1、二級圓錐圓柱齒輪減速器設計題目名稱評分項目分值分評價內涵工作表現20%01學習態度6遵寸各項紀佯，工作刻舌努力，具向艮好日勻料字工作態度。02科學實踐、調研7通過實驗、試驗、查閱文獻、狼人生產實踐等渠道獲取與課程設計有關的材料。03課題工作量7按期圓滿完成規定的任務，工作量飽滿。能力水平35%04綜合運用知識的能力10能運用所學知識和技能去發現與解決實際問題，能正確處理實驗數據，能對課題進行理論分析，得出有價值的結論。05應用文獻的能力5能獨立查閱相關文獻和從事其他調研；能提出并較好地論述課題的實施方案；有收集、加工各種信息及獲取新知識的能力。06設計（實驗）能力，方案的設計能力5能正確設計實

2、驗方案，獨立進行裝置安裝、調試、操作等實驗工作，數據正確、可靠；研究思路清晰、完整。07計算及計算機應用能力5具有較強的數據運算與處理能力；能運用計算機進行資料搜集、加工、處理和輔助設計等。08對計算或頭驗結果的分析能力（綜合分析能力、技術經濟分析能力）10具有較強的數據收集、分析、處理、綜合的能力。成果質量45%09插圖（或圖紙）質量、篇幅、設計（論文）規范化程度5符合本專業相關規范或規定要求；規范化符合本文件第五條要求。10設計說明書（論文）質量30綜述簡練完整，有見解；立論正確，論述充分，結論嚴謹合理；實驗正確，分析處理科學。11創新10對前人工作有改進或突破，或有獨特見解。成績指導教師

3、評語指導教師簽名：年月曰6 目錄1設計任務書1傳動方案擬定2選擇電動機3計算傳動裝置的運動和動力參數55傳動件的設計計算7軸的設計計算17滾動軸承的選擇及計算39鍵聯接的選擇及校核計算43設計小結44設計任務書題目帶式運輸機傳動裝置的一級減速器設計1、課程設計的目的機械設計課程設計是課程教學的一重要內容，也是一重要環節，目的有三：1）使學生運用所學，進行一次較為全面綜合的設計訓練，嚀學生的機械設計技能，加深所學知識的理解；2）通過該環節，使學生掌握一般傳動裝置的設計方法，設計步驟，為后續課程及畢業設計打好基礎，做好準備；3）通過該環節教學使學生具有運用標準、規范、手冊、圖冊和查閱相關技術資料的

4、能力，學會編寫設計計算說明書，培養學生獨立分析問題和解決問題的能力。2、課程設計的內容和要求（包括原始數據、技術要求、工作要求等）設計一用于帶式運輸機上的傳動及減速裝置。設計使用期限8年（每年工作日300天），兩班制工作，單向運轉，空載起動，運輸機工作平穩，大修期為3年。轉速誤差為+5%減速器由一般規模廠中小批量生產。要求裝配圖（0或1號）（1:1）一張，低速級齒輪與軸，箱也箱蓋（共3張零件圖），設計說明書（6000-8000字，word）一份。傳動簡圖（附后）及設計原始參數如下。帶拉力F（N）帶速度V（m/s）滾筒直徑D（mm47000.62803、主要參考文獻1 所學相關課程的教材2 陸玉

5、主編，機械設計課程設計，北京，機械工業出版社，2004。3 濮良貴主編，機械設計，北京，高等教育出版社，1989.4 吳宗澤主編，機械設計課程設計手冊，北京，高等教育出版社，1992.5 徐激主編，機械設計手冊，北與，機械工業出版社，1989.4、課程設計工作進度計劃1）、準備階段（1天）2）、設肝算階段（3-3.5天）3）、減速器的裝配圖繪制（3天）4）、繪零件圖（3-3.5天）5）、編寫設計說明書（3天）6）、答辯或考察階段。（0.5-1天）指導教師（簽字）日期年月日教研室意見：年月日學生（簽字）：接受任務時間：年月日、傳動方案的擬訂及說明計算驅動卷筒的轉速nw40.9r/min60100

