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目錄. 第1章 選擇電動機和計算運動參數 3 1.1 電動機的選擇 3 1.2 計算傳動比： 4 1.3 計算各軸的轉速： 4 1.4 計算各軸的輸入功率： 5 1.5 各軸的輸入轉矩 5 第2章 齒輪設計 5 2.1 高速錐齒輪傳動的設計 5 2.2 低速級斜齒輪傳動的設計 13 第3章 設計軸的尺寸并校核。 19 3.1 軸材料選擇和最小直徑估算 19 3.2 軸的結構設計 20 3.3 軸的校核 24 3.3.1 高速軸 24 3.3.2 中間軸 27 3.3.3 低速軸 30 第4章 滾動軸承的選擇及計算 34 4.1.1 輸入軸滾動軸承計算 34 4.1.2 中間軸滾動軸承計算 36 4.1.3 輸出軸滾動軸承計算 37 第5章 鍵聯接的選擇及校核計算 39 5.1 輸入軸鍵計算 39 5.2 中間軸鍵計算 39 5.3 輸出軸鍵計算 40 第6章 聯軸器的選擇及校核 40 6.1 在軸的計算中已選定聯軸器型號。 40 6.2 聯軸器的校核 41 第7章 潤滑與密封 41 第8章 設計主要尺寸及數據 41 第9章 設計小結 43 第10章 參考文獻： 43 機械設計課程設計任務書 設計題目：帶式運輸機圓錐—圓柱齒輪減速器 設計內容： （1）設計說明書（一份） （2）減速器裝配圖（1張） （3）減速器零件圖（不低于3張 系統(tǒng)簡圖： 原始數據：運輸帶拉力 F=2400N，運輸帶速度 ，滾筒直徑 D=315mm,使用年限5年 工作條件：連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，兩班制。環(huán)境最高溫度350C；允許運輸帶速度誤差為5%，小批量生產。 設計步驟： 傳動方案擬定 由圖可知，該設備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，工作機為帶型運輸設備。 減速器為兩級展開式圓錐—圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用圓錐滾子軸承。 聯軸器2、8選用彈性柱銷聯軸器。 第1章 選擇電動機和計算運動參數 1.1 電動機的選擇 1. 計算帶式運輸機所需的功率：P===3.6kw 2. 各機械傳動效率的參數選擇：=0.99（彈性聯軸器）， =0.98（圓錐滾子軸承），=0.96（圓錐齒輪傳動），=0.97（圓柱齒輪傳動），=0.96（卷筒）. 所以總傳動效率：= = =0.808 3. 計算電動機的輸出功率：==kw4.4547kw 4. 確定電動機轉速：查表選擇二級圓錐圓柱齒輪減速器傳動比合理范圍 =8~25（華南理工大學出版社《機械設計課程設計》第二版朱文堅 黃平主編），工作機卷筒的轉速==90.95r/min ，所以電動機轉速范圍為 。則電動機同步轉速選擇可選為 750r/min，1000r/min，1500r/min?？紤]電動機和傳動裝置的尺寸、價格、及結構緊湊和 滿足錐齒輪傳動比關系（），故首先選擇1000r/min，電動機選擇如表所示 表1 型號 額定功率/kw 滿載轉速r/min 軸徑D/mm 伸出長E/mm 啟動轉矩 最大轉矩 額定轉矩 額定轉矩 Y132M2-6 5.5 960 42 110 2.0 2.0 1.2 計算傳動比： 2. 總傳動比： 3. 傳動比的分配：，=<3，成立=4 1.3 計算各軸的轉速： Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 1.4 計算各軸的輸入功率： Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 =4.1490.980.97=3.944kw 卷筒軸 1.5 各軸的輸入轉矩 電動機軸的輸出轉矩 故Ⅰ軸 4.387 Ⅱ軸 Ⅲ軸 卷筒軸 第2章 齒輪設計 2.1 高速錐齒輪傳動的設計 (二) 選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1. 按傳動方案選用直齒圓錐齒輪傳動 2. 輸送機為一般工作機械，速度不高，故選用8級精度。 3. 材料選擇 由《機械設計》第八版西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著的教材 表10—1選擇小齒輪材料和大齒輪材料如下： 表 2 齒輪型號 材料牌號 熱處理方法 強度極限 屈服極限 硬度（HBS） 平均硬度（HBS） 齒芯部 齒面部 小齒輪 45 調質處理 650 360 217~255 240 大齒輪 45 正火處理 580 290 162~217 200 二者硬度差約為40HBS。 