圆锥—圆柱齿轮减速器

目录

一、设计任务书........................................ 错误！未定义书签。 二、传动方案的拟定 ................................................................. 2 三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 ......... 3 四、传动零件的设计计算 ......................................................... 6 五、轴的设计计算 ................................................................... 16 七、滚动轴承的选择及计算 ................................................... 36 八、键联接的选择及校核计算 ............................................... 39 九、联轴器的选择 ................................................................... 40 十、减速器附件的选择 ........................................................... 40 十一、润滑与密封 ................................................................... 40 十二、设计小结........................................ 错误！未定义书签。 十三、参考文献........................................................................ 41

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一、设计题目：设计圆锥—圆柱齿轮减速器

设计带式运输机的传动装置。该传送设备的传动系统由电动机—减速器—运输带组成。连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的±5%，使用年限10年，每日三班工作。

（图1）

1—电动机；2联轴器；3—减速器；4—鼓轮；5—传送带

二、原始数据： 传送带圆周力F(N) 900 传送带速度V(m/s) 2.5 滚筒直径D（mm） 300 使用年限（年） 10（三班制） 三、设计内容和要求：

1.编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设计计算（如齿轮传动，蜗杆传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）装配图和零件图的设计；（9）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；（12）参考文献；（13）致谢。

2.要求每个学生完成以下工作：

（1）减速器装配图一张（0号或一号图纸）

（2）零件工作图两张（输出轴及该轴上的大齿轮），A4图纸，比例1︰1。 （3）设计计算说明书一份。

二、传动方案的拟定

运动简图如下：

2

（图2）

由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为运输设备。

减速器为展开式圆锥—圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。 联轴器2选用凸缘联轴器，8选用齿式联轴器。

三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算

一、选择电动机的类型和结构形式

按工作要求和条件，选用Y型三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，频率50Hz。

二、选择电动机容量

工作机主动轴功率：PWFV9002.52.25Kw，传动装置的总效率：

a1224345

（式中1、2、3、4、5分别为联轴器、滚动轴承、圆锥齿轮传动、圆柱齿轮传动和卷筒的传动效率。）取1=0.99（联轴器），2=0.985（滚动轴承），，4=0.97（齿轮精度为8级，不3=0.96（齿轮精度为8级，不包括轴承效率）

3

包括轴承效率），5=0.96（卷筒效率，不包括轴承）则

a0.9920.980.960.970.960.825

电动机所需功率：

PdPWaWKw2.25Kw2.84Kw

0.8250.96因载荷平稳，选电动机的额定功率为3kw。

三、确定电动机的转速 滚筒的工作转速为：

601000V6010002.5r159.2rminmin D300按课程设计指导书P16—表3—2查得圆锥—圆柱齿轮的传动比一般范围为：

nia=8~15，故电动机转速的可选范围为：

nd'ia'n(8~15)159.21273.6~2388rmin

根据额定功率Ped≥Pd，且转速满足

1273.6rminnd2388rmin，可选同步转速为1500rmin , 选电动机型号

为：Y100L2-4。

其主要性能如下表： 满 载 时 型号 额定功率Kw 3 起动起动最大转速电流转矩转矩电流 效率 功率 额定额定额定（380V） r % 因数 minA 电流转矩转矩1420 6.8 82.5 0.81 7.0 2.2 2.3 Y100L2-4 电动机的外形尺寸： 中心高外形尺寸 底角安装尺寸地脚螺栓孔 轴伸尺寸 装键部位 H L×(AC/2+AD)×HD A×B D×E 尺寸F×直径 K GD 100 380×205×245 160×140 12 28×60 8×31

