二级圆柱圆锥齿轮减速机械课程

二级圆柱圆锥齿轮减速机械课程设计

1 传动简图的拟定 1.1 技术参数： 碾轮上的阻力矩为2800N， 碾轮轴的转速n=40 r／min ， 允许有±5%的偏差。 1.2 工作条件： 混沙机由交流电动机带动，单班制工作，工作时经常满载、有轻微振动，工作年限为五年。 (设计时)。 1.3 拟定传动方案 传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为齿轮传动。方案简图如图。 2 电动机的选择 2.1 电动机的类型：三相交流异步电动机（Y系列） 2.2 功率的确定 2.2.1 工作机所需功率Pw (kw): Pw=Tnw/9550=2800*40/9550= 11.73kw Pw=11.73kw η=0.764 Pd=15.353kw n=1500r/min 电动机型号： Y112M—4 i总=36.75 i1=3.2 i2=3.75 i3=3.06 n1=1470r/min n2=459.37r/min n3=122.5r/min n4=40r/min P1=15.25kW P2=14.3kW 2.2.2 电动机至工作机的总效率η：

η=1×1×25×3×4×5 =0.993×0.993×0.985×0.94×0.97×0.94=0.764 P3=13.9kW P4=13.06kW （1为联轴器的效率，2为轴承的效率，3为圆锥齿轮传动的效率，4为圆T1=99.07 N·m 柱齿轮的传动效率，5为开式圆锥齿轮传动的效率） T2=297.28N·m 2.2.3 所需电动机的功率Pd (kw): PdT3=1083.63N·m =Pw/η=11.73Kw/0.764=15.353kw T4=3118.075N·m 2.4 确定电动机的型号 z1=35 因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中Pm=4kN，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。 由此选择电动机型号：Y180M—4 电动机额定功率Pm=18.5kN,满载转速=1470r/min z2=107 滴油润滑 m =3 mm d1=104.53 mm 电动机型号 额定功率 (kw) 满载转速 (r/min) 起动转矩/额定转矩 最大转矩/额定转矩 d2=321 mm z1=24 z1=91 Y180M-4 18.5 1470 2.0 2.2 m=3.0 选取B35安装方式 3 传动比的分配 总传动比：i总=nm/n出=1470/40=36.75 设高速轮的传动比为i1,低速轮的传动比为i2,开式圆锥齿轮传动比为i3，z1=30 z2=113 a=214.5mm Β=16.39。 2

减速器的传动比为i减,开式圆锥齿轮传动的传动比推荐3-4，选i3=3.06 ，i减=i总/i3=12,选i1=3.2，i2=3.75 则 i=i1i2i3=3.2×3.75×3.06=36.72 d1=90mm d2=339,mm B2=95mm B1=100mm i=（i-i总）/i总=0 符合要求。 4 传动参数的计算 4.1 各轴的转速n(r/min) 高速轴Ⅰ的转速：n1=nm=1470 r/min 中间轴Ⅱ的转速：n2=n1/i1=1470/3.2=459.37 r/min 低速轴Ⅲ的转速：n3=n2/i2=490/3.75=122.5r/min 碾轮轴Ⅳ的转速：n4=n3/i3=140/3.06=40 r/min 4.2 各轴的输入功率P（kw）1×1×25×3×4×5 高速轴Ⅰ的输入功率：P1=pm*1=15.35*0.993=15.25kw 中间轴Ⅱ的输入功率：P2=p1*η2*3=15.25*0.94=14.3kw 低速轴Ⅲ的输入功率：P3=p2*η2*4=14.3*0.97=13.9kw 碾轮轴Ⅳ的输入功率：P4=p3*5*η2=13.9*0.94=13.06kw 4.3 各轴的输入转矩T(N·m) 高速轴Ⅰ的输入转矩：T19550P1/n1 99.07N·m 中间轴Ⅱ的输入转矩：T29550P2/n2 297.28N·m d12=30mm d23=35 mm 轴全长343mm l45=105mm 轴总长：296mm d12=60 mm d34=70mm d67=86mm l56=12mm 轴总长：477mm 3

