圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计

广州大学机械与电气工程学院机械设计课程设计报告设计题目:带式运输机上的园锥-斜齿园柱齿轮减速器 专业班级: 姓 名: 学 号: 指导老师: 完成日期: 2010/12/30 一、 目录1、 设计任务书32、 电动机选择传动比分配及运动和动力参数计算43、 齿轮的设计计算44、 轴的设计计算及校核95、 滚动轴承的选择及校核206、 键及联轴器的选择与校核217、 润滑、密封及拆装简要说明228、 参考资料239、 装配图及零件图24广州大学机械与电气工程学院课程设计任务书专业班级： 机械083 学生姓名： 李坤 指导教师（签名）：庾在海 一、课程设计（论文）题目 带式输送机传动装置的设计二、本次课程设计（论文）应达到的目的（1）培养学生协同设计完整机械的能力；（2）使学生了解机械设计过程、强化学生制图能力、公差配合标注能力、机械结构设计能力。三、本次课程设计（论文）任务的主要内容和要求（包括原始数据、技术参数、设计要求等）设计内容: 设计一用于带式运输机上的园锥-斜齿园柱齿轮减速器。工作有轻微振动。经常满载、空载起动、不反转、单班制工作，运输带允许的速度误差为 ，小批量生产，使用期限年，传动简图如下图所示：参数表题 号123456F(KN)2.12.12.32.32.42.4D(mm)320380320380320380V(m/s)1.001.201.001.201.001.20表中： F-输送带工作拉力，v-输送带速度，-卷筒直径设计任务：（1）绘制减速器装配图1张（A0或A1）（2）绘制减速器零件图13张（3）编写设计说明书份电动机选择传动比分配及运动和动力参数计算一、 电动机的选择1、 类型和结构的选择：选择Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。2、 功率的确定：1） 工作机所需功率PwFwVw2.3*1.20Kw2.76KW2） 电机至工作间总效率的确定：取联轴器效率10.99；滚动轴承效率20.99；锥齿轮传动效率30.97圆柱齿轮传动效率40.98工作机效率w0.96；则总效率（12）（2）34w0.873)电动机所需功率Pd：PdPw/3.17KW4）电动机额定功率Pm：因PmPd，故取Pm4KW，查机械设计、课程设计一书表177选择型号为Y160M18的电动机，该电机额定功率Pm4KW，满载转速nm720r/min二、传动比的分配1、总传动比：将输送带速度转化为滚筒的转速得到nw60.3r/min，则总传动比inm/mw11.942、确定高速轮传动比i1：i10.25i2.9853、确定低速轮传动比i2：i2i/i14三。、传动参数计算1、各级传动轴的转速计算（r/min）高速轴转速:n1=nm=720r/min 中间轴的转速：n2n1/i1241.2r/min低速轴转速：n3n2/i260.3r/min 滚筒轴的转速：n4n360.3r/min3、 各轴输入功率计算/KW高速轴的输入功率P1Pm13.96kW ；中间轴的输入功率P2P1233.80KW低速轴的输入功率P3P2243.69KW；滚筒轴的输入功率P4P3213.62KW4、 各轴的输入转矩/N*mm高速轴的输入转矩T19550P1/n15.25104N*mm中间轴的输入转矩T29550P2/n21.5105N*mm低速轴的输入转矩T39550P3/n35.84105N*mm滚筒轴的输入转矩T49550P4/n45.73105N*mm齿轮的设计一， 直齿圆锥齿轮设计1、 选材：所设计的带式输送机工作只有轻微振动，速度不高，故选用7级精度。由课本表101选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS。选取小齿轮齿数为Z123，大齿轮齿数为Z2Z1i123*2.98568.655，取Z269.2、 按接触疲劳强度计算设计公式为（1）确定式内各参数值1） 试选载荷系数K1.82）计算小齿轮转矩T15.25N*mm3）取齿宽系数R0.334）由表106查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.55）由图1021d查的小圆锥齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim1600MPa，大齿轮的为Hlim550MPa。6）计算应力循环次数（一年按300天计）N160n1jLh=607201( 1830010)1.0368109N2N1/i13.4731087）由图1019取接触疲劳寿命系数KHN10.92，KHN20.958）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1，得【H】1KHN1lim1/S552MPa；【H】2KHN2lim2/S522.5MPa(2)计算1)试计算小圆锥直齿齿轮直径d1t，带入H中小值76.7mm2） 计算圆周速度vvd1tn1/（601000）3.1476.7720/(601000)m/s2.89m/s3） 计算载荷系数根据v2.89m/s，7级低一级即8级精度精度，由课本图108查得动载荷系数Kv1.15由于输送机有轻微振动，且常满载启动，由表102查得使用系数为KA1.25齿间载荷分配系数KHKF1；根据大齿轮两端支撑，小齿轮做悬臂布置，查表109得轴承系数KHbe1.25，则齿向载荷分配系数KHKF1.5KHbe1.51.251.875故接触疲劳强度载荷系数KKAKvKHKH1.251.1511.8752.6954） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1d1t87.7mm5） 计算模数mmd1/Z187.7/203.8mm取标准值m4mm6） 计算齿轮相关参数d1mZ1423mm92mm；d2mZ2469mm276mm1arctan（d2/d1）arctan3713354290-218266Rd1145.46mm7） 