目錄.第1章 選擇電動機和計算運動參數(shù)31.1 電動機的選擇31.2 計算傳動比：41.3 計算各軸的轉(zhuǎn)速：41.4 計算各軸的輸入功率：51.5 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩5第2章 齒輪設計52.1 高速錐齒輪傳動的設計52.2 低速級斜齒輪傳動的設計13第3章 設計軸的尺寸并校核。193.1 軸材料選擇和最小直徑估算193.2 軸的結(jié)構(gòu)設計203.3 軸的校核243.3.1 高速軸243.3.2 中間軸273.3.3 低速軸30第4章 滾動軸承的選擇及計算344.1.1 輸入軸滾動軸承計算344.1.2 中間軸滾動軸承計算364.1.3 輸出軸滾動軸承計算37第5章 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算395.1 輸入軸鍵計算395.2 中間軸鍵計算395.3 輸出軸鍵計算40第6章 聯(lián)軸器的選擇及校核406.1 在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號。406.2 聯(lián)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(shù)據(jù)41第9章 設計小結(jié)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(nèi)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(shù)據(jù)：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(zhuǎn)，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(chǎn)。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(lián)軸器2、8選用彈性柱銷聯(lián)軸器。第1章 選擇電動機和計算運動參數(shù)1.1 電動機的選擇1. 計算帶式運輸機所需的功率：P=3.6kw2. 各機械傳動效率的參數(shù)選擇：=0.99（彈性聯(lián)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：= = =0.8083. 計算電動機的輸出功率：=kw4.4547kw4. 確定電動機轉(zhuǎn)速：查表選擇二級圓錐圓柱齒輪減速器傳動比合理范圍 =825（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(zhuǎn)速=90.95r/min ，所以電動機轉(zhuǎn)速范圍為 。則電動機同步轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)緊湊和 滿足錐齒輪傳動比關(guān)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(zhuǎn)速r/min軸徑D/mm伸出長E/mm啟動轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M2-65.5960421102.02.01.2 計算傳動比：2. 總傳動比：3. 傳動比的分配：，=<3，成立=41.3 計算各軸的轉(zhuǎn)速： 軸 軸 軸 1.4 計算各軸的輸入功率： 軸 軸 軸 =4.1490.980.97=3.944kw 卷筒軸 1.5 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩故軸 4.387 軸 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(shù)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101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(diào)質(zhì)處理650360217255240大齒輪45正火處理580290162217200二者硬度差約為40HBS。4. 選擇小齒輪齒數(shù)19，則：，取。實際齒比5. 確定當量齒數(shù) ， 。(三) 按齒面接觸疲勞強度設計 1. 確定公式內(nèi)的數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)2) 教材表106查得材料彈性系數(shù)（大小齒輪均采用鍛鋼）3) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 4.3874) 錐齒輪傳動齒寬系數(shù)。5) 教材1021d圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；1021c圖按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限。6) 按式(1013)計算應力循環(huán)次數(shù)；7) 查教材1019圖接觸疲勞壽命系數(shù)，。8) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)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 mm2) 計算圓周速度 3) 計算齒寬b及模數(shù) 39.654mm mm4) 齒高 5) 計算載荷系數(shù)K由教材102表查得：使用系數(shù)使用系數(shù)=1；根據(jù)v=3.68m/s 、8級精度按第一級精度，由108圖查得：動載系數(shù)=1.22；由103表查得：齒間載荷分配系數(shù)=；取軸承系數(shù) =1.25，齒向載荷分布系數(shù)=所以：6) 按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑 7) 就算模數(shù)： mm(四) 按齒根彎曲疲勞強度設計m1. 確定計算參數(shù)1) 計算載荷2) 查取齒數(shù)系數(shù)及應了校正系數(shù) 由教材105表得：， ； ， 。3) 教材1020圖c按齒面硬度查得小齒輪的彎曲疲勞極限 ；教材1020圖b按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限 。4) 教材1018圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 。5) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 。 6) 計算大小齒輪的并加以比較， = ， ，大齒輪的數(shù)值大。2. 計算（按大齒輪） = =3.286mm對比計算結(jié)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(shù)，又有齒輪模數(shù)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(guān)。所以可取彎曲強度算得的模數(shù)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(shù)（摘自GB/T123681990），而按接觸強度算得分度圓直徑=104.046mm重新修正齒輪齒數(shù)，,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(zhì)數(shù)。