圆锥圆柱齿轮减速器设计(就这个).pdf

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1、1/29 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）减速器零件图（不低于 3 张 系统简图：联轴器联轴器输送带减速器电动机滚筒 原始数据：运输带拉力 F=2100N，运输带速度 sm6.1，滚筒直径 D=400mm 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。2/29 设计步骤：一、选择电动机和计算运动参数(一)电动机的选择 1.计算带式运输机所需的功率：Pw=1000FV=10006.12100=3.36kw 2.各机械传动效率的参数选择：1

2、=0.99（弹性联轴器），2=0.98（圆锥滚子轴承），3=0.96（圆锥齿轮传动），4=0.97（圆柱齿轮传动），5=0.96（卷筒）.所以总传动效率：=2142345 =96.097.096.098.099.042 =0.808 3.计算电动机的输出功率：dP=wP=808.036.3kw4.16kw 4.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（华南理工大学出版社机械设计课程设计第二版朱文坚 黄平主编），工作机卷筒的转速wn=40014.36.1100060dv100060=76.43 r/min，所以电动机转速范围为 min/r75.191044.611

3、43.76258ninwd）（）（。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（3ii25.0i且），故首先选择 750r/min，电动机选择如表所示 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 Y160M2-8 5.5 720 42 110 2.0 2.0 (二)计算传动比：3/29 1.总传动比：420.943.76720nniwm 2.传 动 比 的 分 配：iii

4、，i25.0i=355.2420.925.03，成 立355.2420.9iii=4(三)计算各轴的转速：轴 r/min720nnm 轴 r/min73.305355.2720inn 轴 r/min43.76473.305inn(四)计算各轴的输入功率：轴 kw118.499.016.41dPP 轴 kw874.396.098.0118.432PP 轴 42 PP=3.874 0.980.97=3.683kw 卷筒轴 kw573.399.098.0683.312PP卷(五)各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩mm1052.572016.41055.9n1055.946md6dNPT 故轴 99.

5、051778.51dTT5.462mm104N 轴 mm102103.110355.296.098.046260.5i5432NTT 轴 mm10602.410497.098.021028.1i5542NTT 卷筒轴 mm10465.41099.098.0602.45512NTT卷 二、高速轴齿轮传动的设计(一)选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动 2.输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 8 级精度。3.材料选择 由机械设计 第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材 表4/29 101 选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：表 2 齿轮型号 材

6、料牌号 热处理方法 强度极限Pa/MB 屈服极限a/MPS 硬度（HBS）平均硬度（HBS）齿芯部 齿面部 小齿轮 45 调质处理 650 360 217255 236 大齿轮 45 正火处理 580 290 162217 189.5 二者硬度差约为 45HBS。4.选择小齿轮齿数1z25，则：875.5825355.2ziz12，取59z2。实际齿比36.22559zzu12 5.确定当量齿数 36.2tancotu21 036.67964.2221，14.27921.025coszz11v1，28.151390.059coszz22v2。(二)按齿面接触疲劳强度设计 32121u5.019

7、2.2dRRHEKTZ 1.确定公式内的数值 1)试选载荷系数8.1tK 2)教材表 106 查得材料弹性系数a8.189MPZE（大小齿轮均采用锻钢）3)小齿轮传递转矩 T5.462mm104N 4)锥齿轮传动齿宽系数33.035.0b25.0RRR，取。5)教材 1021d 图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a570lim1MPH；1021c 图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限a390lim2MPH。资料个人收集整理，勿做商业用途 6)按式(1013)计算应力循环次数 9h1110074.21030082172060jn60LN；891210788.836.210074.2uNN

8、 5/29 7)查教材 1019 图接触疲劳寿命系数01.11HNK，05.12HNK。8)计算接触疲劳许用应力H 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，则 1H=a7.57557001.1lim11MPSKHHN a5.40939005.1lim222MPSKHHNH H=a6.49225.4097.575221MPHH1.232H a6.492MPH取 2.计算 1)计算小齿轮分度圆直径1d（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）32121tu5.0192.2dRRHEKTZ =324236.233.05.0133.010462.58.16.4928.18992.2 =87.470 mm