4. 選擇小齒輪齒數19，則：，取。實際齒比 5. 確定當量齒數 ， 。 (三) 按齒面接觸疲勞強度設計 1. 確定公式內的數值 1) 試選載荷系數 2) 教材表10—6查得材料彈性系數（大小齒輪均采用鍛鋼） 3) 小齒輪傳遞轉矩 4.387 4) 錐齒輪傳動齒寬系數。 5) 教材10—21d圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；10—21c圖按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限。 6) 按式(10—13)計算應力循環(huán)次數 ； 7) 查教材10—19圖接觸疲勞壽命系數，。 8) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為S=1， 則 = 2. 計算 1) 計算小齒輪分度圓直徑（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計） = =86.183 mm 2) 計算圓周速度 3) 計算齒寬b及模數 39.654mm mm 4) 齒高 5) 計算載荷系數K由教材10—2表查得：使用系數使用系數=1；根據v=3.68m/s 、8級精度按第一級精度，由10—8圖查得：動載系數=1.22；由10—3表查得：齒間載荷分配系數=；取軸承系數 =1.25，齒向載荷分布系數== 所以： 6) 按實際載荷系數校正所算得分度圓直徑 7) 就算模數： mm (四) 按齒根彎曲疲勞強度設計 m 1. 確定計算參數 1) 計算載荷 2) 查取齒數系數及應了校正系數 由教材10—5表得：， ； ， 。 3) 教材10—20圖c按齒面硬度查得小齒輪的彎曲疲勞極限 ；教材10—20圖b按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限 。 4) 教材10—18圖查得彎曲疲勞壽命系數 。 5) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4 。 6) 計算大小齒輪的并加以比較， = ， ，大齒輪的數值大。 2. 計算（按大齒輪） = =3.286mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞計算的模m大于由齒根彎曲疲勞強度的模數，又有齒輪模數m的大小要有彎曲強度覺定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關。所以可取彎曲強度算得的模數2.698 mm并就近圓整為標準值 mm（摘自《機械原理教程》第二版清華大學出版社 4.11 錐齒輪模數（摘自GB/T12368—1990）），而按接觸強度算得分度圓直徑=104.046mm重新修正齒輪齒數，,取整，則，為了使各個相嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn)，一般應互為質數。故取整。 則實際傳動比，與原傳動比相差1.2%，且在誤差范圍內。 (五) 計算大小齒輪的基本幾何尺寸 1. 分度圓錐角： 1) 小齒輪 2) 大齒輪 2. 分度圓直徑： 1) 小齒輪 2) 大齒輪 3. 齒頂高 4. 齒根高 5. 齒頂圓直徑： 1) 小齒輪 2) 大齒輪 6. 齒根圓直徑： 1) 小齒輪 2) 大齒輪 7. 錐距 8. 齒寬 ，（取整）b=45mm。 則：圓整后小齒寬 ，大齒寬 。 9. 當量齒數 ， 10. 分度圓齒厚 11. 修正計算結果： 1) 由教材10—5表查得：， ； ， 。 2) ，再根據8級精度按教材10—8圖查得：動載系數=1.25；由10—3表查得：齒間載荷分配系數=；取軸承系數 =1.25，齒向載荷分布系數== 3) 4) 校核分度圓直徑 = =98.780 5) = ， ，大齒輪的數值大，按大齒輪校核。 6) = =3.08mm 實際，，均大于計算的要求值，故齒輪的強度足夠。 (六) 齒輪結構設計 小齒輪1由于直徑小，采用實體結構；大齒輪2采用孔板式結構，結構尺寸按經驗公式和后續(xù)設計的中間軸配合段直徑計算，見下表；大齒輪2結構草圖如圖。高速級齒輪傳動的尺寸見表 大錐齒輪結構 草圖 表3 大錐齒輪結構尺寸 名稱 結構尺寸及經驗公式 計算值 錐角 錐距 R 149.520mm 輪緣厚度 16mm 大端齒頂圓直徑 283.511mm 榖空直徑D 由軸設計而定 50mm 輪轂直徑 80mm 輪轂寬度L 取55mm 腹板最大直徑 由結構確定 188mm 板孔分布圓直徑 134mm 板孔直徑 由結構確定 24mm 腹板厚度 18mm 表4 高速級錐齒輪傳動尺寸 名稱 計算公式 計算值 法面模數 5 mm 錐角 齒數 21 56 傳動比 2.667 分度圓直徑 105mm 280mm 齒頂圓直徑 114.363mm 283.511mm 齒根圓直徑 93.764mm 275.787mm 錐距 149.520mm 齒寬 45mm 45mm 2.2 低速級斜齒輪傳動的設計 (七) 選定齒輪類型﹑精度等級﹑材料及齒數 1. 