減速器-圓錐圓柱齒輪減速器設計【鏈式輸送機傳動裝置】【F=2500M V=0.67ms D=445 L=800mm】,鏈式輸送機傳動裝置,F=2500M V=0.67ms D=445 L=800mm,減速器-圓錐圓柱齒輪減速器設計【鏈式輸送機傳動裝置】【F=2500M,V=0.67ms,D=445,L=800mm】,減速器 機械設計基礎課程設計 減速器-圓錐圓柱齒輪減速器設計 [鏈式輸送機傳動裝置] [F=2500 V=0.67 D=445 L=800] 計算說明書 指導教師 院 系 班 級 學 號 姓 名 目 錄 設計任務書……………………………………………………3 傳動方案的擬訂及說明………………………………………3 電動機的選擇…………………………………………………3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………5 帶傳動的設計計算……………………………………………8 齒輪傳動件的設計計算……………………………………10 軸的設計計算………………………………………………..16 滾動軸承的選擇及計算……………………………………..38 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算…………………………………..42 聯(lián)軸器的選擇………………………………………………..43 減速器附件的選擇…………………………………………..44 潤滑與密封…………………………………………………...49 設計小結(jié)……………………………………………………...50 參考資料……………………………………………………...51  設計計算及說明 結(jié)果 一、 設計任務書 設計一鏈式輸送機傳動裝置的圓錐圓柱齒輪減速器，已知鏈式輸送機傳動裝置 輸送機常溫下當?shù)厥彝庾鳂I(yè)，工作壽命10年（設每年工作300天），一班制，每班按6小時計算。簡圖如下： （圖2） 設計計算及說明 結(jié)果 圓錐—圓柱齒輪減速器 計算驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速 選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機由圖可知，該設備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，減速器為兩級展開式 三、 選擇電動機 1）電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。 2）電動機容量 (1)卷筒的輸出功率 (2)電動機輸出功率 傳動裝置的總效率 查表2-1，取一對軸承效率軸承=0.99，錐齒輪傳動效率錐齒輪=0.96，斜齒圓柱齒輪傳動效率齒輪=0.97，聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.99（位于滾筒與減速器之間的），V帶傳動帶=0.96得電動機到工作機間的總效率為 故 (3)電動機額定功率 由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表20-1選取電動機額定功率。 3）電動機的轉(zhuǎn)速 推算電動機轉(zhuǎn)速可選范圍，由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表2-1查得單級圓柱齒輪傳動比范圍，圓錐齒輪傳動比范圍，V帶傳動一般 i=2～5，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為： 設計計算及說明 結(jié)果 其中750r/min的電動機不常用，初選同步轉(zhuǎn)速分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下表： 方案 電動機型號 額定功率 （KW） 電動機轉(zhuǎn)速(r/min) 電動機質(zhì)量(kg) 總傳動比 同步 滿載 1 Y112M-6 2.2 1000 940 45 32.67 2 Y100L1-4 2.2 1500 1420 34 49.36 兩方案均可行，選定方案一 ，結(jié)構(gòu)尺寸相對較小，能適合卷筒的工況，選定電動機的型號為Y112M-6 4）電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形,安裝尺寸 由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表20-1、表20-2查得主要數(shù)據(jù)，并記錄備用。 四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1）傳動裝置總傳動比 2）分配各級傳動比 根據(jù)V帶傳動一般 i=2～5，課程設計要求：錐齒輪速比不適宜過大，圓柱齒輪速比不宜過小，帶傳動速比也不適宜過大。初取，那么圓錐圓柱二級減速器的傳動比為 因為是圓錐圓柱齒輪減速器，所以 那么 設計計算及說明 結(jié)果 3）各軸轉(zhuǎn)速（軸號見圖） 4）各軸輸入功率 按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即 5）各軸轉(zhuǎn)矩 項目 軸1 軸2 軸3 軸4 軸5 轉(zhuǎn)速(r/min) 940 303.23 108.68 28.77 28.77 功率(kw) 1.97 1.87 1.797 1.73 1.71 轉(zhuǎn)矩(N*m) 20.01 58.89 157.91 574.26 567.62 傳動比 1 3.1 2.79 3.77 1 設計計算及說明 結(jié)果 五、帶輪的計算 3.1 帶傳動設計 輸入功率P=2.2kW,轉(zhuǎn)速n1=940r/min,帶傳動比i=3.1 表3-1 工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷變動小，單班工作制（6小時），查《機械設計》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。 圖3-1 帶型圖 根據(jù)算出的Pd＝2.42kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝940r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。 3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3-2 V帶 帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=280mm 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。 3.8計算壓軸力 由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝133.46N，上面已得到=153.36o，z=3，則 對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表3-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖3-2a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖3-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖3-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖3-2d。 （a） （b） （c） （d） 圖3-2 帶輪結(jié)構(gòu)類型 根據(jù)設計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇孔板帶輪如圖（b） 五、傳動件的設計計算 圓錐直齒輪設計 已知輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速940r/min，齒數(shù)比u=2.79，由電動機驅(qū)動，工作壽命10年（設每年工作300天），一班制，輸送機工作經(jīng)常滿載，空載起動，工作平穩(wěn)。 