9、2)计算圆周速度 m/s296.360000720470.8714.3100060nd vt 1 3)计算齿宽 b 及模数m 2136.233.0470.8721udb22t 1RRR36.992mm 4988.325470.87zdm1t 1ntmm 4)齿高mm8723.74988.325.2m25.2hnt 699.48723.7992.36hb 计算载荷系数 K 由教材 102 表查得：使用系数使用系数AK=1；根据 v=3.296m/s、8 级精度，由 108 图查得：动载系数VK=1.18；由 103 表查得：齿间载荷分配系6/29 数K=1FHKK；取轴 承 系 数beHK=1.

10、25，齿 向 载 荷 分 布 系 数K=HHKK=875.15.1beHK 所以：213.2875.1118.11HHVAKKKKK 6)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径 mm705.938.1213.2470.87dd33tt 11KK 7)就算模数：748.325705.93zdm11nmm(三)按齿根弯曲疲劳强度设计 m3aa21211uz5.014FSFRRYYKT 1.确定计算参数 1)计算载荷213.2875.1118.11FFVAKKKKK 2)查取齿数系数及应了校正系数 由教材 105 表得：568.2a1FY，601.1a1SY；14.22FaY，83.12SaY。教材 1

11、020 图 c 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限 a4001MPFE；教材 1020 图 b 按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 a3202MPFE。4)教材 1018 图查得弯曲疲劳寿命系数 92.091.021FNFNKK，。5)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4。a2604.140091.0111MPSKFEFNF a29.2104.132092.0222MPSKFNFNF 6)计算大小齿轮的FSFYYaa并加以比较，1a1a1FSFYY=01581.0260601.1568.2，01862.029.21083.114.22a2a2FSFYY，大齿轮的7/29 数

12、值大。2.计算（按大齿轮）3aa22121t1uz5.014mFSFRRYYKT =3222401862.0136.22533.05.0133.010462.5213.24 =2.901mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模 m 大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数 m 的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。所以可取弯曲强度算得的模数 2.901 mm并就近圆整为标准值3mn mm（摘自机械原理教程第二版清华大学出版社 4.11 锥齿轮模数（摘自 GB/T123681990），而 按 接 触 强 度 算 得 分 度 圆 直 径1d=93

13、.705mm重 新 修 正 齿 轮 齿 数，235.313705.93mdzn11,取整33z1，则715.7733355.2ziz112，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，12zz 与一般应互为质数。故取整77z2。则实际传动比333.23377zzi121，与原传动比相差 2.2%，且在%5误差范围内。(四)计算大小齿轮的基本几何尺寸 1.分度圆锥角：1)小齿轮 199.23zzarccot121 2)大齿轮 801.66199.23909012 2.分度圆直径：1)小齿轮 mm99333zmd1n1 2)大齿轮 mm231773zmd2n2 3.齿顶高 mm3mm31mhhnaa

14、4.齿根高 mm6.3mm32.01mchhnaf 5.齿顶圆直径：1)小齿轮 mm515.1049191.03299cosh2dd1a11a 8/29 2)大齿轮 mm363.2333939.032231cosh2dd2a2a2 6.齿根圆直径：1)小齿轮 mm382.929191.06.3299cosh2dd1f11f 2)大齿轮 mm164.2283939.06.32231cosh2dd2f2f2 7.锥距 mm660.125773323zz2msin2mz222221R 8.齿宽 mm845.41660.125333.0bRR，（取整）b=41mm。则：圆整后小齿宽 mm451B，大齿

