带式输送机减速器设计

带式输送机减速器设计键入文档标题HUNAN UNIVERSITY OF TECHNOLOGY- 3 -带式输送机设计说明书二级锥齿轮减速器设计起止日期：2012 年12月24日至2013 年1月6日学 生 姓 名班级学号成绩指导教师（签字）机械工程学院2012 年 12 月 20 日湖南工业大学学年论文任务书20122013学年第一学期机械工程 学院（系、部） 机械工程及其自动化 专业 机工1002班级课程名称：机械设计设计题目：二级锥齿轮减速器起止日期：自 2012年12月24日至2013年1 月6 日共 2 周内 容 及 任 务、设计任务：二级锥齿轮减速器一、设计的主要技术参数运输带工作拉力（F/N ）运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mm ）65500.65320工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载 起动，使用期10年，小批量生产，二班制工 作，运输带速度允许误差为 5%。二、设计工作量设计计算说明书一份，零件图3张A3图纸, 装配图1张A0图纸进 度 安 排起止日期工作内容2012.12.242012.12.25设计方案分析，电动机选择，运动和动力参数设计2012.12.262013.1.1齿轮及轴的设计2013.1.22013.1.3轴承及键强度校核，箱体结构及减速器附设计2013.1.4 2013.1.6零件图和装配图绘制主要参考资料1、机械设计银金光，刘扬主编，清 华大学出版社2.机械设计课程设计银金光，刘 扬主编，清华大学出版社11课程设计任务书设计要求设计步骤1.2.3.4.传动装置总体设计方案4电动机的选择5确定传动装置的总传动比和分配传动比计算传动装置的运动和动力参数665. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构的设计9. 润滑密封设计设计小结71926343531机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机圆锥 圆柱齿轮减速器设计内容：（ 1）设计说明书（一份）（ 2）减速器装配图（1 张）3张（ 3）减速器零件图（不低于系统简图：原始数据:运输带拉力F=6550N ,运输带速度0.65啖，滚筒直径D=320mm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。设计步骤设计计算及说明结果（一）电动机的选择1.计算带式运输机所需的功率：Pw = 里 =6550 0.65 =4.26kw100010002.各机械传动效率的参数选择:1=0.99 （弹性联轴器），2=0.98 （圆锥滚子轴3=0.96 （圆锥齿轮传承），动），4=0.97 （圆柱齿轮传动），5=0.96 (卷筒).所以总传动效率:_24二 12324 _= 0.990.980.96 0.97 0.96=0.8083.计算电动机的输出功率:Pw=4.26kw 5.27kw0.8084.确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围i =825,工作机卷筒的转速nw = 60 1000v d60 1000 0.653.14 320=38.81r/min , 所 以 电 动 机转 速范 围 为 / 、 / 、 一， .一 一.nd i nw (8 25) 76.43 (611.44 1910.75) r/min。则电动机同步转速选择可选为 750r/min , 1000r/min , 1500r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和满足锥齿轮传动比关系（i 0.25i且i3）,故首先选择750r/min ,电动机选择如表所示设计计算及说明结果表1型号额定功率/kw满载转速r/min轴径D/mm伸出长E/mm启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y160M2-85.5715421102.02.0（二）计算传动比：1.总传动比：inm 215- 18.42nw38.81 . i 18 422.传动比的分配：i i i , iJ1.3i4.89,i =3.77,i4.89（三）计算各轴的转速：I 轴 n nm 720r/min正轴 n - -715- 146.22r/min i 4.89e小n146.22 cc”，.田轴 n 38.79r/mini3.77（四）计算各轴的输入功率：I轴 PPd 1 5.27 0.99 5.22kwII 轴 P P 2 3 5.22 0.98 0.96 4.9kw 2 3田轴 P P 2 4=4.9 X 0.98 X0.97=4.66kw卷筒轴 P卷P 2 1 4.66 0.98 0.99 4.52kw（五）各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩 Td 9.55 106 里 9.55 106 5.27 7.04 104N ? mm nm715故 I 轴 TTd 1 7.04 0.99 6.97 104N?mmII 轴 T T 2 3i 6.97 0.98 0.96 2.355 1042.98 105 N? mm设计计算及说明结果田轴 T T 2 4i 2.98 0.98 0.97 3.77 1051.068 106N?mm卷筒轴 T卷 T 2 110.68 0.98 0.99 106 1.03 106N?mm高速轴齿轮设计直齿圆锥齿轮设计1 .