四、确定传动装置的总传动比和分配传动比

1.总传动比

4

总传动比ianmn1420159.28.9 2.分配减速器的各级传动比直齿轮圆锥齿轮传动比

因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以

取i12.225

圆锥圆柱齿轮减速器传动比

ii2i8.9.2254.0 12

五、计算传动装置的运动和动力参数

1.电动机轴（各轴的标号均已在图2中标出）

P0Pd2.84kw

n0nm1420rmin

TP0955009550n2.8419.1Nm 014202．高速轴

P1Pd12.840.992.82Kw

nnm1420rmin

TP1n95502.8219550142019Nm 13．中间轴

PP32.820.962.7Kw

nni14202.225638.3rmin

5

T9550P95502.740.4Nmn638.3

4低速轴

PP42.70.972.62Kw nni2638.34.0159.6rmin

T9550P95502.62156.8Nm n159.65滚筒轴

P滚筒轴P12.620.992.6Kw

n滚筒轴n159.6rmin

T滚筒轴

9550P滚筒轴n滚筒轴95502.6155.6Nm

159.6运动和动力参数计算结果整理于下表：

轴名 电动机轴 （r/min） 传动比i 功率P（kw） 转矩T（N`m） 转速nr/min i 2.84 19.1 1420 1 效率ηη 0.99 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 滚筒轴 2.8116 2.7 2.62 2.6 19 40.4 156.8 155.6 1420 2.225 638.3 4 159.6 159.6 1 0.99 0.97 0.96 四、传动零件的设计计算

一、圆锥齿轮传动的设计计算

已知输入功率P，小齿轮的转速为：12.84Kw（略大于小齿轮的实际功率）

n11420r

min，大齿轮的转速为

n2638.3rmin，传动比i=2.225，由电动机驱

6

动，工作寿命（设每年工作300天），三班制，带式输送，平稳，转向不变。 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，齿形制JB11060,齿形角20，齿顶高系数ha*1，顶隙系数c*0.2，螺旋角m0，不变位。 （2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。

（3）、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，二者材料硬度相差40HBS。 （4）、选小齿轮齿数z123,则z2uz12.2252352 2.按齿面接触疲劳强度设计

公式：

3 d1t≥2.92ZEKT1(10.5)2u RFR2（1）、确定公式内的各计算值

1）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa2。 2）由《机械设计（第八版）》图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限

1Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550MPa。

3）计算应力循环次数

小齿轮：N160n1jLh6014201(3830010)6.134109 大齿轮：N2N1u6.1341092.2252.8109

4）由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数

KHN10.87 KHN20.93

5）计算接触疲劳许用应力

取失效率为1%，安全系数S=1，则：

KHN1Hlim10.87600MPa522MPa S7

H1

H2KHN2Hlim20.93550MPa511.5MPa S6）试选Kt1.3，

7）计算小齿轮矩：

1T195.510P595.51052.841.91104Nmm n14208）试选齿宽系数由《机械设计（第八版）》表10-7 选 R0.30 （2）、计算

1）试算小齿轮的分度圆直径，带入H中的较小值得

1.821.31.91104d1t2.923()56.1mm 2511.50.3(10.50.3)2.2252）计算圆周速度v

vd1tn160100056.114206010004.17m

s3）计算载荷系数

根据v4.17ms，8级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数 查得Kv1.18，直齿轮KHKF1

由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数KA1

根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查《机械设计（第八版）》表得轴承系数KHbe1.25，则KHKF1.5KHbe1.51.251.875 接触强度载荷系数KKAKvKHKH11.1811.8752.2125。 4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：

d1d1t3KKt56.132.21251.366.98mm

5）计算模数

md1z166.98242.79mm

取标准值m=3

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6）计算齿轮相关参数

d1mz132369mmd2mz2352156mm圆锥角1arccosu2u12901703048锥距Rd1arccos2.8262.82612192912

u212.8262169103.42mm22圆整并确定齿宽bRR0.3103.4231.03mm 圆整取b232mm，b137mm 3、校核齿根弯曲疲劳强度 1）确定弯曲强度载荷系数

KKAKvKFKF11.1811.8752.2125

2）计算当量齿数

z12425.46cos1cos1929'12''

z268zv2203.84cos2cos7030'48''zv13）由《机械设计（第八版）》表10-5查得齿形系数

YFa12.61 YFa22.12

应力校正系数

Ysa11.597 Ysa21.8

4）由《机械设计（第八版）》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE380MPa

12由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.84KFN20.87 5）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4，得