選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù) 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88) 材料選擇 由《機械設計（第八版）》表10-1選擇小齒輪材料為(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取整。則 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩 選齒寬系數(shù) 4）由《機械設計（第八版）》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 5）由《機械設計（第八版）》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 6） 計算應力循環(huán)次數(shù) 設計計算及說明 結(jié)果 7) 由《機械設計（第八版）》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 （2） 計算 1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 2） 計算圓周速度v 設計計算及說明 結(jié)果 3） 計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由《機械設計（第八版）》圖10-8查得動載系數(shù) 直齒輪 由《機械設計（第八版）》表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查《機械設計（第八版）》表得軸承系數(shù)，則 接觸強度載荷系數(shù) 4） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 5） 計算模數(shù)m 取標準值 6） 計算齒輪相關(guān)參數(shù) 7） 圓整并確定齒寬 圓整取， 設計計算及說明 結(jié)果 1、 校核齒根彎曲疲勞強度 1） 確定彎曲強度載荷系數(shù)　 2） 計算當量齒數(shù) 3） 由《機械設計（第八版）》表10-5查得齒形系數(shù) 　 應力校正系數(shù) 　 4） 由《機械設計（第八版）》圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 5） 由《機械設計（第八版）》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)　 6） 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 7）校核彎曲強度 設計計算及說明 結(jié)果 根據(jù)彎曲強度條件公式進行校核 滿足彎曲強度，所選參數(shù)合適。 圓柱斜齒輪設計 已知輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速108.68r/min，齒數(shù)比u=3.77，由電動機驅(qū)動，工作壽命10年（設每年工作300天），一班制，帶式輸送機工作經(jīng)常滿載，空載起動，工作平穩(wěn)。 1、 選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù) 1） 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88) 2） 材料選擇 由《機械設計（第八版）》表10-1選擇大小齒輪材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)），小齒輪齒面硬度為250HBS，大齒輪齒面硬度為220HBS。 3） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，大小齒輪一般取互質(zhì)數(shù)，故取 4） 選取螺旋角。初選螺旋角 2、按齒面接觸強度設計 , 設計計算及說明 結(jié)果 由設計計算公式進行試算，即 (1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 試選載荷系數(shù) 2） 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩 3） 選齒寬系數(shù) 4） 由《機械設計（第八版）》圖10-30選取區(qū)域系數(shù) 5） 由《機械設計（第八版）》圖10-26查得，，則 6） 由《機械設計（第八版）》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7） 計算應力循環(huán)次數(shù) 8） 由《機械設計（第八版）》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限 9） 由《機械設計（第八版）》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 設計計算及說明 結(jié)果 10）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 2） 計算圓周速度v 3） 計算齒寬b及模數(shù) 4） 計算縱向重合度 5）計算載荷系數(shù) 設計計算及說明 結(jié)果 根據(jù)，7級精度，由《機械設計（第八版）》圖10-8查得動載系數(shù) 由《機械設計（第八版）》表10-3查得 由《機械設計（第八版）》表10-2查得使用系數(shù) 由《機械設計（第八版）》表10-13查得 由《機械設計（第八版）》表10-4查得 接觸強度載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 7） 計算模數(shù) 取 8） 幾何尺寸計算 （1） 計算中心距 取得 （2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正 （3）計算大小齒輪的分度圓直徑 設計計算及說明 結(jié)果 （4）計算齒輪寬度 圓整后取　 3、 校核齒根彎曲疲勞強度 1） 確定彎曲強度載荷系數(shù)　 2） 根據(jù)重合度，由《機械設計（第八版）》圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 3） 計算當量齒數(shù) 4）由《機械設計（第八版）》表10-5查得齒形系數(shù) 　 應力校正系數(shù) 　 5） 由《機械設計（第八版）》圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 6）由《機械設計（第八版）》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)　 設計計算及說明 結(jié)果 7） 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 8） 校核彎曲強度 根據(jù)彎曲強度條件公式進行校核 滿足彎曲強度，所選參數(shù)合適。 六、軸的設計計算 輸入軸設計 1、求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 2、求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為 設計計算及說明 結(jié)果 而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖二所示 圖二 設計計算及說明 結(jié)果 3、 初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設計（第八版）》表15-3，取，得，輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查《機械設計（第八版）》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 查《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表17-4，選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38mm。 