选择齿轮材料、热处理方法、齿数(1)选择齿轮材料与热处理根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表 7-1取：小齿轮材 料为40Gr钢，调质处理，硬度HBS=260;大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度HBS2=230; 两齿轮齿面硬度差为30HBs符合软齿面传动的设计要求。(2)选齿数取 Z1 25 , z UZ1 4.89 25 1222 .确定材料许用接触应力(1)确定接触疲劳极限Him ,由图7-18 (a)查M俄得设计计算及说明结果17Hiim1 720MPa , Hlim2580MPa(2)确定寿命系数Zn ,由已知条件，取Zn1Zn2(3)确定尺寸系数Zx ,由图7-20 查得 Zx1 Zx2(4)确定安全系数Sh ,由表7-8 取 Sh =1.05(5)计算许用接触应力h,按式(7-20)计算得H1Zn Zx H lim2Sh1 1 720| 686MPa1.05ZN ZX Hlim2H2Sh1 5803 .根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计 按式(7-35)计算接触强度，其公式为d14KT1Zh Ze2 (1 0.5 r)* 2u h)2确定上式中的各计算数值如下:(1)试选载荷系数Kt =1.5(2)选取齿宽系数r=0.3(3)由表7-5得材料的弹性影响系数Ze 189.8MPa1/2(4)由图7-14确定节点区域系数Zh=2.5(5)试算所需小齿轮直径d1t4KT1ZhZe 24 1.5 6.97 1 04 2.5 1 89.8 2d1t 3 2 (_)32()112mm、r(1 0.5 r)2u h, 0.3(1 0.5)2 3 ,552，4.确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆(1)确定使用系数KA ,按电动机驱动，载荷平稳，查表7-2 M KA = 1(2)确定动载系数Kv计算平均圆周速度dm1Q d1t(1 0.5 R)n98.5(1 0.5 0.3) 715vm3.56m/s60 100060 100060 1000查表7-7 , 7级精度，由齿轮的速度与精度查图7-8得Kv = 1.19。(3)确定齿间载荷分配系数K锥距 R d1t u2 1 /2 112 .4.892 1 /2 279.4mm齿宽初定 brR=0.3 X279.4=83.83 mm圆周力计算Ft200011dm12000 69.7112(1 0.5 0.3)1464.3N17.46N /mm 100N / mm单位载荷计算Ft 1464.3 b 83.83由表7-11查得K =1.2。(4)确定齿向载荷分布系数小由表7-12取Kh e=1.1 ,有效工作齿宽be 0.85b ,按式(7-34)计算得Kh1.5KH e 1.5 1.1 1.65(5)计算载荷系数 KKaKvK Kh1 1.19 1.2 1.65 2.36计算得(6)按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式(7-12 )d1 d1t 3IK/K112，2.3615 130.26mm(7)试算模数m d1130.265.2mmZ1255.齿根弯曲强度计算按式(7-38)计算弯曲强度，其公式为4KT(YFaYsa)0.5 R)2z2 , u2 1 F 确定上式中的各计算数值如下：(1)由图7-21 (a)确定弯曲极限应力值，取 Flimi 300MPa , Fiim2 220MPa(2)由已知条件取弯曲疲劳寿命系数 Yni Yn2 1(3)(4)由图7-23确定尺寸系数，得Yx = 1(5)按式(7-22)计算弯曲强度许用应力得Flim1 YSTYNYXF1Sf300 2 1 1 480MPa1.25F2Flim2 YSTYNYXSf220 2 1 1 , 352MPa1.25(6)确定齿形系数YFa1、YFa 2计算分度圆锥角2 arctan u arctan 4.89 78.41 9029078.411.6o计算当量齿数Zv1Z/2为Z1 / cos25/cos11.6o25.5Z/2z2 / coso122/cos78.4608.7查图7-16取YFa12.61 , YFa2 2.12(7)确定应力校正系数，根据 4、z由图7-17查得 Ysa1 1.59, Ysa11.85由表7-8确定弯曲疲劳安全系数，查得Sf 1.25(8)计算大小齿轮的 必值FYFa1Ysa12.61 1.59Fa sai4800.0086 , YFa2Ysa22.12 1.85 0.01114352大齿轮的数值大。