15、宽 mm402B。9.当量齿数 905.359191.033coszz11v1，481.1953939.077coszz22v2 10.分度圆齿厚 mm71.42314.32ms 11.修正计算结果：1)由教材 105 表查得：441.2a1FY，654.1a1SY；122.22FaY，862.12SaY。m/s730.3600007209914.3100060nd v1，再根据 8 级精度按教材 108 图查得：动载系数VK=1.18；由 103 表查得：齿间载荷分配系数K=1FHKK；取轴承系数beHK=1.25，齿向载荷分布系数K=HHKK=875.15.1beHK 3)213.2875

16、.1118.11HHVAKKKKK 4)校核分度圆直径 32121tu5.0192.2dRRHEKTZ =3242333.233.05.0133.010462.5213.26.4928.18992.2 =94.065 5)1a1a1FSFYY=01553.0260654.1441.2，01879.029.210862.1122.22a2a2FSFYY，大齿轮的数值大，按大齿轮校核。9/29 6)3aa22121n1uz5.014mFSFRRYYKT =3222401879.01333.23333.05.0133.010462.5213.24 =2.426mm 实际mm99d1，mm3mn，均大

17、于计算的要求值，故齿轮的强度足够。齿轮结构设计 小齿轮 1 由于直径小，采用实体结构；大齿轮 2 采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，见下表；大齿轮 2 结构草图如图。高速级齿轮传动的尺寸见表 大锥齿轮结构 草图 表 3 大锥齿轮结构尺寸 名称 结构尺寸及经验公式 计算值 锥角 12zzarctan 801.66 10/29 锥距 R 125.660mm 轮缘厚度 mm10m43en 11mm 大端齿顶圆直径 ad 233.363mm 榖空直径 D 由轴设计而定 50mm 轮毂直径1D D6.11D 80mm 轮毂宽度 L D2.11L 取 55mm 腹板最大直

18、径0D 由结构确定 160mm 板孔分布圆直径2D 2102DDD 120mm 板孔直径0d 由结构确定 12mm 腹板厚度C mm1017.01.0RC 18mm 表 4 高速级锥齿轮传动尺寸 名称 计算公式 计算值 法面模数 nm 3 mm 锥角 21 801.66199.23 齿数 21zz 33 77 传动比 1i 2.333 分度圆直径 21dd 99mm 231mm 齿顶圆直径 2a2a21a11acosh2dd cosh2dd 104.515mm 223.363mm 齿根圆直径 2f2f21f11fcosh2ddcosh2dd 92.382mm 228.164mm 锥距 2221

19、zz2msin2mzR 125.660mm 11/29 齿宽 21BB 45mm 40mm 三、低速级圆柱齿轮传动的设计(一)选定齿轮类型精度等级材料及齿数 1.按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2.经一级减速后二级速度不高，故用8 级精度。3.齿轮材料及热处理 小齿轮选用 45 钢调质，平均硬度为 235HBS，大齿轮材料为 45 刚正火，平均硬度为 190HBS，二者材料硬度差为40HBS。资料个人收集整理，勿做商业用途 4.齿数选择 选 小 齿 轮 齿 数243z，根 据 高 速 级 传 动 比333.2i1，得 低 速 级 传 动 比038.4iii12，则大齿轮齿数912.96038.

20、424234izz，取2z=97。实际传动比042.424972u 传动比误差100038.4038.42499iii=0.0995，在允许误差范围内。5.选取螺旋角。初选螺旋角=14。（二）按齿面接触强度设计 2131)(12HEHdttZZuuTKd 1.确定各参数的值:1)试选载荷系数tK=1.6 2)计算小齿轮传递的扭矩。mmNnPT55225210199.1616.308874.3105.95105.95 3)查课本205P表 10-7 选取齿宽系数1d。4)查课本201P表 10-6 得材料的弹性影响系数218.189aEMPZ。5)教材 1021d 图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲

21、劳强度极限a570lim1MPH；1021c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限a390lim2MPH。资料个人收集整理，勿做商业用途 6)按式(1013)计算应力循环次数 7)9h1110074.21030082172060jn60LN；891210788.836.210074.2uNN；12/29 8)查教材 1019 图接触疲劳寿命系数01.11HNK，05.12HNK。9)计算接触疲劳许用应力H 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，则 1H=a7.57557001.1lim11MPSKHHN a5.40939005.1lim222MPSKHHNH H=a6.49225.4097.