6、0V6010000.6nw40.9r/minD280擬定以下傳動方案：圖一結果設計計算及說明三、選擇電動機(1)電動機類型和結構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。它為臥式封閉結構。電動機容量(1) 卷筒的輸出功率PP(2) 電動機輸出功率PdP2.82kw傳動裝置的總效率Fv100047000.610002.82kwPd1?2A3?3?4?5A2?6式中1、2為從電動機至卷筒軸的各傳動機構和軸承的效率。由機械設計(機械設計基礎)課程設計表2-4查得：V帶傳動1=0.96;滾動軸承2=0.988;圓柱齒輪傳動3=0.97;圓錐齒輪傳動4=0.96;彈性聯軸

7、器5=0.99;卷筒軸滑動軸承0.81Pd3.48kw6=0.96;則0.960.988A30.970.960.990.990.960.81故Pd2823.48kw0.81(3)電動機額定功率Ped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Ped4.°kw。電動機的轉速推算電動機轉速可選范圍，由機械設計課程設計指導書表1查得圓錐一圓柱齒輪減速器i1025，則電動機轉速可選范圍為：nd'n?i4901022.5r/min選同步轉速為1000r/min,如下表:電動機型號額定功率(kw)電動機轉速(r/min)電動機質重(kg)同步湎載Y132M1-64100

8、0960732) 電動機的技術數據和外形，安裝尺寸軸伸出端直徑(mm)軸伸出端安裝長度(mm)中心高度(mm)外形尺寸長寬高(mm)38k680132515280315四、計算傳動裝置的運動和動力參數1）傳動裝置總傳動比nm960i23.47n40.923.472）分配各級傳動比因為是圓錐圓柱齒輪減速器,圓錐齒輪i1取34,故ii3.5i23.47i26.7ii3.53）各軸轉速（軸號見圖一）ninm960r/minn2ni960r/minn2960n3274.3r/minii3.5n3274.3n440.9r/mini26.7n5n440.9r/min圓柱齒輪傳動比4）各軸輸入功率PiPd3

9、.48kwP2Pi?2?53.480.990.9883.4kwP3P2?43.40.963.26kwP4P3?2?33.260.9880.973.i2kwP5P4?23.i20.9883.08kw5）各軸轉矩按電動機所需功率Pd計算各軸輸入功率,即iin2n3n4n5PiP2P3P4P53.56.7960r/min960r/min274.3r/min40.9r/min40.9r/min3.48kw3.4kw3.26kw3.12kw3.08kw十ccP1CC3.48八T19550955034.62N?mn1960十八G八-T29550955034-33.82N?mn2960P33.26T3955

10、09550113.5N?mn3274.3十八cP4八cT495509550312-728.51N?mn440.9P53.08八T595509550719.17N?mn540.9Ti34.62N?mT233.82N?mT3113.5N?mT4728.51N?mT5719.17N?m項目軸1軸2軸3軸4軸5轉速(r/min)96096031077.677.6功率（kw）3.483.43.263.123.08轉矩(N*m)34.6233.82113.5728.51719.17傳動比113.56.71效率10.9780.960.9580.988五、傳動件的設計計算圓錐直齒輪設計3年。已知輸入功率P23

11、.4kw，小齒輪轉速960r/min，齒數比u=3.5,由電動機驅動，使用期限8年（每年工作日300天），兩班制工作，單向運轉，空載起動，運輸機工作平穩，大修期為1、選定齒輪精度等級、材料及齒數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)材料選擇由機械設計（第八版）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。3)選小齒輪齒數z125，大齒輪齒數Z23.52587.5，取整Z288。則u專絲zi253.52Z1252、按齒面接觸強度設計Z288由設計計算公式進行試算，即2.92KT1一_、

12、2R(10.5R)?u（1）確定公式內的各計算數值1)試選載荷系數Kt1.8計算小齒輪的轉矩T295.5105P295.51054)n2選齒寬系數R由機械設計0.333.496033823N?mm0.33lim1600MPa（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Hlim2550MPaHlim1600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2550MPa設計計算及說明15）由機械設計（第八版）表10-6查得材料的彈性影響系數Ze189.8MPa6）計算應力循環次數Ni60n2jLh609601（283008）2.21184109K12.211841098N26.31951