(9)将以上各值代入公式计算得4KT1m 3 .r(1 0.5 r)2Z12YFaYsa )f3 42.366.97104,0.3(1 0.5 0.3)2 252 32由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，0.01114 2.57 mm1所以将计算出来的3.27按表7-9圆整为m=3再根据接触疲劳强度计算出的分度圆直径di =130mm协调相关参数与尺寸为zid1 130m 3Z UZ143.3,4.89 44 212锥齿轮分度圆直径为d1 mz 3 44132mm ,d2 3 212 636mm1=80ba = 74这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧 凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。锥齿轮详细参数:齿轮12锥角11.5678.44法面模数33齿数44212分度圆直径132636谶8074锥距279.4传动比4.89低速级齿轮设计圆柱斜齿轮设计齿轮3.4设计计算1.选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数（1）选择齿轮材料与热处理根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表7-1取小齿轮材料为40Gr钢，调质处理，硬度HBS=260;大齿轮材料为45钢, 调质处理，硬度HBS2=230;两齿轮齿面硬度差为30HBs符合软齿面传动的设计要求。材料牌号4540MnB42SiMn40Cr调质20Cr20CrMnTi38CrMoAlAZG310-570HT300QT500-5调质正火正火表7-1齿轮常用材料及其力学性能HVMPa硬度bs，HBs 1HRC580290般650360227540 50正火750500220 0750470227945 55700500248648 5563539056 62108083556 621000850229nV85c569314163 7低度重“蒸300吸5003001471代常铸19夹布胶木100茴设计计算及说明#2)选择齿轮的精度此减速器为一般工作机，速度不高，参阅表 7-7,初定为8级精度 表7-7齿轮的精度等级的适用范围福轮精鼠+m禧仑的线速4ms中的线速度直齿轮斜齿轮直齿曲齿5级及以153012206级V 153012207级10V 158108级61047(3)初选齿数取 z=24, Z2uzi 3.7 24 892.确定材料许用接触应力(1)确定接触疲劳极限Hiim ,由图7-18 (a)查M饿得Hiimi 720MPa , Hiim2 580MPa(c)锻钢正火I设计计算及说明结果21(2)确定寿命系数Zn小齿轮循环次数 N1 60nl jLh 60 300 1 (2 8 300 15) 1.3 109大齿轮循环次数N2981.3 10 /3.7 3.51 10由图7-19查得Zni Zn2 1淮弹火威海火的修(3)确定尺寸系数(4)确定安全系数Zx ,由图 7-20 取 ZxiZx2 1Sh ,由表 7-8 取 Sh =1.05(5)计算许用接触应力按式(7-20)计算,ZNZX H lim21 1 720H1Sh1.05686MPaZn ZxH lim21 1 5801.05552MPaShmma调质纲、正火铜b默化车部1,由式(7-26)得重合度系数Z10.7791.647(7)确定螺旋角系数Zcoscosi50 0.98(8)试算所需小齿轮直径如2dit2Ku 1 Z ZeZhZ.丁. H39.25mm2 1.3 3.6 105 4.7 0.779 189.8 2.43 0.983 0.83.7552取二.二242mm4 .确定实际载荷系数k与修正所计算的分度圆直径(1)确定使用系数Ka,按电动机驱动，载荷平稳，查表7-2取Ka=1(2)确定动载系数Kv计算圆周速度v d1tn170 715 5.28m/s60 100060 1000故前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-8得Kv = 1.11(3)确定齿间载荷分配系数k齿宽初定 b dd1t =0.6 X 242=145mm计算单位宽度载荷值为KaF12KaTi2 1 3.6 10418.37 N / mm 100N / mm b bd156 70查表 7-3 M K =1.4(4)确定齿向载荷分布系数Kh ,由表7-4得_2_4_2Kh 1.15 0.18 d 3.1 10 b 0.108 d _2_4_41.15 0.18 0.82 3.1 10 4 56 0.108 0.840.203(5)计算载荷系数 K KaKvK Kh1 1.11 1.1 1.33 0.326(6)按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式(7-12)得d1（7）计算模数m d1 z 145 24 6mm295.