4、 軸的結(jié)構(gòu)設計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案（見圖三） 圖三 設計計算及說明 結(jié)果 （2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑 2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，，而。 這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取 3）取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承， 5-6段應略短于軸承寬度，故取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油 的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取 5）錐齒輪輪轂寬度為64.86mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取。 6） 由于，故取 （3） 軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1 查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為保 設計計算及說明 結(jié)果 證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。 （4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 5、 求軸上的載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由《機械設計（第八版）》表15-1查得，故安全。 6、 精確校核軸的疲勞強度 （1） 判斷危險截面 截面5右側(cè)受應力最大 （2）截面5右側(cè) 設計計算及說明 結(jié)果 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5右側(cè)彎矩M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按《機械設計（第八版）》附表3-2查取。因，，經(jīng)插值后查得 又由《機械設計（第八版）》附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 設計計算及說明 結(jié)果 由《機械設計（第八版）》附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由《機械設計（第八版）》附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值 故可知安全。 中間軸設計 1、求中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 設計計算及說明 結(jié)果 2、求作用在齒輪上的力 已知圓柱斜齒輪的分度圓半徑 而 已知圓錐直齒輪的平均分度圓半徑 而 圓周力、，徑向力、及軸向力、的方向如圖四所示 設計計算及說明 結(jié)果 圖四 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設計（第八版）》表15-3，取，得，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和 設計計算及說明 結(jié)果 4、 軸的結(jié)構(gòu)設計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案（見下圖圖五） （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，。 這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒直徑。 2）取安裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用 設計計算及說明 結(jié)果 套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。 3） 已知圓柱直齒輪齒寬，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸 段應略短于輪轂長，故取。 4）箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取 。 （3）軸上的周向定位 圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 5、 求軸上的載荷 設計計算及說明 結(jié)果 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由《機械設計（第八版）》表15-1查得，故安全。 7、精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面5左右側(cè)受應力最大 （2）截面5右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 設計計算及說明 結(jié)果 截面5右側(cè)彎矩M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按《機械設計（第八版）》附表3-2查取。因，，經(jīng)插值后查得 又由《機械設計（第八版）》附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 由《機械設計（第八版）》附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由《機械設計（第八版）》附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 設計計算及說明 結(jié)果 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取合金鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值 故可知安全。 （3）截面5左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5左側(cè)彎矩M為 設計計算及說明 結(jié)果 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 過盈配合處的，由《機械設計（第八版）》附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由《機械設計（第八版）》附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 計算安全系數(shù)值 設計計算及說明 結(jié)果 故可知安全。 輸出軸設計 1、求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 2、求作用在齒輪上的力 已知圓柱斜齒輪的分度圓半徑 而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖六所示 設計計算及說明 結(jié)果 圖六 設計計算及說明 結(jié)果 3、初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械設計（第八版）》表15-3，取，得，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查《機械設計（第八版）》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 查《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表17-4，選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 2、 軸的結(jié)構(gòu)設計 （1） 擬定軸上零件的裝配方案（見圖六） 設計計算及說明 結(jié)果 圖六 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的 直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑， 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián) 軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短些，現(xiàn)取 。 