截面上的弯曲应力

b

截面上的扭转切应力

M64840

24.01MPaW2700

19

T

轴

的

材

料

为

45

钢

T2327306.06MPaWT5400

，

调

质

处

理

。

由

表

15-1

查

得

B640MPa,1275MPa,1155MPa。

r2.0

0.067d30截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表查取。因，D37

1.233d30，经插值后查得

1.93,1.55

又由附表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(1.931)1.76

k1q(1)10.85(1.551)1.47

由附表的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数0.87。轴按磨削加工，由附表得表面质量系数为

0.92

轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为

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

20

275

4.46

Kam2.5724.010.101155

S27.95

Kam1.786.060.056.06

22

SS4.4627.95

Sca4.40S1.5

S^2S^24.46^227.95^2 S

1





故可知安全。

（二）中间轴设计

1、求中间轴上的功率P3、转速n3和转矩T3

p32.78kwn3287r/minT392.627N

2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径

d1mtz13.09182371.11mm

而

2T3297.35

2738Nd10.07111tanntan20

Fr1Ft127381027N

cos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

dm2d2(10.5R)mtZ2(10.5R)378(10.50.33)195.39mm

而

2T3297.35

996Ndm20.19539

Fr2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

21

图四

22

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（第九版）》

表15-3，取A0108，得轴承的直径d12和d56 4、轴的结构设计

dminA03

3.16

25.59mm310，中间轴最小直径显然是安装滚动

（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）

（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，由课程设计教材中初步选取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，由课程设计教材查得30306型轴承的定位轴肩高度

h3.5mm，因此取套筒直径37mm。

23

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。

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,

l5652.75mm。

（3）轴上的周向定位

圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d23由《机械设计（第九版）》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，同时为保证齿轮与轴配合有

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（第九版）》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，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的

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m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245

24

5、求轴上的载荷

载荷支反力F

水平面H FNH11673N FNH22061N

MH1102NmMH2143Nm

垂直面V FNV1309N FNV21225N

MV118.93NmMV248.48NmMV336.61NmMV485.19N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，

弯矩M

总弯矩扭矩T

MmaxM4143^285.19^2166.45Nm

T397.35Nm

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

41.14MPa

W0.1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

W0.1d^30.130^32700mm^3

抗扭截面系数

WT0.2d^30.230^35400mm^3

截面5右侧弯矩M为

M94581Nmm

截面5上的扭矩T3为

25

T397350Nmm

截面上的弯曲应力

b

截面上的扭转切应力

M9458135.03MPaW2700

T

T29735018.03MPaWT5400

1

轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查B735MPa,

355MPa,

1

200MPa。

r2.0

0.06730截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附图查取。因d，D35

1.167d30，经插值后查得

1.90,1.47

又由附表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)1.74

k1q(1)10.85(1.471)1.40

由附图的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数0.87。

轴按磨削加工，由附图得表面质量系数为0.92

轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为

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

26

计算安全系数Sca值

355

3.99

Kam2.5435.030.101200

S12.39

18.0318.03Kam1.740.0522

SS3.9912.39

Sca3.40S1.5

S^2S^23.99^212.39^2 S

1





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

WT0.2d^30.235^38575mm^3

截面5左侧弯矩M为

M94581Nmm

截面5上的扭矩T2为

T397350Nmm

截面上的弯曲应力

b

截面上的扭转切应力

M94581

22.06MPaW4287.5

T

k

T397350

11.35MPaWT8575

k

0.8

k

过盈配合处的，由附表用插值法求出，并取，于是得

k



2.13,

k



0.82.131.70

轴按磨削加工，由附图得表面质量系数为

27

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1

355

7.25

Kam2.2222.060.101200

S20.14

Kam1.7011.350.0511.35

22

SS7.2520.14

Sca6.82S1.5

S^2S^27.25^220.14^2 S

1





故可知安全。

（三）输出轴设计

1、求输出轴上的功率P4、转速n4和转矩T4

p42.66kwn471.6r/minT4355.27N

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980.2N

cos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

28

图六

29

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（第九版）》

表15-3，取A0112，得

dminA03

3.02

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（第九版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取KA1.3，则

TcaKAT21.3371660483158Nmm

查课程设计教材，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）

图六

（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

30

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轴承，参照

工作要求并根据d2347mm，由课程设计教材中初步选取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，由课程设计教材查得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

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。（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（第九版）》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，同时为保证齿轮与

H7

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，

31

H7

选用平键12mm8mm70mm，半联轴器与轴的配合为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

载荷支反力F 弯矩M 总弯矩扭矩T

水平面H FNH1957N FNH21669N

MH116.781Nm

垂直面V FNV1125N FNV21106N MV115.246NmMV277.414N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