圆整并确定齿宽bRR=0.33145.46mm=48mmB1=55mm,B2=50mm3、校核齿根弯曲疲劳强度1） KKAkvKFKF1.251.1511.8752.6952） 计算当量齿数ZV1Z1/cos123/cos1826624.24ZV2Z2/cos269/cos713354218.23)由表105查得齿形系数YFa12.643 YFa22.06应力校正系数YSa11.5824 YSa21.974）由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa5）由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85，KFN20.886）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，得F1KFN1FE1/S0.85500/1.4303.57MPaF2KFN2FE2/S0.88380/1.4238.86MPa8） 校核弯曲疲劳强度根据弯曲强度条件公式140.1MPaF153MPaF2满足弯曲强度，所选参数合适。二、斜齿圆柱齿轮设计1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆锥斜齿圆柱齿轮减速器是通用减速器，速度不高，故选用7级精度2）选择材料根据课本表101选择大小齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度250HBS，小齿轮硬度为220HBS选择小齿轮齿数为Z1=23,大齿轮齿数Z2Z1i2=234=923)初选螺旋角142、按齿面接触强度设计设计公式为(1)/确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数Kt1.62）小齿轮转矩T21.5105N*mm3）选齿宽系数d14）由1030选区域系数ZH2.4335）由图1026查得a10.765，a20.866，则aa1+a21.6316）由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa0.57）计算应力循环次数N160n2jLh60241.21（1830010）3.473108N2N1/i28.681078 )由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2570MPa9） 由图1019取接触疲劳寿命系数KHN10.95KHN20.9810） 计算接触疲劳许用应力11） 取失效概率为1%，安全系数S1，得H1KHN1Hlim1/S0.95600/1MPa570 MPaH2KHN2Hlim2/S0.98570/1MPa558.6 MPa则许用接触应力H（H1+H2）/2564.3 MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得62.7mm2）计算圆周速度vvd1tn2/（601000）3.1462.7241.2/（601000）=0.79m/s3）计算齿宽b级模数mntbdd1t162.7mm62.7mmmntd1tcos/Z162.7cos14/232.645mmh2.25mnt2.252.6455.95mmb/h62.7/5.9510.544）计算纵向重合度：0.318dZ1tan0.318123tan141.8245）计算载荷系数K根据v0.79m/s，7级精度，由课本图108查得动载荷系数Kv1.06由表103查得齿间载荷分配系数KHKF=1.4由表102查得使用系数KA1.25由表104查得齿向载荷分配系数KH1.42，由图1013和b/h10.54查得KF1.34载荷系数KKAKVKHaKH1.251.061.41.422.636）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1d1t74mm7）计算模数mnmnd1cos/Z174cos14/233.12mm，3、按齿根弯曲强度设计设计公式为（1）确定计算参数1）计算载荷系数KKAKVKFaKF1.251.061.41.342.4862）根据纵向重合度1.824，从图1028查得螺旋角影响系数Y0.88.3）计算当量齿数Zv1Z1/cos323/cos14325.18Zv2Z2/cos392/cos143100.714）查取齿形系数由课本表105查得YFa12.6164，YFa22.185）查得应力校正系数Ysa11.5909，Ysa21.76）由图1 020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1440MPa大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2425MPa7）由图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN10.9KFN20.928）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S1.4，得F1KHN1FE1/S0.9440/1.4282.86MPaF2KHN2FE2/S0.92425/1.4279.3MPa9）计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较YFa1YSa1/F12.61641.5909/282.860.01472YFa2YSa2/F22.181.7/279.30.01327小齿轮数值大10）设计计算2.19mm对比计算结构，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn2.19，已可满足弯曲强度，圆整为标准值mn2.5。但为了同时满足接触疲劳强度，需要接触疲劳强度算得的分度原直径d174mm来计算应有的齿数。