齿根弯曲疲劳强度计算由式（7-28）得弯曲强度的设计公式为2 KT1cos2 mn 3 万.YY YY(Fa Sa),F确定上式中的各计算数值如下:(1)由图 7-21 (a)取 Flim1 300MPa , Flim2 220MPa2）由图7-22查得弯曲疲劳寿命系数Yni Yn2 1*W扰体，；胃光忸可v _L 1% 一承自的落鼠的Mt明；球(3)由表7-8查得弯曲疲劳安全系数Sf 1.25表7-8最小安全系数参考值可靠 度要求齿轮使用场合最小安全系 数SHminSFmin高可 靠度特殊工作条件卜要求可靠度很 高的齿轮1.51.62.0较高 可靠度长期运转和较长的维修间隔； 齿轮失效会造成严重的事故和 损失1.25 1.31.6般 可靠 度通用齿轮和多数工业齿轮1.01.11.25(4)由图7-23得尺寸系数YX = 1(5)由式(7-22)得许用弯曲应力1fmYstYNYX300 2 1 14gpaSf1.25fi皿YstYnYx220 2 1 1F 2 Sf1.25352MPa(6)确定计算载荷K初步确定齿高h=2.25 m =2.25 X 6=13.5,b/h=0.8 X 145/13.5=8.59查图 7-12 得 Kf =1.23,计算载荷 K KAKvK KF1 1.15 1.4 1.23 1.98(7)确定齿形系数YFa当量齿数为3 o30zv1 24/cos 1526.6, zv2 77 / cos 1585.5设计计算及说明结果33由图 7-16 查得 YFai2.6,YFa2 2.22Jjfi”力口入IIS7-1&外有检齿形系数Hi(8)由图7 -17查得应力校正系数Ysa11.59, Ysa21.76sa sa 2*;杀乜豌丹国圉7-E7外齿轮的应为校正案数F. J,(9)计算大小齿轮的丫上值F2* 0.0086，YFa2Ysa2F22.22 1.76 0.0112352大齿轮的数值大。(10)求重合度系数丫 端面压力角tan arctan cos0, tan 20oarctan 020.647cos15基圆螺旋角的余弦值为cos b cos cos n / cos t cos150cos200 /cos20.647 0 0.97当量齿轮端面重合度，由式(7-30 )得a_ 1.647 1 75an cos2 b 0.972丫 0.25 喳 0.25 SI .679按式(7-30)计算(11)由图7-25得螺旋角影响系数Y 0.87(12)将上述各值代入公式计算，得2 KT1 cos2 YY (YFa2Ysa2) dZ2 F2_42 o1.157mm2 1.98 3.6 1 04 cos215o 0.87 0.679 小小(0.0112)0.8 242由于齿轮的模数mn的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的1.157按国标取为mn=1.25。并根据接触强度计算出的分度圆直径a=70mm协调相关参数与尺寸为：di Cos 145 coslzi112mn1.25z2 uz 3.7 112 414 , 取 z2 414这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提 下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重 合度增加，传动平稳。6.齿轮几何尺寸计算(1 )中心距a把中心距圆整成216mm(2)修正螺旋角arccos * arccos(34 126)35 15,2a2 102螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正。Z1z2 mn2 cos(3)分度圆直径d1z1mn cosd2(112 414) 3 340 mmo2 cos15112 1.25ocos15145mmZ2mncos414 1.25cos15o536 mm(4)确定齿宽b d1 0.8 145 116mm1,取 b2=70mm , b二80mm7.齿轮各部分详细尺寸汇总齿轮34；分度圆直径d145536模数Mn1.251.25齿数Z112414b8070中心距a340螺旋角1515旋问左右设计轴的尺寸并校核（一）轴材料选择和最小直径估算轴采用材料45钢，进行调质处理。则许用应力确定的系数103 A 126,取高速轴 A01 126,中间轴A02 120,低速轴Ao3 112。按扭转强度初定该轴3 P的最小直径dm.,即：dm.4一。当轴段截面处有一个键槽，就将计数:nm值加大5%7% ,当两个键槽时将数值增大到10%15%。3 .3 P3 5 271 .图速轴：d1minA01 12624.52mm,因图速轴安装联轴器有一键. 715槽，则：d1min 1 0.07 24.52 26.23mm。对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减少启动转矩，具联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震 性能，故采用LX型弹性柱销联轴器（GB/T50142003）。