22、575221MPHH1.232H 10)查课本217P图 10-30 选取区域系数 ZH=2.433。11)查课本215P图10-26 得788.01，865.02，则21=0.788+0.865=1.653。2.计算 1)试算小齿轮分度圆直径 dt 1，由计算公式得 2222133)(12HEHdttZZuuTKd=253)6.4928.189433.2(042.41042.4653.1110199.16.12=65.367mm 2)计算圆周速度 10006022ndtsm/056.1100060616.308367.6514.3 3)计算齿宽 b 和模数ntm b=mmdtd367.653

23、67.6511 ntm=mmzdt643.22414cos367.65cos11 4)齿高 mmmhnt947.5mm643.225.225.2 hb=992.10947.5367.65 5)计算纵向重合度 903.114tan241318.0tan318.01zd 6)计算载荷系数 K 已知使用系数1AK，根据 v=1.056m/s，8 级精度，查课本194P图 10-8 得动载系数03.1vK；查课本196P表 10-4 得 KH=1.46；查课本198P图 10-13得 KF=1.35；查课本193P表 10-3 得4.1FHKK。13/29 故载荷系数 105.246.14.103.1

24、1HHvAKKKKK 7)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKddtt626.716.1105.2367.653333 8)计算模数nm nm=mmzd896.22414cos626.71cos13（三）按齿根弯曲强度设计 tmcos221213FSFadYYzYKT 1.确定计算参数 1)计算载荷系数 019.24.14.103.11FFvAKKKKK 2)小齿轮传递的扭矩mmNT5210199.1 3)根据纵向重合度903.1，查课本217P图 10-28得螺旋角影响系数Y=0.88。4)计算当量齿数 27.2614cos24cos3333zzv 18.10614cos97cos

25、3344zzv 5)查取齿形系数FaY和应力校正系数SaY 查课本200P表 10-5 得796.1,182.2;598.1,590.24433SaFaSaFaYYYY。6)计算弯曲疲劳许用应力 查课本208P图 10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限aFEaFEMPMP325,38043。查课本206P图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数92.0,91.043FNFNKK。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 aFEFNFMPSK2474.138091.0333 aFEFNFMPSK57.2134.132592.0444 7)计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 01676.0247598.159

26、0.2333FSaFaYY 14/29 01835.057.213796.1182.2444FSaFaYY 大齿轮的数值大，选用大齿轮。2.设计计算 mmm977.101835.0653.124114cos88.010199.1019.222253t 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，又有齿轮模数 m 的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以可取弯曲强度算得的模数 1.977 mm并就近圆整为标准值mm5.2mn（摘自机械原理教程第二版清华大学出版社 4.3 标准模数（摘自GB/T13571

27、987），而按接触强度算得分度圆直径1d=71.626mm重新修正齿轮齿数，799.275.214cos626.71mcosdzn33,取整28z3，则064.11328038.4ziz324，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，12zz 与一般应互为质数。故取整113z4。实际传动比036.428113zzi342，与原分配传动比 4.038 基本一致，相差 0.2%。3.几何尺寸计算 1)计算中心距 mm646.181mm14cos25.2)11328(cos2)(43nmzza 将中心距圆整为 181mm。2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 4318913155.13181