低速轴Ⅲ的输入转矩：T39550P3/n3 1083.63N·m 碾轮轴Ⅳ的输入转矩：T49550P4/n4 3118.075N·m 5 圆锥齿轮传动的设计计算 5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 5.1.1 选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制GB/T123691990齿形角20，顶隙系数c*0.2，齿顶高系数ha*1，螺旋角m0，轴夹角90，不变位，齿高用顶隙收缩齿。 5.1.2 根据课本表10-1，材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 5.1.3 根据课本表10-8，选择7级精度。 5.1.4 传动比u=z2/z1=3 节锥角，29018.4371.57 不产生根切的最小齿数： Zmin2ha*cos1/sin2=16.22 选z1=35，z2=uz1=35*3=105 选取z2=107 5.2 按齿面接触疲劳强度设计 ZEKT1 公式： d1t≥2.92310.52u HRR25.2.1 试选载荷系数Kt=2 5.2.2 计算小齿轮传递的扭矩T1=95.5×105P1/n1=9.9×104N·mm 5.2.3 选取齿宽系数R=0.3 5.2.4 由课本表10-6查得材料弹性影响系数ZE188MPa1/2

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5.2.5 由图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550MPa。 5.2.6 计算应力循环次数 N2N1/u2.76108 ``5.2.7 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 6.2.8 计算接触疲劳许用应力 5.2.9 试算小齿轮的分度圆直径 代入H中的较小值得 ZEKT1 d1t≥310.52u=88.663 mm HRR25.2.10 计算圆周速度v dm1d1t10.5R88.663(10.50.3)75.364mm =（3.14159×75.364×1470）/（60×1000）5.801m/s 5.2.11 计算载荷系数 齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表10-2得KA=1.25。 由图10-8查得动载系数KV=1.15。 由表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.1。 依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表10-19得轴承系数Kv=1.23 由公式KH=KF=1.5KHbe=1.383接触强度载荷系数K=KAKVKHKH=1.25×1.23×1×1.383=2.13

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5.2.12 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1d1t3K/Kt=88.663×32.13/1.3=104.525 mm m=d1/z1=104.525/35=2.99mm 取标准值m = 3 mm 。 5.2.13 计算齿轮的相关参数 d1=mz1=3×35=105 mm d2=mz2=3×107=321 mm 1arctan1/u18.43=185.3 校核齿根弯曲疲劳强度 5.3.1 确定弯曲强度载荷系数 K=KAKVKFKF=2.13 5.3.2 计算当量齿数 zv1=z1/cos1=35/cos18.1=36.8 zv2=z2/cos2=107/cos71.9=344.4 5.3.3 查表10-5得 YFa1=2.62,YSa1=1.59,YFa2=2.11,YSa2=1.89 5.3.4 计算弯曲疲劳许用应力 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.9 KFN2=0.97 取安全系数SF=1.7

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6'47\" 2=90-1=7153'13\"

由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 FN1=500Mpa FN2=380Mpa 按脉动循环变应力确定许用弯曲应力 5.3.5 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式 满足弯曲强度要求，所选参数合适。 6 圆柱齿轮传动的设计计算 6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 6.1.1 选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。 6.1.2 根据课本表10-1，选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料45钢，调质处理，硬度240HBS 。 7.1.3 根据课本表10-8，混沙机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 6.1.4 试选小齿轮齿数z1=26,则z2=uz1=i2z1=24*3.75≈91 初选螺旋角β=14。 6.2 按齿面接触疲劳强度设计 ZHZE公式：d1t≥3H2KtT1（1） ud26.2.1 试选载荷系数Kt=1.3 7