于是有Z1d1cos/mn74cos14/2.528.72取Z129，Z2i2Z14291164、几何尺寸计算1)计算中心距a（Z1+Z2）m/（2cos）（29+116）2.5/（2*cos14）186.8mm将中心距圆整为187mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccos（Z1+Z2）mn/（2a）arccos（Z1+Z2）*2.5/(2*187)=1414243)计算大小齿轮的分度圆直径d1Z1mn/cos29*2.5/cos14142474.8mmd2Z2mn/cos116*2.5/cos141424299.2mm4）计算齿轮宽度bdd11*74.8mm74.8圆整后取B275mm，B180mm5）结构设计小齿轮齿顶圆直径小于160mm ，故，做成实心结构；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。其他有关尺寸按课本图1039荐用的结构尺寸设计，设计数值结果直接标注在大齿轮零件图上。大齿轮零件图见附图1.三，整理1、圆锥齿轮m4，Z123，Z269，d192mm，d2276mm，1713354，218266，B155mm，B250mm2.斜齿圆柱齿轮mn2.5，Z129，Z2116，d174.8mm，d2299.2mm141424，B180mm，B275mm，中心距a187mm轴的设计计算一、输入轴设计1、输入轴上的功率P1、转速n1、和转矩T1P1=3.96KW,转速n1720r/min，T19550P1/n152.525N*m2）求作用在齿轮上的力已知小圆锥齿轮的分度圆直径为d192mm，则平均分度圆直径dmd1（1-0.5R）=92*(1-0.5*0.33)mm=76.82mm而Ft2T1/dm2*52.525103/76.82N1367NFrFttancos11367tan20cos713354157NFaFttansin11367tan20sin713354472N圆周力Ft、径向力Fr、轴向力Fa的方向及弯矩图，扭矩图如图一所示图一3、初步确定轴的最小直径先初步估计轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。根据课本表153，取Ao112，得=19.77mm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，故需同时选择联轴器的型号。联轴器的计算转矩TcaKAT3，查表141，考虑到转矩变化很小，故选KA1.3则：TcaKAT31.3*5.2510468250N*mm查GB/T42242002，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N*mm，半联轴器的孔径为d120mm，故选d1220mm，半联轴器长度L50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长为38mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴的结构（见图二）图二（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断轴右端需制出一轴肩，故23段的直径d2327mm2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2327mm，由机械设计课程设计表157中初步取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dDT30mm72mm20.75mm,d34=d56=30mm,而l3420.75mm，为了便于套筒可靠地压紧左端轴承，套筒需向轴承端伸出少许，也就是说3-4段应增长少短，故最终取l3420mm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由表157查得30306型轴承的定位轴肩高度h3.5mm，因此取d4537mm203）取安装齿轮出的轴段67的直径d6725mm ，为使套筒可靠得压紧轴承，56段应略短与轴承宽度，故取l5619mm4）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间距为l30mm，故取l2350mm。5）锥齿轮轮毂宽度为67.27mm，为使套筒断面可靠地压紧齿轮取l6770mm6）45段装定位套筒，套筒长度不固定，故取l4550mm认为比较合适。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮和半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d67由课本表6-1查得平键截面键宽b键高h8mm7mm键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了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/k6；同样，联轴器与轴的连接选用平键为6mm6mm25mm，半连州其与轴的配合为H7/k6；滚动轴承与轴的周向定位是有过度配合来保证的，吃出选轴的尺寸公差为k6.（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴端倒角为245。各轴肩处的圆角半径见图5、求轴上载荷载荷 水平面H 垂直面V支反力FFNH1-1473NFNV1143.4NFNH22840NFNV213.6N弯矩MH-85.4N*mMV18.32N*m，Mv228.08N*m总弯矩T M= （M2+Mv2）0.585.45N*m 扭矩TT152.525N*m6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据句轴的单向选装，扭转求应力为脉动循环应力，取0.6，轴的计算应力2.65MPa根据已选定的材料为45钢，调制处理，查课本表151的-160MPa。因此ca-1，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面靠近齿轮滚动轴承的支反力作用点所在截面C所受弯矩最大，但应力不集中，且前面所计算得到的这段直径能满足力学要求，故不是危险截面，不必校核。