28、25.2)11328(arccos2)(amzzn 因值改变不多,故参数,K,HZ等不必修正。3)计算大小齿轮的分度圆直径 mmmzdn006.72155.13cos5.228cos33 mmmzdn113.290155.13cos5.2113cos44 4)计算齿轮宽度 mmdbd006.72006.7211 圆整后取 b=72mm 15/29 小齿轮mm803B，大齿轮mm754B。4.校核，同高速级齿轮一样，（略）。5.齿轮结构设计 小齿轮 3 由于直径小，采用齿轮轴结构；大齿轮 5 采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，大斜齿圆柱齿轮见下表 5；大齿轮 4

29、 结构草图如上图。低速级圆柱斜齿轮传动尺寸见下表。大斜齿轮结构草图 表 5 斜齿大圆柱齿轮结构尺寸 名称 结构尺寸经验计算公式 计算值 榖空直径 d 由轴设计而定 d=d 轴 50mm 轮毂直径3D d6.13D 80mm 轮毂宽度 L d5.12.1L 75mm（取为与齿宽4B相等）16/29 腹板最大直径0D na0m1410d D 268mm 板孔分布圆直径1D 2301DDD 174mm 板孔直径2D 30235.025.0DDD（4765.8）mm 腹板厚度 C BC3.02.0 18mm 表 6 低速级圆柱斜齿轮传动尺寸 名称 计算公式 计算值 法面模数 nm 2.5mm 法面压力

30、角 n 20 螺旋角 “18913 齿数 43zz 28 113 传动比 2i 4.036 分度圆直径 43dd 72.006mm 290.113mm 齿顶圆直径 a4a4a33ah2dd h2dd 77.006mm 295.113mm 齿根圆直径 f4f4f33fh2ddh2dd 65.756mm 283.863mm 中心距 cos2zzma43n 181mm 17/29 齿宽 43BB 80mm 75mm 四、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 1031260 A，取高速轴 12601A，中间轴12002A，低速轴1

31、1203A。按扭转强度初定该轴的最小直径 mind，即：nd3m0minPA。当轴段截面处有一个键槽，就将计数值加大 5%7%，当两个键槽时将数值增大到 10%15%。资料个人收集整理，勿做商业用途 1.高速轴：mm533.22720118.4126 nd3311011minPA，因高速轴安装联轴器有一键槽，则：533.2207.01dmin124.110mm。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，其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）。资料个人收集整理，勿做商业用途 1)联轴器传递的名义转矩T=9550m95.

32、727205.59550nNP 计算转矩 m 43.10995.725.1cNKTT（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=42 mm，则选取 LX3 型联轴器。其中：公称转矩 r/min4750 n m1250n许用转速，NT，联轴器孔直径 d=（30、32、35、38、40、42、45、48）满足电机直径 d电机=42 mm。资料个人收集整理，勿做商业用途 3)确定轴的最小直径。根据 d轴=（0.81.2）d电机，所以mm6.33d1min。取mm35d1min 2.中间轴：mm976.27305.733.874120 n

33、d332022minPA。该处轴有一键槽，则：mm934.29976.2707.01dmin2，另考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直径，取 mm40dmin2。3.低速轴：mm675.2543.76683.3112nd33303min3PA。考虑该处有一联轴器和大斜18/29 齿圆柱齿轮，有两个键槽，则：mm526.29mm675.2515.01dmin3，取整：mm35dmin3。(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

34、高速轴轴系的结构如图上图所示。1)各轴段直径的确定 11d：最小直径，安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段，mm35dd1min11。12d：根据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准，取 45mm 3.轴承处轴段，根据圆锥滚子轴承 30210 确定轴径 50mm 4.轴环段取 60mm 5.轴承处根据轴承取 50mm 6.小锥齿轮处取 40mm 2)轴各段长度 1.由选择的联轴器取 60mm 2.由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定 40mm 3.由圆锥滚子轴承确定 20mm 4.由装配关系、箱体结构确定 110mm 5.由圆锥滚子轴承确定 20mm 6.由套筒及小锥齿轮确定 63mm B.中间