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(nèi)。(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(shù) ，10. 分度圓齒厚 11. 修正計算結(jié)果：1) 由教材105表查得：， ； ， 。2) ，再根據(jù)8級精度按教材108圖查得：動載系數(shù)=1.25；由103表查得：齒間載荷分配系數(shù)=；取軸承系數(shù) =1.25，齒向載荷分布系數(shù)=3)4) 校核分度圓直徑 = =98.7805) = ， ，大齒輪的數(shù)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(jié)構(gòu)設計 小齒輪1由于直徑小，采用實體結(jié)構(gòu)；大齒輪2采用孔板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺寸按經(jīng)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(jié)構(gòu)草圖如圖。高速級齒輪傳動的尺寸見表 大錐齒輪結(jié)構(gòu) 草圖表3 大錐齒輪結(jié)構(gòu)尺寸 名稱結(jié)構(gòu)尺寸及經(jīng)驗公式計算值錐角錐距R149.520mm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(jié)構(gòu)確定188mm板孔分布圓直徑134mm板孔直徑由結(jié)構(gòu)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(shù)5 mm錐角齒數(shù)2156傳動比2.667分度圓直徑105mm280mm齒頂圓直徑 114.363mm283.511mm齒根圓直徑93.764mm275.787mm錐距 149.520mm齒寬45mm45mm2.2 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(shù)1. 按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。2. 經(jīng)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(diào)質(zhì)，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(shù)選擇 選小齒輪齒數(shù)，根據(jù)傳動比，則大齒輪齒數(shù)，取=76。 實際傳動比5. 選取螺旋角。初選螺旋角=14。（二） 按齒面接觸強度設計1. 確定各參數(shù)的值:1) 試選載荷系數(shù)=1.32) 計算小齒輪傳遞的扭矩。 3) 查課本表10-7選取齒寬系數(shù)。4) 查課本表10-6得材料的彈性影響系數(shù)。5) 教材1021d圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；1021c圖按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限。6) 按式(1013)計算應力循環(huán)次數(shù)7) ；8) 查教材1019圖接觸疲勞壽命系數(shù)，。9) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，則 = =<1.2310) 查課本圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) 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 =59.506mm2) 計算圓周速度 3) 計算齒寬b和模數(shù) b= =4) 齒高 =5) 計算縱向重合度 6) 計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)，根據(jù)v=1.13m/s，8級精度，查課本圖10-8得動載系數(shù)；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(shù) 7) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 8) 計算模數(shù)=（三） 按齒根彎曲強度設計1. 確定計算參數(shù)1) 計算載荷系數(shù) 2) 小齒輪傳遞的扭矩3) 根據(jù)縱向重合度，查課本圖10-28得螺旋角影響系數(shù)=0.88。4) 計算當量齒數(shù) 5) 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 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(shù)。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則 7) 計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪。2. 設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，又有齒輪模數(shù)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(guān)，所以可取彎曲強度算得的模數(shù)（摘自機械原理教程第二版清華大學出版社 4.3 標準模數(shù)（摘自GB/T13571987），而按接觸強度算得分度圓直徑=67.340mm重新修正齒輪齒數(shù)， ,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(shù),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(jié)構(gòu)設計 小齒輪3由于直徑小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)；大齒輪5采用孔板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)尺寸按經(jīng)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)草圖 表5 斜齒大圓柱齒輪結(jié)構(gòu)尺寸名稱結(jié)構(gòu)尺寸經(jīng)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L70mm（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（3244.8）mm腹板厚度C18mm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(shù)3mm法面壓力角螺旋角齒數(shù)2288傳動比4分度圓直徑68mm272mm齒頂圓直徑74mm278mm齒根圓直徑60.5mm264.5mm中心距 170mm齒寬74mm70mm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(diào)質(zhì)處理。