而由图易知，截面5右端最靠近截面C，且截面5出有圆角，应力集中最严重。所以截面5右侧最危险。（2）截面5右侧抗弯截面系数 W0.1d30.1*3032700mm3抗扭截面系数 WT0.2d30.*3035400mm3截面5右侧弯矩M及弯曲应力M（FNH22+ FNV22）0.5*（l56-a） （28402+13.62）0.5*（0.019-0.015）11360N*mm其中a由机械设计课程设计表15-1查轴承30306得到。a15mmbM/W11360/27004.21MPa扭矩T152525N*mm TT1/WT52525/54009.73MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表151查得B640MPa，-1275MPa-1155MPa截面上由于周建而形成的理论集中系数及按附表3-2插取。因r/d2.0/300.067，D/d37/301.233，经插值后查得1.93，1.55又由附图3-1可得材料敏感系数为qa0.82，q0.85故有效应力集中系数为k1+q（a-1）1+0.82*（1.93-1）1.76k1+q（a-1）1+0.85*（1.55-1）1.47由课本附图3-2得尺寸系数0.85，0.87轴按磨削加工，有附图3-4的表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，及q1则综合系数Kk/+1/-11.76/0.85+1/0.92-12.16Kk/+1/-11.47/0.87+1/0.92-11.78取碳钢特性系数为=0.1,=0.05于是，计算安全系数Sca值，得S-1/（Ka+m）275/（2.61*4.21+0.1*0）25S-1/（Ka+m）155/（1.47*9.73/2+0.05*9.73/2）20.96Sca= SS/(S2+S2)0.5=25*20.96/(252+20.962)0.5=16.06S1.5故安全。中间轴设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P23.80KW n2241.2r/min，T21.5105N*mm2求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径d174.8mm,而Ft12T3/d12*1.5*105/74.84011NFr1=Ft1tan/cos=4011*tan20/cos1414241506NFa1Ft1tan4011*tan201460N已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径dm2d2（1-0.5R）276*（1-0.5*0.33）230.46mm而Ft22T2/dm21302NFr2Ft2tancos1=150NFa2=Ft2tansin1450N圆周力Ft1、Ft2，径向力Fr1、Fr2，轴向力Fa1、Fa2的方向及轴的弯矩和扭矩图如图三所示图三3、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，调质处理。取Ao105，得（26.32mm，中间轴最小的直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d564、轴的结构设计（1）拟定轴的结构如图所示（见图四）图四（2）初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d12d5626.32mm，根据机械设计课程设计表15-7初步选取0基本游隙组，标准精度及的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为dDT30mm72mm20.75mm，d12d5630mm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15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度h3.5mm应查取套筒的直径为37mm。2）取安装齿轮的轴段d23d4535mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，由课本图10-39可知，锥齿轮轮毂长为L（11.2）D23（11.2）*353542mm，取平均值L38.5mm。但为了是套筒端面可靠地压紧轮毂端面，此轴段应略短于轮毂长，故去l2335mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.007d，故取h4mm，则轴环出的直径为d3443mm3）已知圆柱斜齿轮齿宽B180mm；为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于圆柱齿轮轮毂长，故取l4576mm4）取轴肩宽l3412mm，初选左右两套筒分别长为35. 75mm和30.25mm，则可确定l1260mm，l5655mm，轴总长为238mm。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮和圆柱斜齿轮的周向定位采用平键连接，按d23d4535mm由课本表6-1查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长分别为25mm，50mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选初论轮毂与轴的配合H7/m6；滚动轴承与轴的定位是由过度配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6.