13、083.527）由機械設計（第八版）圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN10.91,KHN20.938）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數S=1,得Khn1Hlim1H10.91600546MPaSKhn2Hlim2H20.93550511.5MPaS（2）計算H1）試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入中較小的值Ze2KT1d1t2.923()22HR(10.5R)2?Ucm'189.821.8338232.923()22.511.50.33(10.50.33)3.563.757mm2）計算圓周速度vd1tn2v60100063.7579606010003.2m/s結果1Ze1

14、89.8MPa2Ni2.21184109N26.3195108h1546MPah2511.5MPad1t63.757mmv3.2m/s3）計算載荷系數根據v3.2m/s,7級精度,由機械設計（第八版）圖10-8查得動載系數Kv1.12直齒輪KhKf1.1由機械設計（第八版）表10-2查得使用系數Ka1根據大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查機械設計（第八版）表得軸承系數Khbe1.25貝uKhKf1.5KHbe1.51.251.875接觸強度載荷系數KKaKvKhKh11.121.11.8752.314）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，得d163.75732.3169.3mm1.85）

15、計算模數md1Z169.3°2.77mm25取標準值m3mm6）計算齒輪相關參數d1mz1325d2mz2388:1uorcccq一aiccosu21290174.1'、u21rd175264mm2arccos515.9,.3.5213521一一136.5mm27）圓整并確定齒寬brR0.33136.545mm圓整取b246mm,b50mm3、校核齒根彎曲疲勞強度1）確定彎曲強度載荷系數KKaKvKfKf11.121.11.8752.312）計算當量齒數K2.31d169.3mmm3mmd175mmd2264mm1 15.974.1R136.5mmb150mmb246mmK2

16、.31Z1Zv1cos125Z1Zv2cos2cos15.97825.99321.2cos74.13）由機械設計（第八版）表10-5查得齒形系數YFa12.60YFa22.06應力校正系數Ysa11.595Ysa21.974)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FE1500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2380MPa5)由機械設計（第八版）圖10-18取彎曲疲勞壽命系數Kfni0.86KFN20.916)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數1.4KFN1FEi0.86500SKFN2FE21.40.91380307.14MPa1.4247MPa7）校核彎曲強度根

17、據彎曲強度條件公式2KTYFaYSabm2(10.5r)2Z進行校核Fi2KTYFaYSa1.2、2bum(10.5r)Zi2.31338232.601.5955032(10.50.33)22582.6MPaf1ZV125.99ZV2321.2f1307.14MPaF2247MPafi82.6MPa2KTYFa2Ysa2-2F224.97MPa24.97MPab2m2(10.5r)2Z222.31338232.061.97_2_2463(10.50.33)88滿足彎曲強度，所選參數合適。圓柱斜齒輪設計已知輸入功率P33.26kw，小齒輪轉速274.3r/min，齒數比u=6.7,由電動機驅動，

18、工作壽命8年（設每年工作300天），兩班制，帶式輸送機工作經常滿載，空載起動，工作平穩，不反轉。1、選定齒輪精度等級、材料及齒數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40Cr鋼（調質），小齒輪齒面硬度為280HBS，大齒輪齒面硬度為250HBS。zi20,Z21343）選小齒輪齒數zi20,大齒輪齒數Z26.7201344）選取螺旋角。初選螺旋角142、按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即d1t3«2時3?"1（*）2,dUHKt1.6（1）確定公式內的各計算

19、數值1）試選載荷系數Kt1.62）計算小齒輪的轉矩一一5一95.510P3T3n3一_5一95.5103.26274.3113500N?mm3）選齒寬系數4）由機械設計（第八版）圖10-30選取區域系數Zh2.4335）由機械設計（第八版）圖10-26查得10.762,20.9,則121.66216）由機械設計（第八版）表10-6查得材料的彈性影響系數Ze189.8MPa'7）計算應力循環次數Ni60n3jLh60274.31(283008)6.321086.321087N29.43310Ni6.321086.7N29.4331078）由機械設計（第八版）圖10-21d按齒面硬度查得小