35、轴直径长度确定 19/29 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mind=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，D=85，T=20.75mm,B=19mm,C=16mm,所以取其直径45mm。2）因为安装小斜齿轮为齿轮轴，其齿宽为 80mm，直径为 77.006mm，所以长 80mm直径 77.006mm。3)轴的轴环段直径 60mm，长 10mm。C.输出轴长度、直径设置。20/29 1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时

36、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mind=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，D=85，T=20.75mm,B=19mm,C=16mm,所以取其直径45mm。2）因为安装大斜齿轮，其齿宽为75mm，所以长75mm直径 50mm。3)轴的轴环段直径60mm，长 10mm。4）过渡轴直径 50mm 长度 58mm 5）轴承端直径 45mm，长度 42mm 6）箱盖密封轴直径 40，长度 35mm 7)选择联轴器的直接 35mm，长度 60mm。五、轴的校核

37、(中间轴)(一)轴的力学模型建立 BDa2r2Ft2RBVa2-14607.3328028.73RBH2108934.84109909.8493r221/29 (二)计算轴上的作用力 大锥齿轮 2：圆周力 NTTFFR86.1323333.05.019910462.525.01d2d2411m11t1t2 径向力 NFFF81.189199.23cos20tan86.1323costan11 ta12r 轴向力 NFFF88.442199.23cos20tan86.1323costan1t1r1a2 斜小圆齿 3：圆周力 NNTF66.3361006.72102103.12d2532t3 径向

38、力 NNFF52.1256155.13cos20tan66.3361costant3r3 轴向力 NNFF69.785155.13tan66.3361tant3a3(三)计算支反力 1.计算垂直面支反力（XZ 平面）如图由绕支点 A 的力矩和0AVM 则：01897462622rr3BVFFF NNFBV61.2751896252.125613681.189 同理：0BVM.则 NFAV10.791 0Z，计算无误。2.计算水平面支反力（XY 平面）与上步骤相似，计算得：NFAH13.2630，NFBH39.2055(四)绘扭矩和弯矩图 22/29 1.垂直面内弯矩图如上图。C 处弯矩 CVM

39、左=.mm-49048.20Nmm.6210.79162NFAV mm.40.77335mm.2006.7269.78520.490482d623a3NNFFMAVCV右 D 处弯矩 mm.73.28028254.19288.4425361.2752d53m2a2NFFMBVDV左 mm.53.146075361.27553NFMBVDV右 2.绘水平面弯矩图，如图所示HM.C 处弯矩：mm.06.1630686213.263062NFMAHCH D 处弯矩：mm.84.1089345339.205553NFMBHDH 3.合成弯矩图 如图 C 处最大弯矩值：mm.02.18047740.77

40、33506.16306822maxNMC D 处最大弯矩值：mm.93.11248273.2802884.10893422maxNMD 4.转矩图T mm.1210302NTT 5.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 151 查得轴的许用应力a601MP 应用第三强度理论122WTM mm29.336014.312103002.1804773232d3223122CTMC mm39.306014.312103093.1124823232d3223122DTMD 而 C 处采用的齿轮轴，D 处直径 50mm，远大于计算尺寸。故强度足够。(五)安全系数

41、法疲劳强度校核 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。1.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。2.轴的材料的机械性能 23/29 根 据 选 定 的 轴 的 材 料45钢，调 质 处 理，由 所 引 用 教 材 表15 1查 得：11640,275,155BMPaMPaMPa。取1.02.05.05.0 3.D 截面上的应力 因 D 截面有一键槽mm9mm14hb，mm5.5t。所引：抗弯截面系数32323mm83.107405025.550

42、5.514325014.3d2tdbt32dW 抗扭截面系数32323mm46.230065025.5505.514165014.3d2tdbt16dTW 弯曲应力幅a47.10a83.1074093.112482maxaMPMPWMD，弯曲平均应力0m；扭转切应力幅a63.2a46.23006212103022aMPMPWTT，平均切应力a63.2amMP。4.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，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：16.3k，取 53.216.38.0k8.0k，轴按磨削加工，由教材附图 34