（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2455、求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFNH12380N FNH22933NFNV182N FNV2974N弯矩MH1=-162N*m FNH2=-229N*mMv1-23N*m Mv2=76N*m总弯矩MM1=（1622+232）0.5164N*m， M2=（2292+762）0.5241N*m扭矩T2T2=150N*m6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及中轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，区0.6，轴的计算应力60MPa前面已经选定轴的材料为40Cr（调质），有课本表15-1查得-170MPa，ca-1，故安全。7、精确校核中欧疲劳强度（1）判断危险截面由弯矩图知，截面C处弯矩最大，但前面已经校核过截面C所在轴段的强度，完全满足设计要求，故不是最危险截面。由轴零件图易知，截面5右端轴段直径d56较d45小，且截面5处存在圆角，会引起应力集中，故截面5右侧最危险。（2）截面5右侧抗弯截面系数W0.1d5632700mm3抗扭截面系数WT0.2d5635400mm3截面5的右侧弯矩及弯曲应力分别为M（FNH22+ FNV22）0.5*（l56-a）（29332+9742）0.5*（0.055-0.015）123620N*mm其中，a由机械设计课程设计表15-1查滚动轴承30306得到。a15mmbM/W=123620/2700MPa=45.8MPa扭矩及扭转切应力分别为T2150000N*mm TT2/WT150000/5400MPa27.8MPa轴材料巍峨哦40Cr，调制处理，有表15-1查得B735MPa，-1355Mpa，-1200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取，因r/d2.0/300.067，D/d35/301.167，经插值后查得1.90，1.47又由附图3-1得轴的材料铭感系数为q0.82，q0.85故有效应力集中系数为k1+q（-1）1.74k1+q（-1）1.40由课本附图3-2得尺寸系数0.85，由附图3-3得扭转尺寸系数0.87轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，及q1，得综合系数为Kk/+1/-11.74/0.85+1/0.92-12.13Kk/+1/-11.40/0.87+1/0.92-11.70取合金钢的特性系数0.1，0.05计算安全系数Sca值，得S-1/（Ka+m）355/（2.13*45.8+0.1*0）=3.64S-1/（K+m）=200/(1.70*27.8/2+0.05*27.8/2)=8.22Sca= SS/(S2+S2)0.53.64*8.22/(3.642+8.22)0.5=3.33S=1.5故可知安全。三、低速轴的设计1，求输出轴上的功率P3、转速n3、和转矩T3P33.69KW，n360.3r/min，T3584N*m2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径d2299.2mm，则Ft2T3/d22*584/0.29923904NFrFttan/cos3904*tan20/cos1414241466NFa=Fttan=3904*tan141424=991N圆周力Ft、径向力Fr、轴向力Fa及轴的弯矩图如图五所示图五3、初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表15-3，取Ao112，得44.14mm，输出轴的最小直径为安装；联轴器的直径d12，为了是所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，需同时选择联轴器的型号。连轴器的计算转矩TcaKAT3,查14-1，由于转矩变化很小，故取KA1.3，则Tca1.3*584759.2N*m，GB/T5014，选HL4型弹性柱销联轴器，器公称转矩为1250N*m。半联轴器的孔径d155mm，故取d1255mm，半联轴器的长度为L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴的结构如图所示（见图六）图六（2）根据轴向的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d2362mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D65mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm，为了帮助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略短一些，现取l1282mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据的d2362mm，由机械设计课程设计表15-7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30313，其尺寸为dDT65mm140mm36mm，故d34d7865mm，l3436mm左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由表15-7查得30313型轴承的定位轴肩高度为h6mm，因此，取d4577mm；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75mm，为了是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=72mm。取安装齿轮处的轴端6-7的直径d6770mm，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h6mm，则轴环出直径d5682mm。轴环宽度b1.4h，取l5612mm3）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆级便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离为l30mm故取l2350mm。