20、齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1750MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2700MPa9）由機械設計（第八版）圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN10.95，KhN20.9810）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數S=1,得712.5MPaKhn1Hlim1686MPah10.95750712.5MPaSKhn2Hlim2H20.98700686MPaS712.56862699.25MPa699.25MPa（3）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t,由計算公式得5)d1t32KtT3u1ZhZe2?()7.7 dUH321.611350011.6622.433189.826.7

21、 ()47.85mm699.25601000601000計算齒寬b及模數mntbd?d1t147.8547.85mmmntducos47.85cos14csZi2.321111m20h2.25?mnt2.252.325.22mmbh47.855.229.167計算縱向重合度0.318dZ1tan0.318120tan141.5857ditn3v3)4)計算載荷系數計算圓周速度v47.85274.30.6869m/s根據v0.6869m/s,7級精度，由機械設計（第八版）圖10-8查得動載系數Kv1.01機械設計（第八版）10-3查得KhKf1.4機械設計（第八版）10-2查得使用系數Ka1機械

22、設計（第八版）10-13查得Kf1.32機械設計（第八版）10-4查得Kh1.417ditmnt47.85mm0.6869m/s47.85mm2.32mm5.22mm9.1671.5857接觸強度載荷系數KKaKvKhKh11.011.41.41726）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，得d1d1t3K47.85351.5mmvKt,1.6d151.5mm7)計算模數mn取mn2.5mm8)幾何尺寸計算(1)計算中心距d1cosmnZi51.5cos14202.499mmmn2.5mm(Z1Z2)mn2cos(20134)2.5198.4mm2cos14(2)按圓整后的中心距修正螺旋角(

23、Z1Z2)mn(20134)2.5arccosarccos14.012a2198.4a198.4mm14.01(3)計算大小齒輪的分度圓直徑z'mn202.5d151.5mmcoscos14.01Z2mn1342.5d2345.3mmcoscos14.01(4)計算齒輪寬度bdd1151.551.5mm因值改變不多，故參數、Zh等不必修正圓整后取B251mmB56mm3、校核齒根彎曲疲勞強度1) 確定彎曲強度載荷系數KKaKvKfKf11.011.41.321.8662) 根據重合度1.5857,由機械設計(第八版)圖10-28查得螺旋角影響系數Y0.88d151.5mmd2345.3

24、mmB156mmB251mmK1.8663）計算當量齒ZviZV2Z1(cos)3Z2(cos)320219(COS14.01)31343146.7(cos14.01)3ZV121.9zv2146.74）由機械設計（第八版）表10-5查得齒形系數YFa12.72YFa22.14應力校正系數Yss1.57Ysa21.835）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fe1680MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限fe2650MPa6）由機械設計（第八版）圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KfN10.88KFN20.927）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S1.4,得KFN1FE

25、1F10.886801.4427.43MPaKfn2fe2F2S0.926501.4427.14MPaf1427.43MPaF2427.14MPa8）校核彎曲強度根據彎曲強度條件公式_22KTY(cos)YFaYSa23dZmnF進行校核F1144.3MPa22KTY(cos)2YFa1YSa123dZ1mnF1157144.3MPaf12_21.8661135000.88(cos14.01)22.7212021.6622.5322KTY(cos)2YFa2Ysa2dZ22mn3F12.95MPaFi21.8661135000.88(cos14.01)22.141.832二2.95MPaf21

26、13421.6622.53滿足彎曲強度，所選參數合適。六、軸的設計計算輸入軸設計1、求輸入軸上的功率P2、轉速*和轉矩T2P23.4kwn2960r/min丁233.82N?m2、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dmidi(10.5r)mtZi(10.5r)325(10.50.33)62.625mmFtFr2T2dm1Ft?tan333.821021080N62.625?cos11080tan20cos15.9377NFt1080NFr377NFa107.7NFaFt?tan?sin11045tan20sin15.9107.7N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖二

27、所示3、初步確定軸的最小直徑dmin17.07mm先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據機械設計（第八版）表15-3,取Ao112，得dminA。：3417.07mm,輸入軸的最小直徑為安裝聯軸器的直徑d12,一960為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩TcaKaT2,查機械設計（第八版）表14-1,由于轉矩變化很小，故取Ka1.3,則Tea43966N?mmTeaKaT21.33382043966N?mm查機械設計（機械設計基礎）課程設計表17-4，選HL1型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩d1230mm為160160000N?