2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，，而。 左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由《機械設計（機械設計基礎）課程》 設計計算及說明 結(jié)果 表15-7查得30310型軸承的定位軸肩高度，因此??；齒輪右端和右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為71mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取 5）箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取。 （3）軸上的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由《機械設計（第八版）》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為 5、求軸上的載荷 設計計算及說明 結(jié)果 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 6、按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由《機械設計（第八版）》表15-1查得，故安全。 7、精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面7右側(cè)受應力最大 （2）截面7右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 設計計算及說明 結(jié)果 截面7右側(cè)彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按《機械設計（第八版）》附表3-2查取。因，，經(jīng)插值后查得 又由《機械設計（第八版）》附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應力集中系數(shù)為 由《機械設計（第八版）》附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由《機械設計（第八版）》附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 設計計算及說明 結(jié)果 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 又取碳鋼的特性系數(shù) 計算安全系數(shù)值 故可知安全。 七、滾動軸承的選擇及計算 輸入軸滾動軸承計算 初步選擇滾動軸承，由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為， ，， 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 設計計算及說明 結(jié)果 則 則 則 ， 則 則 故合格。 中間軸滾動軸承計算 初步選擇滾動軸承，由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，，， 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 設計計算及說明 結(jié)果 則 則 則 則 ， 則 則 故合格。 輸出軸軸滾動軸承計算 初步選擇滾動軸承，由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，，， 設計計算及說明 結(jié)果 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 則 則 則 ， 則 則 故合格 設計計算及說明 結(jié)果 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 輸入軸鍵計算 1、 校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： ，故單鍵即可。 2、 校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： ，故單鍵即可。 中間軸鍵計算 1、 校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： ，故單鍵即可。 2、 校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： 設計計算及說明 結(jié)果 ，故單鍵即可。 輸出軸鍵計算 1、 校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： ，故單鍵即可。 2、 校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： ，故單鍵即可。 九、聯(lián)軸器的選擇 在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號。 輸入軸選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38mm。 輸出軸選選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 設計計算及說明 結(jié)果 十、減速器附件的選擇 由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》選定通氣帽，A型壓配式圓形油標A20（GB1160.1-89），外六角油塞及封油墊,箱座吊耳，吊環(huán)螺釘M12（GB825-88），啟蓋螺釘M8。 十一、潤滑與密封 齒輪采用浸油潤滑，由《機械設計（機械設計基礎）課程設計》表16-1查得選用N220中負荷工業(yè)齒輪油（GB5903-86）。當齒輪圓周速度時，圓錐齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~60mm。由于大圓錐齒輪，可以利用齒輪飛濺的油潤滑軸承，并通過油槽潤滑其他軸上的軸承，且有散熱作用，效果較好。 密封防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А? 十二、設計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的兩級圓錐圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎. 　　機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術(shù)課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術(shù)測量》、《工程材料》、《機械設計（機械設計基礎）課程設計》等于一體。 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想、訓練綜合運用機械設計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助。 設計計算及說明 結(jié)果 　　設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關(guān)機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。 十三、參考文獻 1、《機械設計（第八版）》　高等教育出版社 2、《機械設計（機械設計基礎）課程設計》　高等教育出版社 51