4）由于中间轴长为238mm，则低速轴在减速箱部分的轴长也应为238mm，则有l45+l78+l端盖+l34+l56+l67l45+l78+20+36+12+72l45+l78+140=238，即有l45+l7898mm。同时，需满足大小斜齿圆柱齿轮正确啮合，对比中间轴和低速轴，可适当取l7858mm，则l4540mm，套筒长19mm。（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d67和d12有课本表6-1查得两处平键截面尺寸分别为bh20mm12mm和bh16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长分别为50mmm和63mm。同时为帮助齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂、半联轴器与轴的配合为H7/m6。滚动轴承与轴的周向定位是有过度配合来保证的，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（5）求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFNH11587N，FNH22317NFNV1-813N ，FNV2653N弯矩MMH150.765N*mMV1-77.235N*m，MV2-42.55N*m总弯矩M1（MH2+ MV12）0.5169.4N*m，M2（MH2+ MV22）0.5156.65N*m扭矩TT3584N*m6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据即轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6轴的计算应力ca（M2+（T3）20.5/W169.42+（0.6*584）20.5/（0.1*0.0703）11.35MPa前面已经选定轴的材料为45钢（调质），由课本表15-14查得-160MPa，ca-1，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判读危险截面由弯矩图知道截面C的应力最大，但前面已经校核过，C截面所在轴段的强度完全满足设计要求，故不是最危险截面。由轴零件图易知，截面7右端轴段直径d78较d67小，且截面7处存在圆角，会引起应力集中，故截面7右侧最危险。（2）截面7右侧抗弯截面系数W0.1d30.1*65327462.5mm扭截面系数WT0.2d30.2*65354925mm截面7右侧弯矩M及弯曲应力b分别为M（FNH22+FNV2）0.5（l78a）（23172+6532）0.5*（0.058-0.029）69811mm其中a由机械设计课程设计表15-1轴承30313查得。a29mmbM/W69811/27462.52.54MPa截面上扭矩T3及扭转切应力T分别为T3584000N*mm ，TT3/WT584000/5492510.63MPa轴材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得B640MPa，-1275MPa，-1155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由附表3-2查取。因r/d2/650.031，D/d70/651.08，经插值后可查得2.0，1.31又由附图3-1可查得材料的敏感系数为q0.82，q0.85故有效应力集中系数为k1+q（-1）1+0.82*（2-1）1.82k1+ q(-1)=1+0.85*(1.31-1)=1.26由附图3-2得尺寸系数0.67，由附图3-3得扭转尺寸系数0.82轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即q1，得综合系数为Kk/+1/-11.82/0.67+1/0.92-12.80Kk/+1/-11.26/0.82+1/0.92-11.62又取碳钢的特性系数0.1，0.05计算安全系数Sca值S-1/（ka+m）275/（2.80*2.54+0.1*0）38.68S-1/（Ka+m）155/（1.62*10.63/2+0.05*10.63/2）17.46ScaSS/（S2+ S2）0.538.68*17.46/（38.682+17.462）0.515.91S1.5，故安全。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为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dDT30mm72mm20.75mm，Fa472N，查机械设计课程设计表15-1得e0.31，Y1.9，基本额定负载Cr59.0KN载荷 水平面H 垂直面V支反力FFNH1-1473NFNV1143.4NFNH22840NFNV213.6NFr11480N，Fr22840N则Fd1Fr1/（2Y）1480/（2*1.9）389.5NFd2Fr2/（2Y）2840/（2*1.9）747.4N则Fa1Fd2+Fa747.4+4721219.4NFa2Fd2747.4N则Fa1/Fr11219.4/14800.824e，Fa2/Fr2747.4/28400.263e由课本表13-5得X0.4，则Pr1XFr1+YFa10.4*1480+1.9*1219.42908.86NPr2Fr22840则526761h减速器预计使用时间为T83001024000hLhT，故合适二、中间轴滚动轴承计算初步选在滚动轴承为0游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其基本参数同前。