28、m，半聯軸器的孔徑d30mm，故取d230mm,半聯軸器長度L82mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。4、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖三）圖三（2）根據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d2337mm2）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d2337mm，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32908,其尺寸為dDT40mm62mm15mm,d34d5640mm，而13415m

29、m。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32908型軸承的定位軸肩高度h3-5mm，因此取d4545mm3）取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d6730mm；為使套筒可靠地壓緊軸承，5-6段應略短于軸承寬度，故取15614mm。4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據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軸器右端面間的距離130mm,故取12350mm5）錐齒輪輪轂寬度為64.86mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取16770mm°7）由于Lb2La，故取145115mm（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按

30、d67由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面bh10mm8mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為50mm,同時為保H7d2337mm13 d34d5640mm415mmd4545mmd6730mm614mm12350mm770mm5115mm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k6；滾動軸承與軸的周向定設計計算及說明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2455、求軸上的載荷載荷水平向H垂直面V支反力FFnhi1478.6NFnvi275.4NFNH22558.6NFnv2652.4N彎矩MMh124201.4N?mmMvi31

31、671N?mmMv250762.85N?mm總彎矩MJ124.2231.672128.176N?m扭矩TT233.82N?m0.6，軸的計算應M2(T2)2caWJ28.22(0.633.82)20.1403ca20.28MPa前已選定軸的材料為45鋼(調質)，20.28MPa由機械設計(第八版)表15-1查得i60MPa,caca16、按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取6、精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面截面5右側受應力最大W6400mm3截面5右側抗彎截面系數333W0.1d0.1406400mm抗扭截面系數Wt0.2d人30.2403

32、12800mm3Wt128000mm3截面5右側彎矩M為128176N?mm截面5上的扭矩T2為T233820N?mmM128176N?mmT233820N?mm截面上的彎曲應力128176640020.03MPab20.03MPa截面上的扭轉切應力T233820軸的材料為45鋼，調質處理。由表Wt1280015-1查得B2.64MPa640MPa,1275MPa,1155MPat2.64MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數按機械設計（第八版）附表3-2查取。由r2.0D因一0.05,一d30d371.125,經插值后查得302.33,1.38又由機械設計（第八版）附圖3-2可得軸的材

33、料敏感系數為故有效應力集中系數為k1q(1)10.82(1.931)1.76k1q(1)10.85(1.551)1.47由機械設計（第八版）附圖3-2的尺寸系數0.77,扭轉尺寸系數0.790.85Oq0.82,q軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即又取碳鋼的特性系數計算安全系數&a值&a故可知安全。中間軸設計SS、S2S2設計計算及說明0.92則綜合系數為1,2.0910.7711.3210.790.1,27510.9210.920.052.820.030.1015512.81.454.978.32.642.641.450.052

34、4.978.324.01261308.924.98S1.51、求中間軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3P33.26kwn3274.3r/minT3113.5N?mK2.8K1.450.1,0.05S4.9S78.3Sca4.98S1.52、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓半徑d1mt?z2.4992050mmd150mm2T32113.54540NFt1I1d150Fr1tanntan201703.5NFt1-4540coscos14.01Fa1Ft1tan2738tan14.011132.8NFti4540NFri1703.5NFai1132.8Ndm2d2(10.5R)2T3Ft2

35、dm2Fr2Ft2tanFa2Ft2tan時Ft2,徑向力已知圓錐直齒輪的平均分度圓半徑2113.50.22044mtZ2(1cos1圓周力sin10.5R)388(10.50.33)220.44mmdm2220.44mm1029.76N1029.76tan201029.76tan20cos74.1sin74.1102.7N359.8NFr1、Fr2及軸向力Fa1、Fa2的方向如圖四所示Ft21029.76NFr2102.7NFa2359.8N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40Cr（調質），根據機械設計（第八版）表15-3,取A0°8,得dminA