P5 51） 联轴器传递的名义转矩 T =9550 9550 72.95N ?m n720计算转矩 Tc KT 1.5 72.95 109.43 N ?m （K为带式运输机工作系数，K=1.251.5,取 K=1.5 ）。2）根据步骤1、2和电机直径d电机二42 mm,则选取LX3型联轴器。其中： 公称转矩Tn 1250N ?m，许用转速 n 4750r/min ,联轴器孔直径 d= （30、32、35、38、40、42、45、48）满足电机直径 d电机二42 mm。3）确定轴的最小直径。根据 轴=（0.81.2） d电机，所以d1min 33.6mm 。取 d1min35 mm2 .中间轴：d2min1203 4.914638.7mm。该处轴有一键槽，则:d2min 1 0.07 38.7 41mm ,另考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直径，取 d2min 45mm。3 P _ 3 ； 4.663.低速轴：d3min A03 112 J- 55.16mm。考虑该处有一联轴器和大斜,n3. 39齿圆柱 齿轮，有两个键槽，则：d3min 1 0.15 55mm 63.48mm ,取整：d3min 65mm。（二）轴的结构设计根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求， 参考表4-1、图4-24 （机械设计课程设计第3版哈尔滨理工大学出版社），初步设计 轴草图如下A.高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如图上图所示。1）各轴段直径的确定dn :最小直径，安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段，dn d1min 35mm 。d12 :根据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准，取 45mm3 .轴承处轴段，根据圆锥滚子轴承 30210确定轴径50mm4 .轴环段取60mm5 .轴承处根据轴承取50mm6 .小锥齿轮处取40mm2）轴各段长度1 .由选择的联轴器取60mm2 .由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定40mm3 .由圆锥滚子轴承确定20mm4 .由装配关系、箱体结构确定110mm5 .由圆锥滚子轴承确定20mm6 .由套筒及小锥齿轮确定63mmB.中间轴直径长度确定1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dmin=40mm,由课程设计表12.4轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209,其主要参数为：d=45 mm, D=85mm, T=20.75mm,B=19mm,C=16mm以取其直径 45mm2）因为安装小斜齿轮为齿轮轴，其齿宽为 80mm直彳全为77.006mm所以长80mm 直彳至77.006mm3）轴的轴环段直径60mm长10mmC.输出轴长度、直径设置。440G5,51）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dmin =40mm ,由课程设计表12.4轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209,其主要参数为:d=45 mm, D=85mm, T=20.75mm,B=19mm,C=16mm以取其直径 45mm2）因为安装大斜齿轮，其齿宽为 75mm所以长75mnfi彳至50mm3）轴的轴环段直径60mm长10mm4）过渡轴直径50mm 长度58mm5）轴承端直径45mm,长度42mm6）箱盖密封轴直径40,长度35mm7）选择联轴器的直接35mm ,长度60mm。二、 轴的校核（中间轴）（一）轴的力学模型建立BBV3BH8484N.mm设计计算及说明结果43（二）计算轴上的作用力大锥齿轮2:圆周力Ft2Fti212Ti2 5.462 104径向力Fr2Fa1轴向力Fa2Fr1斜小圆齿3:圆周力Ft32T2d3径向力Fr3轴向力Fa3a3（三）计算支反力dm1d1 10.5 R99 1 0.5 0.3331323.86NFt1 tan cosFt1 tan cos2 1.210372.0061323.86 tan20 cos23.1991323.86 tan20 cos23.199105 一一N 3361.66N189.81N442.88NF tanFt3cosFt3tan1.计算垂直面支反力3361.663361.66(XZ如图由绕支点A的力矩和Fr3 62Fr262 74FbvF BV同理:AV一tan20 N 1256.52N cos13.155tan13.155 N 785.69N平面）M AV189189.81 136 1256.52 62M BV 0791.10N1890,计算无误。1.计算水平面支反力（XY平面）N 275.61N与上步骤相似，计算得：Fah 2630.13N,Fbh 2055.39N（四）绘扭矩和弯矩图1 .垂直面内弯矩图如上图。