按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2. 經一級減速后二級速度不高，故用8級精度。 3. 齒輪材料及熱處理 小齒輪選用45鋼調質，平均硬度為240HBS，大齒輪材料為45剛正火，平均硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4. 齒數選擇 選小齒輪齒數，根據傳動比，則大齒輪齒數，取=76。 實際傳動比 5. 選取螺旋角。初選螺旋角β=14。 （二） 按齒面接觸強度設計 1. 確定各參數的值: 1) 試選載荷系數=1.3 2) 計算小齒輪傳遞的扭矩。 3) 查課本表10-7選取齒寬系數。 4) 查課本表10-6得材料的彈性影響系數。 5) 教材10—21d圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；10—21c圖按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限。 6) 按式(10—13)計算應力循環(huán)次數 7) ；； 8) 查教材10—19圖接觸疲勞壽命系數，。 9) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為S=1， 則 = =<1.23 10) 查課本圖10-30 選取區(qū)域系數 Z=2.433。 11) 查課本圖10-26 得，，則=0.754+0.886=1.64 。 2. 計算 1) 試算小齒輪分度圓直徑d，由計算公式得 = =59.506mm 2) 計算圓周速度 3) 計算齒寬b和模數 b= = 4) 齒高 = 5) 計算縱向重合度 6) 計算載荷系數K 已知使用系數，根據v=1.13m/s，8級精度，查課本圖10-8得動載系數；查課本表10-4得K=1.454；查課本圖10-13得K=1.388；查課本表10-3得。 故載荷系數 7) 按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑 8) 計算模數 = （三） 按齒根彎曲強度設計 ≥ 1. 確定計算參數 1) 計算載荷系數 2) 小齒輪傳遞的扭矩 3) 根據縱向重合度，查課本圖10-28得螺旋角影響系數=0.88。 4) 計算當量齒數 5) 查取齒形系數和應力校正系數 查課本表10-5得。 6) 計算彎曲疲勞許用應力 查課本圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限。 查課本圖10-18得彎曲疲勞壽命系數。 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則 7) 計算大﹑小齒輪的并加以比較 大齒輪的數值大，選用大齒輪。 2. 設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，又有齒輪模數m的大小要有彎曲強度覺定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以可取彎曲強度算得的模數（摘自《機械原理教程》第二版清華大學出版社 4.3 標準模數（摘自GB/T1357—1987）），而按接觸強度算得分度圓直徑=67.340mm重新修正齒輪齒數， ,取整，則實際傳動，與原分配傳動比4一致。 3. 幾何尺寸計算 1) 計算中心距 將中心距圓整為170mm。 2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數,,等不必修正。 3) 計算大﹑小齒輪的分度圓直徑 4) 計算齒輪寬度 圓整后取b=68mm 小齒輪，大齒輪 4. 齒輪結構設計 小齒輪3由于直徑小，采用齒輪軸結構；大齒輪5采用孔板式結構，結構尺寸按經驗公式和后續(xù)設計的中間軸配合段直徑計算，大斜齒圓柱齒輪見下表5；大齒輪4結構草圖如上圖。低速級圓柱斜齒輪傳動尺寸見下表。 大斜齒輪結構草圖 表5 斜齒大圓柱齒輪結構尺寸 名稱 結構尺寸經驗計算公式 計算值 榖空直徑d 由軸設計而定d=d軸 70mm 輪轂直徑 112mm 輪轂寬度L 70mm（取為與齒寬相等） 腹板最大直徑 240mm 板孔分布圓直徑 176mm 板孔直徑 （32~44.8）mm 腹板厚度C 18mm 表6 低速級圓柱斜齒輪傳動尺寸 名稱 計算公式 計算值 法面模數 3mm 法面壓力角 螺旋角 齒數 22 88 傳動比 4 分度圓直徑 68mm 272mm 齒頂圓直徑 74mm 278mm 齒根圓直徑 60.5mm 264.5mm 中心距 170mm 齒寬 74mm 70mm 第3章 設計軸的尺寸并校核。 