43、求出表面质量系数：92.0。故得综合影响系数：25.3192.0116.311kK 62.2192.0153.211kK 5.疲劳强度校核 轴在 D 截面的安全系数为：08.802.047.1025.3275ma1KS 667.2163.21.063.262.2155ma1KS 57.7667.2108.8667.2108.82222caSSSSS 24/29 取许用安全系数SSSca,0.2有，故 C 截面强度足够。六、校核高速轴及输出轴 校核该轴与中间轴方法一样，故步骤省略。经校核后，两轴强度足够。七、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（机械设计基础

44、）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 30210，其尺寸为，mmmmmmTDd5.219050 362aFN，1.5tan1.5tan11 51350.315e 则 12523.58,1569.67FrN FrN 11221701.30446.5922 0.4 cot11 51352397.57402.7922 0.4 cot11 5135ddFrFNYFrFNY 则 1212446.59338784.59402.79adaadFFFNFFN 则 11784.590.4611701.30arFeF，22402.790.1682397.57arFeF

45、则 111Pr0.40.4cot0.4 1701.30.4 cot11 5135 784.592174.98FrFaN 22Pr2397.57rFN 则 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1522.5NHFN 133.55NVFN 21567.5NHFN 282.45NVFN 25/29 10610655800101.94 1061066060 3102397.573rhrCLhhnP 故合格。2.中间轴和输出轴轴滚动轴承计算 初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）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 30209，其尺寸为mmmmmmTD

46、d78.208545 651.5aFN，1.5tan1.5tan12 57100.345e，12965.13,2002.20FrN FrN 则 1122965.13277.4822 0.4 cot12 57102002.20575.6322 0.4 cot12 5710ddFrFNYFrFNY 则 1212277.48651.5928.98575.63adaadFFFNFFN 则 11928.980.963965.13arFeF，22575.630.2872002.20arFeF 则 111Pr0.40.4cot0.4 965.130.4 cot12 5710 928.982001.67FrF

47、aN 22Pr2002.20rFN 则 10 610 6558001014.10 1061066060 77.62002.203rhrCLhhnP 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1957NHFN 1125NVFN 21669NHFN 21106NVFN 26/29 故合格 八、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mmmmmmlhb55810，接触长度mml50555，则键联接所能传递的转矩为：0.250.25 6 22 20 120 100079.2pThl dNm 397.35TTNm，故单键即可。2.中间轴键计算 校核联轴器处的

48、键连接，该处选用普通平键尺寸为mmmmmmlhb44914，接触长度mml301444，则键联接所能传递的转矩为：0.250.25 8 58 40 120 1000556.8pThl dNm 4371.66TTNm，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mmmmmmlhb55914，接触长度mml411455，则键联接所能传递的转矩为：0.250.25 10 34 55 120 1000561pThl dNm 4371.66TTNm，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。1.输入轴选 HL1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 16000

49、0Nmm，半联轴器的孔径120dmm，故取1220dmm，半联轴器长度52Lmm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm。2.输出轴选选 HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630000Nmm，半联轴器的孔径140dmm，故取1240dmm，半联轴器长度112Lmm，半联轴器与轴配合的毂孔长27/29 度为 84mm。十、润滑与密封 齿轮采用浸油润滑，由机械设计（机械设计基础）课程设计表 16-1 查得选用 N220 中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。当齿轮圆周速度smv/12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

50、 距 离 3060mm。由 于 大 圆 锥 齿 轮3.23/2/vm sm 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。十一、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 0.0125（d1+d2）8 8 机盖壁厚 1 8101.021mmdd 8 机座凸缘厚度 b 1.5 12 机盖凸缘厚度 b1 1.51 12 机座底凸缘厚度 P 2.5 20 地脚螺钉直径 fd 81018.021mmdd 12 地脚螺钉数目 n 4 4 轴承旁