C处弯矩M cv 左二Fav 62791.10 62N.mm-49048.20N .mmMcv右Fav 62Fa349048.20785.6972.006N .mm77335.40N .mm2D处弯矩Mdv左Fbv 53Fa2dm22275.61442.88 192.5453 28028.73N.mmDV 右 F BV 53275.61 5314607.53N.mm2 .绘水平面弯矩图，如图所示 Mh .C处弯矩：MchFah62 2630.13 62163068.06N.mmD处弯矩：MdhFbh53 2055.39 53108934.84N.mm3.合成弯矩图如图C处最大弯矩值Mcmax_2 2_163068.0677335.40180477.02N.mmD处最大弯矩值：MDmax108934.842 28028.732112482.93N.mm1.转矩图TT T2 121030N.mm2.弯扭合成强度校核进行校核时，根据选定轴的材料 45钢调质处理。由所引起的教材15-1查得轴的许用应力 160MPa应用第三强度理论32iMc2 T2332、180477.022 1210302”233.29mm3.14 60dD3 32 Md2 T232 112482.932 1210302八30.39mm1而C处采用的齿轮轴,3.14 60D处直径50mm,远大于计算尺寸。故强度足够。（五）安全系数法疲劳强度校核1.2.对一般减速器的转轴仅适用弯扭合成强度校核即可，而不必进行安全系数法校核。判断危险截面对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方面分析，因C处是齿轮轴，故C处不是危险截面。D截面是危险截面。需对 D截面进行校核。轴的材料的机械性能根据选定的轴的材料45钢，b 640MPa,1 275MPa,1调质处理，由所引用教材表15-1查得：155Mpa。取 0.50.5 0.2 0.13.D截面上的应力因D截面有一键槽b h 14mm9mm , t 5.5mm。所弓 I: d3抗弯截面系数W 32bt d 122d一 一 _ 323.14 5014 5.5 50 5.5322 50一 一一 310740.83mm d3抗扭截面系数WTd16bt d t 22d33.14 501614 5.5 50 5.52 502323006.46mm47弯曲应力幅a MDmaxW11248293MPa 10.47MPa,弯曲平均应力 m 0； 10740.83扭转切应力幅2WT1210302 23006.46MPa 2.63MPa ,平均切应力m a 2.63MPa o4.影响系数D截面受有键槽和齿轮的过盈配合的共同影响，但键槽的影响比过盈配合的影响小,k所以只需考虑过盈配合的综合影响系数。由教材表38用插值法求出： 一 3.16,k k 一 0.8一 0.8 3.162.53,轴按磨削加工，由教材附图34求出表面质量系数:0.92。故得综合影响系数：K11， 1- 1 3.16 - 1 3.250.92k11K 1 2.53 1 2.62 0.925.疲劳强度校核轴在D截面的安全系数为：S 1 275 8.08K am 3.25 10.47 0.2 01155S 1 21.667K am 2.62 2.63 0.1 2.63S S8.08 21.667Sca/= 7.57%；S 2 S 218.082 21.6672取许用安全系数S 2.0，有Sca S,故C截面强度足够。设计计算及说明结果滚动轴承的选择及计算1 .输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计表 15-3中初步选取，标准精度级的单 列圆锥滚子轴承 30210,其尺寸为，d D T 50mm 90mm 21.5mmFa 362N e 1.5tan 1.5tan11 5135 0.315P载荷水平向H垂直向V支反力FFnh1 522.5NFnv1 33.55NFnh2 1567.5NFnv2 82.45N则Fn 523.58N,Fr 2 1569.67NFd1Fd2446.59N402.79 NFn1701.302Y20.4cot11 5135Fr 22397.572Y20.4cot11 5135Fa1 Fd1 Fa 446.59 338 784.59NFa2 Fd2 402.79N则Fa1Fr1784.591701.300.461F a2e Fr2402.792397.570.168 ePn 0.4F 0.4cot Fa10.4 1701.3 0.4 cot11 5135 784.59 2174.98N Pr2Fr2 2397.57N10A 6 Cr60n Pr10A660 31055800 A102397.5731.94 10A6h10 A6h故合格。2 .