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KFN1FE10.84500300MPaS1.4

KFN2FE20.87380236.14MPaF2S1.4F1根据按齿根弯曲疲劳强度条件 公式： F2KTYFaYSaF进行校核 22bm(10.5R)ZF12KTYFa1YSa1b1m2(10.5R)2Z1

22.2125160002.611.59787.84MPaF122312.5(10.50.30)24F22KTYFa2YSa2b2m2(10.5R)2Z2

22.2125160002.121.835.05MPaF222262.5(10.50.30)68满足弯曲强度，所选参数合适。 二、圆柱齿轮传动的设计计算

已知输入功率P2.7Kw（略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：

n3638.3rmin，大齿轮的转速为n4159.6rmin，传动比i4，由电动机驱动，

工作寿命（设每年工作300天），三班制，带式输送，平稳，转向不变。 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

Fa锥2T1d1(10.5R)421.9110tan20cos192912279.55233(10.50.3)

此轴向力较大，故二级变速装置选用斜齿圆柱齿轮。 （2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。

（3）、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，二者材料硬度相差40HBS。 （4）、选小齿轮齿数z123,则z2uz142392 （5）选取螺旋角。初选螺旋角14

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2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即

2KtT3u1ZHZE2d1t3() duH(1) 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt1.6 2）计算小齿轮的转矩

95.5105P295.51052.7T34.04104Nmm

n3638.33）选齿宽系数d1

4）由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数ZH2.433

5）由《机械设计（第八版）》图10-26查得10.765，20.836，则

1.601

126）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa 7）计算应力循环次数

12N160n3jLh60638.31(3830010)2.751092.75109N26.91084

8）由《机械设计（第八版）》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Hlim2550MPa

9）由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.9,KHN20.95 10）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，得

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KHN1Hlim10.906000MPaS

KHN2Hlim20.95550522.5MPaH2SH1H（2）计算

HH1220522.5531.25MPa 21）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

d1t33

2KtT3u1ZHZE2()du[H]2

21.6156800412.4331.866.65mm11.6014531.252）计算圆周速度v

vd1tn36010002.23m/s

3）计算齿宽b及模数mnt

bdd1t66.65mmmntd1tcos2.81mmZ1h2.25m1t6.33mmb66.6510.53h6.33

4）计算纵向重合度

0.318dZ1tan0.318123tan141.824

5）计算载荷系数

根据v=2.23m/s，8级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数Kv1.12 由《机械设计（第八版）》表10-3查得KHKF1.4 由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数KA1.25

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由《机械设计（第八版）》表10-4查得KH1.46 由《机械设计（第八版）》图10-13查得 KF1.42

接触强度载荷系数KKAKvKHKH1.251.121.41.462.86 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

dK1d1t3K66.6532.8680.mm t1.66）计算模数mn

mnd1cosZ3.4mm 1取mn4mm 7）几何尺寸计算 （1） 计算中心距

a(z1z2)mn2cos(2392)42cos14237.04mm

将中心距圆整为237mm

（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角

arccos(z1z2)mn2aarccos(2392)422371359'56''因值改变不多，故参数、ZH等不必修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径

d1z1mncos234cos1359'56''94.8mm

d2z2mn924coscos1359'56''379.3mm（4）计算齿轮宽度

bdd180.mm

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圆整后取B281mm,B186mm 3、校核齿根弯曲疲劳强度/ 1）确定弯曲强度载荷系数

KKAKvKFKF1.251.121.41.422.78

2）根据重合度1.824，由《机械设计（第八版）》图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88 3）计算当量齿数

z12325.1733(cos)(cos1359'56'')

z292zv2100.6933(cos)(cos1359'56'')zv14）由《机械设计（第八版）》表10-5查得齿形系数

YFa12.62 YFa22.18

应力校正系数

Ysa11.59 Ysa1.79

25）由《机械设计（第八版）》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE440MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE425MPa

126）由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.88KFN20.92 7）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4，得