3.1 軸材料選擇和最小直徑估算 軸采用材料45鋼，進行調質處理。則許用應力確定的系數103，取高速軸 ，中間軸，低速軸。按扭轉強度初定該軸的最小直徑 ，即： 。當軸段截面處有一個鍵槽，就將計數值加大5%~7%，當兩個鍵槽時將數值增大到10%~15%。 1. 高速軸：，因高速軸安裝聯軸器有一鍵槽，則：22.41mm。對于連接電動機和減速器高速軸的聯軸器，為了減少啟動轉矩，其聯軸器應具有較小的轉動慣量和良好的減震性能，故采用LX型彈性柱銷聯軸器（GB/T5014—2003）。 1) 聯軸器傳遞的名義轉矩=9550 計算轉矩 （K為帶式運輸機工作系數，K=1.25~1.5, 取K=1.5 ）。 2) 根據步驟1、2 和電機直徑d電機= 42 mm，則選取LX3型聯軸器。其中：公稱轉矩 ，聯軸器孔直徑 d=（30、32、35、38、40、42、45、48）滿足電機直徑d電機= 42 mm。 3) 確定軸的最小直徑。根據d軸=（0.8~1.2）d電機，所以。取 2. 中間軸：考慮該處軸徑尺寸應大于高速級軸頸處直徑，取 。 3. 低速軸：?？紤]該處有一聯軸器有一個鍵槽，則：，取整：。 3.2 軸的結構設計 根據軸上零件的結構、定位、裝配關系、軸向寬度及零件間的相對位置等要求，參考表4-1、圖4-24（《機械設計課程設計》第3版哈爾濱理工大學出版社），初步設計軸草圖如下 3.2.1 高速軸的結構設計 高速軸軸系的結構如圖上圖所示。 1）軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計。 （2） 聯軸器與軸段 軸段 上安裝聯軸器，此段設計應與聯軸器的選擇設計同步進行。為補償聯軸器所聯接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯軸器。 由表查得GB/T5014-2003中的LX3型聯軸器符合要求：公稱轉矩為1250Nmm，許用轉速4700r/min，軸孔范圍為30～48mm?？紤]到d1>33.6mm，取聯軸器孔直徑為35mm，軸孔長度L聯=82mm，Y型軸孔，A型鍵，聯軸器從動端代號LX3 33*82GB/T5014—2003，相應的軸段 的直徑d1=35mm。其長度略小于孔寬度，取L1=80mm半聯軸器與軸的配合為。 （3）軸承與軸段和的設計 在確定軸段的軸徑時，應考慮聯軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。 若聯軸器采用軸肩定位，其值最終由密封圈確定該處軸的圓周速度均小于3m/s，可選用氈圈油封，查表初選氈圈。考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力的作用，選用圓錐滾子軸承，初選軸承33010，由表得軸承內徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm，內圈定位直徑da=58mm，軸上力作用點與外圈大端面的距離故d3=50mm，聯軸器定位軸套頂到軸承內圈端面，則該處軸段長度應略短于軸承內圈寬度，取L3=24mm。該減速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s，故軸承采用油潤滑，由齒輪將油甩到導油溝內流入軸承座中。 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d5=50mm，其右側為齒輪1的定位軸套，為保證套筒能夠頂到軸承內圈右端面，該處軸段長度應比軸承內圈寬度略短，故取L5=24mm，軸的配合為公差為k6。 （4）由箱體結構，軸承端，裝配關系，取端蓋外端面與聯軸面間距L=30,故去L2 =45mm,又根據大帶輪的軸間定位要求以及密封圈標準，取d2 =40mm。 （5）齒輪與軸段的設計，軸段上安裝齒輪，小錐齒輪處的軸段采用懸臂結構，d6 =40mm，L6 =63mm。選用普通平鍵14 9 45mm,小錐齒輪與軸的配合為。 （6）因為d4 為軸環(huán)段，應大于d3 ，所以取d4 =60mm，又因為裝配關系箱體結構確定L4 =110mm。 列表 軸段 d L 1 35mm 80mm 2 40mm 40mm 3 50mm 24mm 4 60mm 110mm 5 50mm 24mm 6 40mm 63mm 3.2.2 中間軸直徑長度確定 (1) 軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計 (2) 軸段及軸段的設計 該軸段上安裝軸承，此段設計應與軸承的選擇設計同步進行?？