則許用應力確定的系數(shù)103，取高速軸 ，中間軸，低速軸。按扭轉(zhuǎn)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(shù)值加大5%7%，當兩個鍵槽時將數(shù)值增大到10%15%。1. 高速軸：，因高速軸安裝聯(lián)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(lián)軸器，為了減少啟動轉(zhuǎn)矩，其聯(lián)軸器應具有較小的轉(zhuǎn)動慣量和良好的減震性能，故采用LX型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T50142003）。1) 聯(lián)軸器傳遞的名義轉(zhuǎn)矩=9550計算轉(zhuǎn)矩 （K為帶式運輸機工作系數(shù)，K=1.251.5, 取K=1.5 ）。2) 根據(jù)步驟1、2 和電機直徑d電機= 42 mm，則選取LX3型聯(lián)軸器。其中：公稱轉(zhuǎn)矩，聯(lián)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(jù)d軸=（0.81.2）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(lián)軸器有一個鍵槽，則：，取整：。3.2 軸的結(jié)構(gòu)設計 根據(jù)軸上零件的結(jié)構(gòu)、定位、裝配關(guān)系、軸向?qū)挾燃傲慵g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(jié)構(gòu)設計 高速軸軸系的結(jié)構(gòu)如圖上圖所示。1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，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(lián)軸器與軸段 軸段 上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇設計同步進行。為補償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。由表查得GB/T5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nmm，許用轉(zhuǎn)速4700r/min，軸孔范圍為3048mm?？紤]到d1>33.6mm，取聯(lián)軸器孔直徑為35mm，軸孔長度L聯(lián)=82mm，Y型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號LX3 33*82GB/T50142003，相應的軸段 的直徑d1=35mm。其長度略小于孔寬度，取L1=80mm半聯(lián)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(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。 若聯(lián)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?？紤]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(nèi)徑d=50mm，外徑D=90mm，寬度B=20mm，內(nèi)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(lián)軸器定位軸套頂?shù)捷S承內(nèi)圈端面，則該處軸段長度應略短于軸承內(nèi)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(nèi)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(cè)為齒輪1的定位軸套，為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內(nèi)圈右端面，該處軸段長度應比軸承內(nèi)圈寬度略短，故取L5=24mm，軸的配合為公差為k6。（4）由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端，裝配關(guān)系，取端蓋外端面與聯(lián)軸面間距L=30,故去L2 =45mm,又根據(jù)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(jié)構(gòu)，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(guān)系箱體結(jié)構(gòu)確定L4 =110mm。列表軸段dL135mm80mm240mm40mm350mm24mm460mm110mm550mm24mm640mm63mm3.2.2 中間軸直徑長度確定(1) 軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，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(nèi)徑系列。根據(jù)dmin=45mm，取軸承30209，由表得軸承內(nèi)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（1.21.5）d4=7290mm，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?shù)烬X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（0.070.1)d2=3.55mm，所以可得d3 =57mm，=20mm。 軸段dL145mm42mm250mm53mm357mm20mm474mm74mm545mm40mm3.2.3 輸出軸長度、直徑設置。（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，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(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nmm，許用轉(zhuǎn)速4750r/min，軸孔范圍為3048mm。取聯(lián)軸器孔直徑為45mm，軸孔長度L聯(lián)=112mm，J1型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為LX3 45*84GB/T50142003，相應的軸段 的直徑d1=45mm。其長度略小于孔寬度，取L1=82mm。，半聯(lián)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(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。 若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*45mm=3.154.5mm。軸段的軸徑d2=d1+2*（3.154.5）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(nèi)徑系列?