36、033.26274.324.65mm,中間軸最小直徑顯然是安裝滾動dmin24.65mm軸承的直徑d2和d564、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖圖五）14 d12d5630mmd23d4535mm335mmd3443mm552mmI1250mm443mm650mm此文檔收集于網絡，如有侵權請聯系網站刪除設計計算及說明（2）根據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di2d5624.65mm,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

37、30206,其尺寸為dDT30mm62mm17.25mm,d12d563°mm。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30206型軸承的定位軸肩高度h3.5mm，因此取套筒直徑37mm。2）取安裝齒輪的軸段d23d4535mm，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長L38.5mm,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I2335mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h4mm，則軸環處的直徑為d3443mm。3）已知圓柱直齒輪齒寬B156mm,為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，

38、故取I4552mm。4）箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取I1250mm,I3443mm,I5650mm。（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d23由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面bh10mm8mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為22mm,同時為保證齒輪與軸配合有H7良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為m6;圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d45由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面bh10mm8mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，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H7轂與軸的配合為m6;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

39、寸公差為m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2455、求軸上的載荷載荷水平向H垂直面V支反力FFnhi2144.2NFnvi771.5NFnh23425.6NFNV22372.3N彎矩MMhi106512.4N?mmMh2192473.3N?mmMvi18546.1N?mmMv248851.8N?mmMv336615.46N?mmMv472219.88N?mm總彎矩MmaxM47192.473272.222205.57N?m扭矩TT3113.5N?m6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉,扭轉切應力為脈動循環變應力，取0.6,軸的計算應力ca,M2(T2)2;2

40、05.572(0.6113.5)250.44MPa0.10.0353ca50.44MPa前已選定軸的材料為40Cr(調質)，由機械設計(第八版)表15-1查得ca170MPa,ca7、精確校核軸的疲勞強度(1)判斷危險截面設計計算及說明截面5左右側受應力最大（2）截面5右側抗彎截面系數333W0.1d0.1302700mm抗扭截面系數Wt0.2d30.23035400mm3截面5右側彎矩M為M72219.88N?mm截面5上的扭矩T3為T3113500N?mm截面上的彎曲應力bM72219.8826.75MPaW2700截面上的扭轉切應力tT2Wt113500540021MPa軸的材料為40C

41、r調質處理。由表15-1查得b735MPa,1355MPa,1200MPao截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按機械設計（第八版）附表3-2查-2.°0.067取。因d30D,d351.16730,經插值后查得1.90,1.47又由機械設計（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數為3W2700mmWt5400mm3M72219.88N?mmT3113500N?mmb26.75MPat21MPaq0.82,q0.85故有效應力集中系數為k1q(1)10.82(1.901)1.74k1q(1)10.85(1.471)1.40由機械設計（第八版）附圖3-2的尺寸系數0.71扭轉尺寸系

42、數0.87。軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質量系數為0.92軸未經表面強化處理，即q1,則綜合系數為1.74112.540.92k11.40110.8711.700.920.71KK2.54K1.700.10.05Sca3552.5426.750.1020021211.74210.0521225.210.6、5.2210.625.210.64.67S1.5S5.2S10.6Sca4.67S1.5又取合金鋼的特性系數0.1,0.05計算安全系數Sca值故可知安全。W4287.5mm3(3)截面5左側抗彎截面系數_3_3_3W0.1d30.13534287.5mm3設計計算及說

43、明結果抗扭截面系數Wt0.2d30.23538575mm3Wt8575mm3截面5左側彎矩M為M72219.88N?mmM72219.88N?mm截面5上的扭矩T2為T3113500T3113500N?mmN?mm截面上的彎曲應力b16.8MPabM72219.88168MPaW4287.5.截面上的扭轉切應力t13.24MPaT3113500t13.24MPaWt8575kknok0.8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，kk2.13,0.82.131.70于是得軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質量系數為0.92故得綜合系數為K2.22k11K1