紤]到齒輪上作用較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承。軸段及軸段上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內徑系列。根據dmin=45mm，取軸承30209，由表得軸承內徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm，故d1=45mm，=42mm。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d5=45mm，=40mm。軸的配合為公差為m6。 齒輪軸段與軸段的設計 軸段上安裝齒輪3，軸段上安裝齒輪2。為于 齒輪的安裝，d2和d4應略大于d1和d5，選 d2=50mm，d5 =60mm。由于齒輪的直徑比較小，采用齒輪軸，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定，齒輪2輪廓的寬度范圍為（1.2～1.5）d4=72～90mm，取其輪轂寬度，其左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段長度應比齒輪2的輪轂略短，故L2 =55mm。選用普通平鍵14 9 45mm大錐齒輪與軸的配合為。 軸段的設計 該段位中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.07～0.1)d2=3.5～5mm，所以可得d3 =57mm，=20mm。 軸段 d L 1 45mm 42mm 2 50mm 53mm 3 57mm 20mm 4 74mm 74mm 5 45mm 40mm 3.2.3 輸出軸長度、直徑設置。 （1）軸承部件的結構設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計。 （2）由表查得GB/T5014-2003中的LX3型聯軸器符合要求：公稱轉矩為1250Nmm，許用轉速4750r/min，軸孔范圍為30～48mm。取聯軸器孔直徑為45mm，軸孔長度L聯=112mm，J1型軸孔，A型鍵，聯軸器從動端代號為LX3 45*84GB/T5014—2003，相應的軸段 的直徑d1=45mm。其長度略小于孔寬度，取L1=82mm。，半聯軸器與軸的配合為。 （3） 密封圈與軸段的設計 在確定軸段的軸徑時，應考慮聯軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。 若聯軸器采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）*45mm=3.15～4.5mm。軸段的軸徑d2=d1+2*（3.15～4.5）mm，其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s，可選用氈圈油封，取 d2=50mm，=40mm。 （4） 軸承與軸段和軸段的設計 考慮齒輪油軸向力存在，但此處軸徑較大，選用角接觸球軸承。軸段上安裝軸承，其直徑應既便于安裝，又符合軸承內徑系列。現取軸承為30211 由表得軸承內徑d=50mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm。所以取d3 =55mm，由于該減速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s，軸承采用油潤滑，無需放擋油環(huán)，取L3=42mm。為補償箱體的鑄造誤差，取軸承靠近箱體內壁的端面與箱體內壁距離。 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d7=55mm，軸段的長度為=44mm。軸的配合為公差為m6。 （5） 齒輪與軸段的設計 軸段上安裝齒輪4，為便于齒輪的安裝，d6應略大于d7，齒輪4輪廓的寬度范圍為（1.2～1.5）*57=68.4～85.5mm，所以取d6 =70mm，，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂到齒輪端面，軸段長度應比齒輪4的輪轂略短，取L6=68mm 軸段和軸段的設計 軸段為齒輪提供軸向定位作用，定位軸肩的高度為h=（0.07～0.1)d6=4.9～7mm，取h=7mm,則d5=80mm，L5=1.4h=9.8mm，取L5=20mm。軸段的直徑可取軸承內圈定位直徑，即d4=70mm，則軸段的長度=20mm。大斜齒輪與軸的配合為。 