6.2.2 计算小齿轮传递的转矩 T=95.5×105 P2/n2=2.98×10N·mm 56.2.3 由表10-7选取齿宽系数d=1 6.2.4 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=188MPa，由图10-30查的区域系数ZH=2.5。 6.2.5 由图10-26查的10.78020.885 则121.72 6.2.5 需用接触应力H12H1H22558522.5540.25Mpa 26.2.5 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa。 6.2.6 计算应力循环次数 N160n2jLh=60×459.375×1×（8×250×5）=2.76×108 N2=N1/u=2.76×108/3.75=0.73×108 6.2.8 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.93，KHN20.95。 6.2.9 计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1 取失效概率1% H1KHN1Hlim1=0.96×600=576MPa SH2KHN2Hlim2=0.98×600=588MPa S6.2.10 试算试算小齿轮的分度圆直径，带入H中的较小值得 ZHZE d1t3H2KtT1（1）=79.08mm ud26.2.11 计算圆周速度 8

v3.1479.08459.375m/s=1.902m/s 601000601000d1tn2=6.2.12 计算齿宽b bdd1t=1×79.082mm=79.08mm b6.2.13 计算齿宽与齿高之比 h模数mtd1tcos=79.08*cos14。/24=3.20mm z1齿高h2.25mnt=2.25×3.2=7.2mm b=79.08/7.2=10.99 h6.2.14 计算纵向重合度0.318dz1tan0.318*1*26*tan2.06 6.2.14 计算载荷系数 根据v=1.902m/s，由图10-8查得动载荷系数KV=1.05； 直齿轮，由标10-3查的KH= KF=1.4 由表10-2查得使用系数KA=1.25 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.40。 b由=10.99，KH=1.40查图10-13得KF=1.35;故载荷系数 hK=KAKVKHKF=1×1.09×1.4×1.35=2.379 6.2.15 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 9

d1d1t32.379K=79.0823=88.791mm 1.3Kt6.2.16 计算模数m： mnd1cos=88.791×cos14。/24=3.14mm z16.3 按齿根弯曲强度设计 2KT1Ycos2YFaYSa公式为 mn32 dz1F6.3.1 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1450MPa，大齿轮 弯曲疲劳强度FE2450MPa 据纵向重合度2.06，从图10-28查的螺旋角影响系数Y0.88 6.3.2 计算当量齿数和齿形系数 当量齿数 6.3.3 计算弯曲疲劳许用应力 由图10-20c查的小齿轮弯曲疲劳强度FE1550Mpa 小齿轮弯曲疲劳强度FE2600Mpa 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90, KFN2=0.97 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 F1KFN1FE1=0.91×500/1.4=325 Mpa SF2KFN2FE2=0.95×380/1.4=257.86 Mpa S6.3.4 计算载荷系数K

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K=KAKVKFKF=1×1.1×1.4×1.35=2.379 6.3.5 查取齿形系数 由表10-5查得YFa1=2.65，YFa2=2.23 6.3.6 查取应力校正系数 由表10-5查得YSa1=1.58，YSa1=1.76 6.3.7 计算大、小齿轮的YFa1YSa1YFaYSaF并加以比较 F1=2.65×1.58/289.29=0.0145 YFa2YSa2F2=2.23×1.76/311.79=0.0126 大齿轮的数值大。 6.3.8 设计计算 521.32.98100.686 m30.01452.374mm 2124 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取mn=3.0，已可满足弯曲强度，但为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=111mm，来计算应有的齿数。于是由 d1cos88.791cos1429.59730 z1== mn3 大齿轮齿数:z2=30×3.75=112.5，即取z2=113 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 6.4 几何尺寸计算

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6.4.1 计算中心距 a=z1z2mn2cos381333214.5mm 2cos14 圆整a=265mm 6.4.2 按圆整后的中心距修正螺旋角 因β值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正 6.4.3 计算分度圆直径和齿轮宽度 d1=z1mn/cos=30×3/cos14.55。 =90mm d2=z2mn/cos=113×3/cos14.55。 =339mm b=dd1=1×90mm=90mm 取B2=95mm,B1=100mm 7 轴的设计计算 7.1 输入轴设计 7.1.1 求输入轴上的功率p1、转速n1和转矩T1 p1=15.246kW n1=1470r/min T1=99.07 N·m 7.1.2 求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为 mm dm1d110.5R102(10.50.3)86.7mmtan20cos16.38869.9 N FrFttancos12491tan20sin16.38255.6N FaFttansin12491 12