44、2.1312.220.92k11K11.7011.790.92計算安全系數Sa值K1.79355ScaSSS2S29.52.2216.80.1020017.2613.2413.241.700.05229.517.268.5S1.5、9.5217.262S9.5S17.26Sca8.5S1.5故可知安全。輸出軸設計1、求輸出軸上的功率P4、轉速n4和轉矩T4P43.12kwn440.9r/minT4728.51N?m2、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓半徑d2mt?z22.499134334.866mmd2334.866mm_2T42728.5Ftd10.334866tannFrFt43

45、51cos4351Ntan201632.73Ncos14.01FaFttan4351tan14.011085.6N圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖六所示Ft4351NFr1632.73NFa1085.6N圖六3、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（調質），根據機械設計（第dmin22mm八版）表15-3,取A112,得dmin3.12A°叫22mm,輸出軸的最小40.9d1240mm84mm。4、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖六）圖六直徑為安裝聯軸器的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器

46、型號。聯軸器的計算轉矩TcaKAT2,查機械設計（第八版）表14-1,由于轉矩變化很小，故取KA1.3，則TcaKaT21.3728510947063N?mm查機械設計（機械設計基礎）課程設計表17-4,選HLL4型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為1250N?m,半聯軸器的孔徑dl4°mm,故取d1240mm，半聯軸器長度L112mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度為（2）根據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d2347mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑D48mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度Ll84mm,為

47、了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比L1略短些，現取11282mm。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d2347mm,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32910,其尺寸為dDT50mm72mm15mm,d34d7850mm，而怡415mm。3）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）課程表15-7查得32910型軸承的定位軸肩高度h5mm，因此取d4560mm；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51mm

48、,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16747mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d,故取h4mm,則軸環處的直徑為d5668mm。軸環寬度b1.4h,取1568mmo4）軸承端蓋的總寬度為20mm,根據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軸器右端面間的距離130mm,故取12350mmd2347mm11 282mmd2347mmd34d7850mm13 415mmd4560mm16 747mmd5663mm1568mm12 350mm14 5105mm17 855mm5）箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取145105mm,17

49、855mm。此文檔收集于網絡，如有侵權請聯系網站刪除設計計算及說明（3）軸上的周向定位齒輪、半聯軸器的周向定位均采用平鍵連接，按d67由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面bh16mm10mm，鍵槽用鍵槽銃刀加工，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H7m6；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵12mm8mm70mm,半聯軸H7器與軸的配合為m6,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2455、求軸上的載荷載荷水平向H垂直面V支反力FFnhi1380NFnvi396.6NFnh22

50、971NFnv22029.3N彎矩MMh193.142N?mMvi55.524N?mMv2106.127N?m總彎矩M193.14255.5242198.26N?mM2J193.142106.1272220.378N?m扭矩TT4728.51N?m6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取0-6，軸的計算應力.M2(T2)2caW.220.3782(0.6728.51)229.4MPa0.10.0553ca29.4MPa前已選定軸的材料為45鋼（調質），由機械設計（第八版）表15-1查得160MPa,caca17、精確校核軸的疲勞強度(1)判斷

51、危險截面截面7右側受應力最大(2)截面7右側抗彎截面系數0.1d30.150312500mm3W12500mm3抗扭截面系數WT0.2d3330.25025000mm3Wt25000mm截面7右側彎矩76738.3N?mmM76738.3N?mm截面7上的扭矩T2為T4728510N?mmT4728510N?mm截面上的彎曲應力76738.36.14MPa12500b6.14MPa截面上的扭轉切應力T2WT72851029.1MPa25000t29.1MPa軸的材料為45調質處理。由表15-1查得b640MPa,275MPa,1155MPao截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按機械設計(第八版)附表3-2r2.0-0.04查取。因d50551.150,經插值后查得2.00,1.32又由機械設計（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數為1)11)10.82,q0.85故有效應力集中系數為0.82(21)1.820.85(1.321)1.27由機械設計（第八版）附圖3-2的尺寸系數0.73,扭轉尺寸系數0.86。軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面