軸段 d L 1 45mm 82mm 2 50mm 40mm 3 55mm 42mm 4 70mm 55mm 5 80mm 20mm 6 70mm 68mm 7 55mm 44mm 3.3 軸的校核 3.3.1 高速軸 (一) 軸的力學模型建立 (二) 計算軸上的作用力 小錐齒輪1： 圓周力 徑向力 軸向力 (三) 計算支反力 1. 計算垂直面支反力（H平面） 如圖由繞支點1的力矩和 則： 則 。 2. 計算水平面支反力（V平面） 與上步驟相似，計算得： ， (四) 繪扭矩和彎矩圖 1. 垂直面內彎矩圖如上圖。 彎矩 2. 繪水平面彎矩圖，如圖所示. 彎矩： 3. 合成彎矩圖 如圖 最大彎矩值 ： 4. 轉矩圖 5. 彎扭合成強度校核 進行校核時，根據選定軸的材料45鋼調質處理。由所引起的教材15—1查得軸的許用應力 應用第三強度理論 由軸為單向旋轉 取 =0.6 故強度足夠。 3.3.2 中間軸 (一) 軸的力學模型建立 (二) 計算軸上的作用力 大錐齒輪2： 圓周力 徑向力 軸向力 斜小圓齒3： 圓周力 徑向力 軸向力 (三) 計算支反力 1. 計算垂直面支反力（H平面） 如圖由繞支點A的力矩和 則： 同理 則 。 2. 計算水平面支反力（V平面） 與上步驟相似，計算得： ， (四) 繪扭矩和彎矩圖 6. 垂直面內彎矩圖如上圖。 彎矩 彎矩 7. 繪水平面彎矩圖，如圖所示. 彎矩： 彎矩： 8. 合成彎矩圖 如圖 最大彎矩值 ： 最大彎矩值： 9. 轉矩圖 10. 彎扭合成強度校核 進行校核時，根據選定軸的材料45鋼調質處理。由所引起的教材15—1查得軸的許用應力 應用第三強度理論由軸為單向旋轉 取 =0.6 故強度足夠。 3.3.3 低速軸 (一) 軸的力學模型建立 (二) 計算軸上的作用力 斜大圓齒4： 圓周力 徑向力 軸向力 (三) 計算支反力 1. 計算垂直面支反力（H平面） 如圖由繞支點5的力矩和 則： 同理 則 。 2. 計算水平面支反力（V平面） 與上步驟相似，計算得： ， (四) 繪扭矩和彎矩圖 1. 垂直面內彎矩圖如上圖。 彎矩 2. 繪水平面彎矩圖，如圖所示. 彎矩： 彎矩： 11. 合成彎矩圖 如圖 最大彎矩值 ： 最大彎矩值： 12. 轉矩圖 13. 彎扭合成強度校核 進行校核時，根據選定軸的材料45鋼調質處理。由所引起的教材15—1查得軸的許用應力 應用第三強度理論由軸為單向旋轉 取 =0.6 故強度足夠。 (五) 安全系數法疲勞強度校核 1. 判斷危險截面 對照彎矩圖、轉矩圖和結構圖，從強度、應力集中方面分析，因5處是齒輪軸，故5處不是危險截面。直徑70mm到直徑為80mm軸肩截面是危險截面。需對截面進行校核。 2. 軸的材料的機械性能 根據選定的軸的材料45鋼，調質處理，由所引用教材表15—1查得：。取 3. 截面上的應力 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面左側=175900 彎曲應力幅，彎曲平均應力； 扭轉切應力幅，平均切應力。 4. 影響系數 截面受有鍵槽和齒輪的過盈配合的共同影響，但鍵槽的影響比過盈配合的影響小，所以只需考慮過盈配合的綜合影響系數。 由附表3-2查取 查附圖3-1得 所以 由附圖3-2、3-3查得 軸按磨削加工，由教材附圖3—4求出表面質量系數：。 故得綜合影響系數： 5. 疲勞強度校核 查P25頁得 軸在截面的安全系數為： 取許用安全系數，故截面強度足夠。 第4章 滾動軸承的選擇及計算 4.1.1 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33010（GB/T 297-1994），其尺寸為， ，，,Y=1.9, 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 因為 則軸有右移的傾向。軸承1壓緊，軸承2放松。 則 ， 由表13-5得軸承1，軸承2： 由表13-6得 取 因為 故合格。 4.1.2 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30209，其尺寸為 ， 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 則 軸有左移的傾向。軸承3壓緊，軸承4放松。 則 ， 則由表13-5得軸承3，軸承4： 由表13-6得 取 則 故合格 4.1.3 輸出軸滾動軸承計算 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30211，其尺寸為 ， 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 則 則 軸有右移的傾向。軸承6壓緊，軸承5放松。 