KFN1FE10.88440276.57MPaS1.4KFN2FE20.92425279.29MPaF2S1.4

F18）校核弯曲强度

2KTY(cos)2YFaYSa根据弯曲强度条件公式FF进行校核 23dzmn

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2KTY(cos)2YFa1YSa1F1dz12mn322.781672000.88(cos1359'56'')22.621.59

12321.6014359.25MPaF12KTY(cos)2YFa2YSa2F1dZ22mn322.781672000.88(cos1359'56'')22.181.79

19221.6014361MPaF2满足弯曲强度，所选参数合适。

三、数据整理 1.圆锥齿轮

齿轮类型：直齿圆锥齿轮（JB11060,齿形角20，齿顶高系数ha*1，顶隙系数c*0.2，螺旋角m0，不变位）。

精度8级，小齿轮材40Cr（调质），大齿轮材料45刚（调质），硬度分别为280HBS和240HBS

大端分度圆直径：小齿轮d169mm，大齿轮d2156mm 节锥顶距：R=103.42mm

节圆锥角：11929'12''， 27030'48'' 齿宽： b137mm,b232mm 齿数：z123，z252 模数m=3

2.圆柱齿轮

齿轮类型：斜齿圆柱齿轮

精度8级，小齿轮材40Cr（调质），大齿轮材料45钢（调质），硬度分别为280HBS和240HBS。

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分度圆直径： d194.8mm， d2379.3mm 中心距：a=237mm

齿宽：b183mm，b288mm 齿数：z123，z292 模数：m=4

五、轴的设计计算

一、减速器高速轴I的设计 1.求输出轴上的功率P，转速n和转矩T

由前面的计算可得

PI2.8Kw n1420rmin

TI19Nm

2.求作用在齿轮上的力

圆锥小齿轮

dm1(10.5R)d1(10.50.3)6958.65mm

Ft2T121910007.9N dm158.65Fr1Fttancos1222.3N Fa1Fttansin178.7N 3.初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0112,

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于是得dminA03P2.81112314.04mm n11420同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩：

取KA1.3，则TcaT1KA191.324.7Nm

查《机械设计（机械设计基础）课程设计》表16-4，选LX2型弹性柱销联轴器即，该端选用的半联轴器的孔径d18mm，故取轴径d18mm，半联轴器的长度L=42mm。 4.轴的结构设计

（1）、拟定轴上零件的装配方案 下图为Ⅰ轴上的装配方案

（图3）

（2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图：

（图4）

2）初步选择滚动轴承。

轴承同时承载径向力和轴向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级轴承6305，其尺寸为

dDT25mm62mm17mm。为了利于固定，一般取l3比b小1mm（如图3

所示），故可确定d325mm,l316mm。

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3）由经验公式算轴肩高度：h40.0725(1~2)(2.75~3.75)mm

取轴肩高为3.5mm ，确定d432mm。 由成大先主编的《机械设计手册》的要求可得， ，取l450mm。 l42.5d32(12l3)45.5mm4）根据轴承安装方便的要求，取d2d524mm

根据安装轴承端盖的要求，取 l220mm。 根据齿轮与内壁的距离要求，取 l516mm。 5）根据齿轮孔的轴径和长度，确定d617mm,l638mm。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （3）、轴上的零件的周向定位

齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由《机械设计（第八版）》表6-1查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面bh6mm6mm(GB/T 10951079)，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm（标准键长见GB/T 10961079）。

为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面bh5mm5mm (GB/T 10951079)，键槽用键槽铣刀加工，长为25mm（标准键长见GB/T 10961079）。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为245，除下图标注外，各轴肩处的圆角半径，均为R1，如图：

18

（图5）

5.求轴上的载荷

根据轴的结构图（图3）作出轴的计算简图

（图6）

（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，由于误差较小取圆锥滚子轴承在宽度中点为作用点）。

载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 水平面H FH11094N FNH22699.93N MH87520Nmm 垂直面V FN1237.7N FN27.36N MV119016Nmm MV2110.15Nmm