7.1.3 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表15-3，取A0115，得 因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%，取d12=35 mm 左右。输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩TcaKAT1，查课本表14-1，由于转矩变化较大，故取KA1.3，则TcaKAT1.3108130140569Nmm140.569Nm，因输入轴与电动机相连，转速高，转矩小，选择弹性套柱销联轴器。电动机型号为Y200L—4,由指导书表12-4查得，电动机的轴伸直径D= 48 mm 。查指导书表8-5，选LT8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250Nm，半联轴器长度L1112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 7.1.4 拟定轴上零件的装配方案 7.1.5 为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d23=35 mm 。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40 mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2轴段的长度应比L略短一些，现取l1282mm。 7.1.6 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23=35 mm ，由指导书表6-7，初步选取03系列，30308轴承 其尺寸为dDTB409025.2523，故d34d5640mm，而为了利于固定l3423mm。由指导书表15-1查得d4550mm。 7.1.7 取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6735mm；齿轮的左端与套筒之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为50mm，应使套筒端面可靠地压紧轴承，l67由套筒长度，挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组

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成，故l6775mm。为使套筒端面可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取l5623mm。 7.1.8 轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm，故取l2350mm 7.1.9 l4590mm 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 7.1.10 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 轴与半联轴器之间的平键，按d12=30mm, 查得平键截面 bh108mm,长70mm 轴与锥齿轮之间的平键按d6755mm，由课本表6-1查得平键截面bh1610mm，长为42mm，键槽均用键槽铣刀加工。 为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为H7/k6，齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 7.1.11 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，全部倒角为245。 根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图，确定轴的危险截面。 计算轴危险截面处的MH、MV及M的值列于下表： 载荷 水平面H 垂直面V 14

支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T T3=108000N·mm 联轴器附加径向载荷Fc计算 Fc作用下的受力分析如图f 由受力平衡的 Frc12237.2NFrc2797.1N 作弯矩图Mc，如图g所示 M总MMc,如图h 综上可知：危险截面在靠近联轴器的轴承支点处 M=206778N/mm,T=108000N/mm 7.3.12按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6，轴的计算应力。 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得许用弯曲应力160MPa，因此ca1，故安全。 7.2 中间轴设计 15

7.2.1 求输入轴上的功率p2、转速n2和转矩T2 p2=14.3kW n2=459.37r/min T2=297.28N·m 7.2.2 求作用在齿轮上的力 已知小圆柱直齿轮的分度圆半径d1=90 mm Ft12T223708007490.9N =90d1已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径 dm2d2t10.5R339(10.50.33)288.15mm .8tan20cos69.17316.3 N Fr2Ft2tancos124437.2.3 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表15-3，取A0114，得 中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。 因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%，故dmin40mm 7.2.4 拟定轴上零件的装配方案如图 7.2.5 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d12=d5640mm，由指导书表6-7中初步选取03系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为dDT409025.25，所以d12=d56=40mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒外直径55mm，内直径50mm。 7.2.6 取安装圆锥齿轮的轴段d2350mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套 16

筒定位，已知锥齿轮轮毂长L60mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取l2358mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴环处的直径为d3460mm。 7.2.7 已知圆柱直齿轮齿宽B1=106mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取l45=105mm。 7.2.8 箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推 算出，箱体对称则：取轴肩l3414mm l5664mm,l1255mm 7.2.9 轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d23由课本表6-1查得平键截面bh149mm，键槽用键槽铣刀加工，长为51mm，同时为保证齿轮与轴配H7合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定m6位采用平键连接，按d45由课本表6-1查得平键截面bh1610mm，键槽用键槽铣刀加工，长为97mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选H7择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保m6证的，此处选轴的尺寸公差为k6。7.2.10 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为245。 根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图，确定轴的危险危险截面。 计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的MH、MV及M的值列于下表 载荷 水平面H 垂直面V 17