則 ， 則由表13-5得軸承5，軸承6： 由表13-6得 取 則 故合格 第5章 鍵聯接的選擇及校核計算 5.1 輸入軸鍵計算 校核聯軸器處的鍵連接，該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，，； 則鍵聯接所受的應力為： 故單鍵即可。 校核小錐齒輪處的鍵連接，該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，，； 則鍵聯接所受的應力為： 故單鍵即可。 5.2 中間軸鍵計算 校核大錐齒輪處的鍵連接，該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，，； 則鍵聯接所受的應力為： 故單鍵即可。 5.3 輸出軸鍵計算 校核圓柱齒輪處的鍵連接，該處選用普通平鍵尺寸，接觸長度，，； 則鍵聯接所受的應力為：故單鍵即可。 校核聯軸器處的鍵連接，該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，，； 則鍵聯接所受的應力為： 故單鍵即可。 第6章 聯軸器的選擇及校核 6.1 在軸的計算中已選定聯軸器型號。 1. 輸入軸選LX3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為1250，，半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為80mm。 2. 輸出軸選選LX3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為1250，半聯軸器的孔徑半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為82mm。 6.2 聯軸器的校核 查表14-1得 第7章 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，大齒輪的齒頂到油底面的距離≥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? 第8章 設計主要尺寸及數據 表11-1鑄鐵減速器機體機構尺寸計算表 名稱 符號 尺寸關系 結果mm 機座壁厚 0.0125（d1+d2）8 8 機蓋壁厚 8 機座凸緣厚度 b 1.5 12 機蓋凸緣厚度 b1 1.5 12 機座底凸緣厚度 P 2.5 20 地腳螺釘直徑 12 地腳螺釘數目 n 4 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75 df 10 機蓋機座連接螺栓直徑 d2 (0.5～0.6)df 6 連接螺栓d2的間距 ｌ 150～200 180 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4～0.5)df 6 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3～0.4)df 4 定位銷直徑 d (0.7～0.8) d2 5 df d1 d2 至外機壁距離 c1 20 20 df、d2之凸緣的距離 c2 18 18 軸承旁凸臺半徑 R1 9 9 凸臺高度 h 40 40 外機壁至軸承座端面距離 L1 c1+c2+(5～10) 40 內機壁至軸承座端面距離 L2 58 大齒輪頂圓與內機壁距離 12 齒輪端面與內機壁距離 16 機蓋、機座肋厚 m1,m2 m1＝0.85,m2＝0.85 8 軸承端蓋外徑 D2 D+(5～5.5)d3 120 軸承端蓋凸緣厚度 e 1.2d3 8 軸承旁連接螺栓距離 s 140 第9章 設計小結 這次關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)我們理論聯系實際的設計思想、訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反應和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。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。 第10章 參考文獻： [1]濮良貴 紀名剛主編《機械設計》（第八版）高等教育出版社。 [2]王連明 宋寶玉主編《機械設計課程設計》（第三版）哈爾濱工業(yè)大學出版社。 [3]申永勝主編《機械原理教程》第二版清華大學出版社。 [4]榮涵銳主編《機械設計課程設計簡明圖冊》哈爾濱工業(yè)大學出版社。 [5]朱輝 曹桄 唐保寧 陳大復等編《畫法幾何及工程制圖》第六版上海科學技術出版社。 [6]廖念釗 古營菴 莫雨松 李碩根 楊興駿編著《互換性與技術測量》第五版中國計量出版社。