M1116.781^215.246^2117.77NmM2116.781^277.414^2140.11Nm

T4371.66Nm

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)^2140.11^2(0.6371.66)^2

15.83MPa

W0.10.055^3

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

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

W0.1d^30.150^312500mm^3

抗扭截面系数

WT0.2d^30.250^325000mm^3

32

截面7右侧弯矩M为

M69025Nmm

截面7上的扭矩T2为

T437166Nmm

截面上的弯曲应力

b

截面上的扭转切应力

M690255.52MPaW12500

T

轴

的

材

料

为

45

钢

T2371661.49MPaWT25000

，

调

质

处

理

。

由

表

15-1

查

得

B640MPa,1275MPa,1155MPa。

r2.0

0.04d50截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表查取。因，D55

1.1d50，经插值后查得

2.00,1.32

又由附图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)1.82

k1q(1)10.85(1.321)1.27

由附图的尺寸系数0.73，扭转尺寸系数0.86。轴按磨削加工，由附图得表面质量系数为

0.92

轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为

33

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

275

19.31

Kam2.585.520.101155

S129.23

Kam1.561.490.051.49

22

SS19.31129.23

Sca19.10S1.5

S^2S^219.31^2129.23^2 S

1





故可知安全。

七、滚动轴承的选择及计算

（一）输入轴滚动轴承计算

初步选择滚动轴承，由课程设计教材中初步选取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362N，，

e1.5tan

1.5tan1151'3 5'

载荷支反力F

则

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

则

Fr1523.58

137.44N2Y20.4cot1151'35''Fr21569.67Fd2412.04N

2Y20.4cot1151'35'' Fd1

则

34

Fa1Fd1Fa137.44362499.44NFa2Fd2412.04N

则

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1160.75NPr2Fr21569.67N

则

Lh

10^6Cr10^65580010^^2.5610^6h10^6h

60nPr609601569.673

故合格。

（二）中间轴滚动轴承计算

初步选择滚动轴承，由课程设计教材中初步选取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1.5tan

1.5tan1151' 35

载荷支反力F

水平面H

FNH11673N FNH22061N 垂直面V FNV1309N FNV21225N

则

Fr11701.30N,Fr22397.57N

则

Fr11701.30

446.59N2Y20.4cot1151'35''Fr22397.57Fd2402.79N

2Y20.4cot1151'35'' Fd1

则

35

Fa1Fd1Fa446.59338784.59NFa2Fd2402.79N

则

Fa1784.59Fa2402.790.461e0.168eFr11701.30，Fr22397.57

则

Pr10.4Fr10.4cotFa1

0.41701.30.4cot1151'35''784.592174.98NPr2Fr22397.57N

则

Lh

10^6Cr10^65580010^^1.9410^6h10^6h

60nPr603102397.573

故合格。

（三）输出轴轴滚动轴承计算

初步选择滚动轴承，由课程设计教材中初步选取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，Fa651.5N，

e1.5tan1.5tan1257'10''0.345，

载荷支反力F

则

水平面H

FNH1957N FNH21669N 垂直面V FNV1125N FNV21106N

Fr1965.13N,Fr22002.20N

则

Fr1965.13

277.48N2Y20.4cot1257'10''Fr22002.20Fd2575.63N

2Y20.4cot1257'10'' Fd1

则

36

Fa1Fd1Fa277.48651.5928.98NFa2Fd2575.63N

则

Fa1928.98Fa2575.630.963e0.287eFr1965.13，Fr22002.20

则

Pr10.4Fr10.4cotFa1

0.4965.130.4cot1257'10''928.982001.67NPr2Fr22002.20N

则

Lh

10^6Cr10^65580010^^14.1010^6h10^6h

60nPr6077.62002.203

故合格。

八、键联接的选择及校核计算（一）输入轴键计算

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6mm6mm28mm，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m

T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m

TT232.73Nm，故单键即可。

（二）中间轴键计算

1、校核圆锥齿轮处的键连接

37

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m

T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

TT397.35Nm，故单键即可。

（三）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m

T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m

T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。

38

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。

十、减速器附件的选择

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。

十一、润滑与密封

齿轮采用浸油润滑，由表查得选用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、箱体数据

箱座厚度δ=8mm 箱盖厚度δ1=8mm

箱盖凸缘厚度b1=1.5δ1=12mm 箱座凸缘厚度b=1.5δ=12mm 箱底凸缘厚度b2=2.5δ=20mm 地脚螺钉直径df=0.036a+12=18.44mm 地脚螺钉数目n=4

轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=13.83mm 盖与座连接螺栓直径d2=（0.5-0.6）df=11mm 轴承端盖螺钉直径d3=（0.4-0.5）df=9mm

39

视孔盖螺钉直径d4=（0.3-0.4）df=6mm 定位销直径d=8mm

df,d1,d2到外箱壁的距离C1=18mm Df，d2到凸缘边缘距离C2=16mm 外箱座到轴承端座壁距离L1=40mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离Δ1=9.6mm 齿轮端面与内箱壁距离Δ2=8mm 箱盖肋板厚度m1=6.8mm 箱座肋板厚度m=6.8mm

十三、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》、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。

十四、参考文献

《机械设计课程设计图册》第三版，哈尔滨工业大学，高等教育出版社《互换性与测量技术基础》第三版，沈阳大学，机械工业出版社《机械设计》第九版，西北工业大学，高等教育出版社《机械原理》第八版，西北工业大学，高等教育出版社

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本文来源：https://www.wddqw.com/doc/1d9329cb132de2bd960590c69ec3d5bbfd0ada9c.html

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