上知：险面靠联器轴支点处 支反力F 综可弯矩M 危截总弯矩 在近轴T2=370800N·mm 扭矩T 的承 M=531046N·mm,T=370800N·m 7.3.12按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得许用弯曲应力160MPa，因此ca1，故安全。 7.3 输出轴的设计 7.3.1 求输入轴上的功率p1、转速n1和转矩T1 P3=13.901kW n3=122.5r/min T3=1088.64N·m 7.3.2 求作用在齿轮上的力 已知大圆柱直齿轮的分度圆半径 d2=339mm Ft2T3213600007619N =d2339 18

FrFttan.3N =7619tan202773cos7.3.3 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据课本表15-3，取A0112，得 中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。 因轴上有两个键槽，故直径增大10%—15%，故dmin60mm 7.3.4 拟定轴上零件的装配方案如图。 7.3.5 由图可得d12为整个轴直径最小处选d12=60 mm 。 为了满足齿轮的轴向定位，取d2365mm。根据链轮宽度及链轮距 箱体的距离综合考虑取l12104mm，l2355mm。 7.3.6 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d12=d7870mm，由指导书表6-7中初步选取03基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为dDT7015038，所以d34=d78=70mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表6-7查得30214型轴承的定位轴肩高度，因此取d4582mm。去安装支持圆柱齿轮处直径d5686mm。 7.3.7 已知圆柱直齿轮齿宽B2=96mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取l67=93mm。 7.3.8 由于输出轴在箱体内部长为235mm，轴承30214宽为38mm，可以得 出l3436mm，l4594mm，l7883mm。 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 7.3.9 轴上的周向定位圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d67由课本表

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6-1查得平键截面bh2514mm，键槽用键槽铣刀加工，长为88mm，同时H7为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；m6链轮的周向定位采用平键连接，按d12由课本表6-1查得平键截面bh1811mm，键槽用键槽铣刀加工，长为92mm，同时为保证齿轮与轴配H7合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周m6向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。 7.3.10 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为245。 7.3.11 求轴上的载荷 根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。 计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的MH、MV及M的值列于下表 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T T3=1360000N·mm 联轴器附加径向载荷Fc计算 20

Fc作用下的受力分析如图（5） 由受力平衡的 Frc113738.6NFrc24672.6N 作弯矩图Mc，如上图所示 M总MMc,如上图所示 综上可知：危险截面在靠近联轴器的轴承支点处 M=1214.4N/m,T=1360N/m 7.3.12按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得许用弯曲应 力160MPa，因此ca1，故安全。 8 键连接的选择和计算 8.1 输入轴与联轴器的链接 轴径d1230mm，选取的平键界面为bh108mm，长L=70mm。由指导书表4-1得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深度t13.3mm。圆角半径r=0.2mm。查课本表6-2得，键的许用应力p110MPa。有k=0.5h，l=L-b。 2T1032108863 p30.24Mpap 满足强度要求。 dlk306048.2 输入轴与小圆锥齿轮的链接 轴径d6735mm，选取的平键界面为bh108mm，长L=42mm。由指导书表4-1得，键在轴的深度t=4.0mm，轮毂深度t13.3mm。圆角半径 21