Fa450N载荷水平面H垂直面V支反力FFNH12380N FNH22933NFNV182N FNV2974N则Fr12381.4N，Fr23090.5N则Fd1Fr1/（2Y）2381.4/（2*1.9）626.68NFd2Fr2/（2Y）3090.5/（2*1.9）813.29N则Fa1Fd2+Fa=813.29+450=1263.29NFa2=Fd2=813.29N则Fa1/Fr11263.29/2381.40.53Fa2/Fr2813.29/3090.50.263则Pr1XFr1+YFa10.4*2381.4+1.9*1263.293352.811NPr2Fr23090.5N则979372.508hT24000h，故安全。三、输出轴滚动轴承计算初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313，其尺寸为dDT65mm140mm36mm，Fa991N查机械设计课程设计表15-1 30313轴承，得Cr195KN，e0.35，Y01.7，X0.4.载荷水平面H垂直面V支反力FFNH11587N，FNH22317NFNV1-813N ，FNV2653N则Fr11783.1N ，Fr22407.26N则Fd1Fr1/（2Y）1783.1/（2*1.9）469.24NFd2Fr2/（2Y）2407.26/（2*1.9）633.49N则Fa1=Fd2+Fa=633.49+991=1624.49NFa2Fd2633.49N则Fa1/Fr11624.49/1783.10.911Fa2/Fr2633.49/2407.260.263则Pr1XFr1+YFa10.4*1783.1+1.9*1624.493799.771NPr2Fr22407.26N则138821072.5hT=24000h故安全。键联接的选择及计算一、输入轴键计算1、校核联轴器出的键连接该处选用普通平键尺寸为bhL6mm6mm25mm，键与轮毂键槽的接触高度为k0.5h3mm；键的工作长度为lL-b25mm-6mm19mm，联轴器所在轴的直径为d20mm，由课本表6-2查得键的许用挤压应力为p110MPa假定载荷在键的工作面上均匀分布，则其强度为p2T1/（kld）2*52525/（3*19*20） 92.15MPap，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bhL8mm7mm50mm，齿轮轮毂键槽与键的接触高度为k0.5h3.5mm，键的工作长度为lL-b50mm6mm44mm，齿轮所在轴段直径为d25mm，则p2T1/（kld）2*52525/（3.5*44*25）27.3p，故单键即可二，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bhL10mm8mm25mm,k=0.5h=4mm,l=L-b=15mmd35mm，T21.5105N*mm则p2T2/（kld）2*150000/（4*15*35）142.86MPap可见连接的挤压强度不够，因此改用双键，相隔180布置。双键的工作长度l1.535mm52.5mm则p2T2/（kld）2*150000/（4*15*52.5）95.24MPap，符合要求。2、校核圆柱斜齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为bhL10mm8mm50mm，k0.5h4mm，lL-b40mm，d35mm则p2T2/（kld）2*150000/（4*40*35）53.57MPap，故用单键即可三、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bhL16mm10mm63mm，k0.5h5mm，lL-b47mm，d55mm，T35.84105MPa则p2T3/（kld）2*584000/（5*47*55）90.37MPap，故单键即可。2、校核圆柱斜齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为bhL20mm12mm50mm，k0.5h6mm，lL-b30mm，d70mm则p2T3/（kld）2*584000/（6*30*70）92.7MPap，故单键即可。联轴器的选择在轴的计算中已经选定联轴器的型号，下面做一下整理。输入轴选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160N*m，半联轴器的孔径为d120mm，半联轴器长度L50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长为38mm。输出轴选HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N*m。半联轴器的孔径d155mm半联轴器的长度为L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm。减速器附件的选择由机械设计课程设计选定通气帽M362，A型压配方式，圆形油标A20（GB1160.1-89），外牛角油塞及封油垫M141.5，箱座吊耳，吊耳螺钉M12（GB825-88），启盖螺钉M8.润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计课程设计表16-1查得选用工业闭式齿轮油（GB5903-1995）中的L-CKC150。当齿轮圆周速度v12m/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v3.48m/s2m/s,可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，并阻止润滑油的流失。参考资料【1】濮良贵，纪名刚。机械设计.第八版.北京：高等教育出版社【2】李育锡.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社【3】刘鸿文.材料力学.第四版.北京：高等教育出版社【4】成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版2004【5】孙桓，陈作模，葛文杰.第七版.北京：高等教育出版社【6】王伯平.互换性与测量技术基础.第三版.北京：机械工业出版社24