中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计表15-3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 30209，其 尺寸为d D T 45mm 85mm 20.78mmFa 651.5N e 1.5tan 1.5tan12 5710 0.345FdiFri2Y965.132 0.4 cot12 5710277.48NFd2Fr 22Y2002.202 0.4 cot12 5710575.63N载荷水平向H垂直向V支反力FFnh1 957NFnv1 125NFnh2 1669NFNV2 1106N49Fa1 Fd1 Fa 277.48 651.5 928.98NFa2 Fd2 575.63NFa1F r1928.98965.13Fa20.963 eFr2575.632002.200.287 eP 0.4F 0.4cot Fa1Lh0.4 965.13 0.4 cot12 5710 928.982001.67N Pr2Fr2 2002.20N10A6 Cr 人60n Pr10A660 77.655800 A102002.20314.10 10A6h 10A6h故合格设计计算及说明结果3.输出轴设计计算由机械设计课程设计表15-3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30215,其尺寸为d D T 75mm 130mm 2725mm键联接的选择及校核计算1 .输入轴键计算校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为b h l 10mm 8mm 55mm,接触长度l 55 5 50mm,则键联接所能传递的转矩为：T 0.25hld p 0.25 6 22 20 120 1000 79.2N?mT T3 97.35N?m,故单键即可。2 .中间轴键计算校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为b h l 14mm 9mm 44mm ,接触长度l 44 14 30mm,则键联接所能传递的转矩为：T 0.25hld p 0.25 8 58 40 120 1000 556.8N?mT T4 371.66N?m,故单键即可。3 .输出轴键计算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 14mm 9mm 55mm ,接触长度l 55 14 41mm,则键联接所能传递的转矩为：T 0.25hld p 0.25 10 34 55 120 1000 561N?mT T4 371.66N?m,故单键即可。设计计算及说明结果联轴器的选择在轴的计算中已选定联轴器型号。1 .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。2 .输出轴选选HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000N?mm,半联轴器的 孔径di 75mm,故取di 2 75mm,半联轴器长度L 142mm,半联轴器与轴配 合的毂孔长度为142mm。润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计课程设计表 20-3查得选用CKC68中负荷工业 齿轮油。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3060mm。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。设计主要尺寸及数据表11-1铸铁减速器机体机构尺寸计算表名称符号尺寸关系结果mm机座壁厚0.0i25 (di+d2)88机盖壁厚1O.Oidim d2m i 88机座凸缘厚度bi.5i2机盖凸缘厚度bli.5 ii2机座底凸缘厚度P2.520地脚螺钉直径df0.0i8dimd2mi 8i2地脚螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径di0.75 dfi0机盖机座连接螺栓直径d2(0.5 0.6)df6连接螺栓d2的间距1i50 200i80轴承端盖螺钉直径d3(0.4 0.5)df6窥视孔盖螺钉直径d4(0.3 0.4)df4定位销直径d(0.7 0.8) d25df d i d 2至外机壁距离ci2020df、d2之凸缘的距离c2i8i8轴承旁凸台半径Ri99凸台高度h4040外机壁至轴承座端面距离Lici+c2+(5 i0)40内用L壁至轴承座端面距离L2G c25 858大齿轮顶圆与内机壁跑离i.2i2齿轮端面与内机壁跑离ii.5机盖、机座肋厚mi,m2mi = 0.85 i ,m2 =0.85751轴承端盖外径D2D+(5 5.5)d3120轴承端盖凸缘厚度e1.2d38机盖、机座肋厚m1,m2ml = 0.851 ,m2 =0.857轴承端盖外径D2D+(5 5.5)d3120轴承端盖凸缘厚度e1.2d38轴承旁连接螺栓跑离s140参考文献1、 机械设计银金光，刘扬主编，清华大学出版社2. 机械设计课程设计银金光，刘扬主编，清华大学出版社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。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。55552MPa1.05