r=0.2mm。查课本表6-2得，键的许用应力p110MPa。有k=0.5h，l=L-b。 2T1032108000 p48.29Mpap 满足强度要求。 dlk353248.3 中间轴与大圆锥齿轮的链接 轴径d2350mm，选取的平键界面为bh149mm，长L=51mm。由指导书4-1得，键在轴的深度t=5.5mm，轮毂深度t13.8mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力p110MPa。有k=0.5h，l=L-b。 2T1032297280 p71.42Mpap 满足强度要求。 dlk50374.58.4 中间轴与小圆柱齿轮的链接 轴径d4555mm，选取的平键界面为bh1610mm，长L=97mm。由指导书表4-1得，键在轴的深度t=6.0mm，轮毂深度t14.3mm。圆角半径r=0.3mm。查课本表6-2得，键的许用应力p110MPa。有k=0.5h，l=L-b。 2T1032370800 p35.02Mpap 满足强度要求。 dlk557758.5 输出轴与大圆柱齿轮的链接 轴径d6782mm，选取的平键界面为bh2514mm，长L=88mm。由指导书表4-1得，键在轴的深度t=9.0mm，轮毂深度t15.4mm。圆角半径r=0.4mm。查课本表6-2得，键的许用应力p110MPa。有k=0.5h，l=L-b。 2T10321360000 p75.21Mpap 满足强度要求。 dlk826378.6 输出轴与滚子链轮的链接 轴径d1260mm，选取的平键界面为bh1811mm，长L=92mm。由指导书表4-1得，键在轴的深度t=7.0mm，轮毂深度t14.4mm。圆角半径r=0.4mm。查课本表6-2得，键的许用应力p110MPa。有k=0.5h，l=L-b。  22

2T10321360000 p102.1Mpap 满足强度要求。 dlk60745.59 滚动轴承的设计和计算 9.1 输入轴上的轴承计算 (30308圆锥轴承) 9.1.1 由已知可得:n1=1470r/min， Fr11662N, Fr24295N, Fa300NC0r108KN Cr90.8KN e=0.35，Y=1.7 9.1.2 求两轴承的轴向力Fd1Fr1/(2Y)1662/(21.7)N488.8N N Fd2Fr2/(2Y)4295/(21.7)N1263N, Fa1Fd2Fa1518.6Fa2Fd21263N 9.1.3 求轴承当量动载荷P1和P2 Fa11518.6F12630.91>e a20.29< e Fr11662Fr24295 由指导书表6-7查的P10.4Fr11.7Fa1=3246.4N ， P2Fr2=4295N 9.1.4 验算轴的寿命 106C106108000 Lh60nP6014704295 故可以选用。 10/35.9105h>14600h 9.2 中间轴上的轴承计算 (30308圆锥轴承) 229.2.1 由已知可得：n2=432r/min，Fr1FNVFNH4698N 1122 Fr2FNV.1N 2FNH25295N，Fa831 C0108KN ，C90.8KN，e=0.35，Y=1.7 23

9.2.2求两轴承的轴向力 9.2.3 求轴承当量动载荷P1和P2 FFa10.29 e Fr1Fr2 由指导书表6-7查的P1Fr14394.3N， 9.2.4 验算轴的寿命 故可以选用。 9.3 输出轴上的轴承计算 (30314圆锥轴承) 22FNH3390N, 9.3.1 由已知可得：n3=140r/min，Fr1FNV11 C0272KN ，C218KN，e=0.35，Y=1.7 9.3.2求两轴承的径向力和轴向力 9.3.3 求轴承当量动载荷P FFa1489148911.4e 1.72> e a2Fr23390Fr12820.75 由指导书表6-7查的 9.2.4 验算轴的寿命 故可以选用。 10 联轴器的选择 在轴的计算中已选定联轴器型号，选LT6型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为250Nm，许用转速为3600 r/min。 11 箱体的设计

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11.1 箱体的基本结构设计 箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。 11.2 箱体的材料及制造方法 选用HT200，砂型铸造 设计总结 虽然这次课程设计只有短短的三周，但是使我体会到了很多。明白了一张比较完美的装配图是要付出多少努力，加强了我的动手、思考和解决问题的能力，使我对机械设计有了更深刻的认识。 同时由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如某些尺寸没有考虑圆整，齿轮的计算不够精确等。通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。另外认识到机械设计是一个系统性很强的工作，是需要明晰的条理与充分的耐心才可以圆满完成的。 同时要感谢xx老师多次亲自进入我们寝室，给我们指出了多处制图上不妥的地方。也要感谢学校为我们提供了良好的教学环境，为我们设计提供了硬件支持和提供了各种参考资料。 参考文献 略

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