，F(xiàn)取軸承為30211 由表得軸承內(nèi)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(nèi)壁的端面與箱體內(nèi)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（1.21.5）*57=68.485.5mm，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?shù)烬X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=（0.070.1)d6=4.97mm，取h=7mm,則d5=80mm，L5=1.4h=9.8mm，取L5=20mm。軸段的直徑可取軸承內(nèi)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dL145mm82mm250mm40mm355mm42mm470mm55mm580mm20mm670mm68mm755mm44mm3.3 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(nèi)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(zhuǎn)矩圖 5. 彎扭合成強度校核進行校核時，根據(jù)選定軸的材料45鋼調(diào)質(zhì)處理。由所引起的教材151查得軸的許用應力應用第三強度理論 由軸為單向旋轉(zhuǎn) 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(nèi)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(zhuǎn)矩圖 10. 彎扭合成強度校核進行校核時，根據(jù)選定軸的材料45鋼調(diào)質(zhì)處理。由所引起的教材151查得軸的許用應力應用第三強度理論由軸為單向旋轉(zhuǎn) 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(nèi)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(zhuǎn)矩圖 13. 彎扭合成強度校核進行校核時，根據(jù)選定軸的材料45鋼調(diào)質(zhì)處理。由所引起的教材151查得軸的許用應力應用第三強度理論由軸為單向旋轉(zhuǎn) 取 =0.6故強度足夠。(五) 安全系數(shù)法疲勞強度校核1. 判斷危險截面對照彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖和結(jié)構(gòu)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(jù)選定的軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由所引用教材表151查得：。取3. 截面上的應力抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)=175900 彎曲應力幅，彎曲平均應力；扭轉(zhuǎn)切應力幅，平均切應力。4. 影響系數(shù)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(shù)。 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34求出表面質(zhì)量系數(shù)：。故得綜合影響系數(shù)： 5. 疲勞強度校核 查P25頁得軸在截面的安全系數(shù)為：取許用安全系數(shù)，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(lián)接的選擇及校核計算5.1 輸入軸鍵計算校核聯(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(lián)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(lián)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(lián)接所受的應力為：故單鍵即可。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)接所受的應力為： 故單鍵即可。第6章 聯(lián)軸器的選擇及校核6.1 在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號。1. 輸入軸選LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250，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80mm。2. 輸出軸選選LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250，半聯(lián)軸器的孔徑半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為82mm。6.2 聯(lián)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?shù)接偷酌娴木嚯x3060mm。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┦А５?章 設計主要尺寸及數(shù)據(jù) 表11-1鑄鐵減速器機體機構(gòu)尺寸計算表名稱符號尺寸關(guān)系結(jié)果mm機座壁厚0.0125（d1+d2）88機蓋壁厚8機座凸緣厚度b1.512機蓋凸緣厚度b11.512機座底凸緣厚度P2.520地腳螺釘直徑12地腳螺釘數(shù)目n44軸承旁連接螺栓直徑d10.75 df10機蓋機座連接螺栓直徑d2(0.50.6)df6連接螺栓d2的間距150200180軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df 6窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df4定位銷直徑d(0.70.8) d25df d1 d2 至外機壁距離c12020df、d2之凸緣的距離c21818軸承旁凸臺半徑R199凸臺高度h4040外機壁至軸承座端面距離L1c1+c2+(510)40內(nèi)機壁至軸承座端面距離L258大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離12齒輪端面與內(nèi)機壁距離16機蓋、機座肋厚m1,m2m10.85,m20.858軸承端蓋外徑D2D+(55.5)d3120軸承端蓋凸緣厚度e1.2d38軸承旁連接螺栓距離s140第9章 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。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。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?？茖W技術(shù)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(shù)測量第五版中國計量出版社。