M1875202(19016)2562.04Nmm T178.49Nm 做弯矩、扭矩图

19

6、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

M12(T1)2.562042(0.678.49)2ca37.47MPa

W0.10.0337、前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得

160MPa,ca1，故安全。

8、精确校核轴的疲劳强度 （1） 判断危险截面

20

截面5右侧受应力最大 （2）截面5右侧 抗弯截面系数

W0.1d30.13032700mm3

抗扭截面系数

WT0.2d30.230300mm3

截面5右侧弯矩M为M562.04Nmm

截面5上的扭矩T1为

T178490Nmm

截面上的弯曲应力

b截面上的扭转切应力

M56233.17MPa W2700T轴的材料为

45

T17849015.MPa WT00钢，调质处理。由表15-1查得

B0MPa,1275MPa,1155MPa。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计（第八版）》附

r2.00.067D381.267，表3-2查取。因d30，经插值后查得1.93,1.55

d30又由《机械设计（第八版）》附图3-2可得轴的材料敏感系数为

q0.82,q0.85

k1q(1)10.82(1.931)1.76故有效应力集中系数为k1q(1)10.85(1.551)1.47

由《机械设计（第八版）》附图3-2的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数0.87。

21

轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质量系数为

0.92

轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为

Kk111.76112.570.710.92Kk111.47111.780.870.92 又取碳钢的特性系数

0.1,0.05

计算安全系数

Sca值

S1275K0.104.46am2.5724.01S1K155am1.786.0627.9520.056.062ScaSSS^2S4.4627.9.46^227.95^24.40S1.5^2

故可知安全。

二、中间轴设计

1、求中间轴上的功率P3、转速n3和转矩T3

P22.7Kw n263.83r/minT240.4N.m

2、求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆半径

d194.8mm

而

22

Ft12T2240.41000852Nd194.8tanntan20Fr1Ft1852320N coscos135956Fa1Ft1tan852tan135956212N已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径

dm2d2(10.5R)352(10.50.3)132.6mm而

Ft22T2240.41000609Ndm1132.6

Fr2Ft2tancos2609tan20cos70461672NFa2Ft2tansin2609tan20sin704616209N3、初步确定轴的最小直径

3、先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0100，得dminAO3P216.2mm，中间轴最小直n2径显然是安装滚动轴承的直径d12和d45轴的结构设计 （1） 拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）

23

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据d12d5616.5mm，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6305，其尺寸为dDT25mm62mm17mm，d12d5625mm。

这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表15-7查得6305型轴承的定位轴肩高度h3.5mm，因此取套筒直径32mm。 1）取安装齿轮的轴段d23d4530mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知大锥齿轮宽b32mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮宽，故取l2330mm，齿轮的右端采用轴肩定位，已知圆柱直齿轮齿宽B183mmB181mm，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l4581mmL4579mm。

2）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取l1260mm,l3410mm,

l5660mm。

（3）轴上的周向定位

圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d23由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面bh8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为18mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与

H7轴的配合为m6；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d45由《机械设计（第

八版）》表6-1查得平键截面bh8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，

H7同时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；

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。 4、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245 5、求轴上的载荷

24

根据轴的结构图作出轴的计算简图

载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH12772.2N FNV16.77N FNH23233.8N FNV21510.77N MV1473.9Nmm弯矩M MH11940NmmMV272836.6NmmM H2300746NmmM87087.25Nmm V3MV4140127.85Nmm总弯矩 MmaxM4M22H2MV4331.7Nm 扭矩T T2212.80Nm 作扭矩弯矩图

25

6、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

M2(T2)2331.72(0.6212.80)2ca41.14MPa

W0.10.0353前已选定轴的材料为40Cr（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得

170MPa,ca1，故安全。

7、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面

26

截面5左右侧受应力最大 （2）截面5右侧 抗弯截面系数

W0.1d30.13032700mm3

抗扭截面系数

WT0.2d30.230300mm3

截面5右侧弯矩M为

M160618Nmm

截面5上的扭矩T3为

T3212800Nmm

截面上的弯曲应力

b截面上的扭转切应力

M16061859.48MPa W2700TT221280039.41MPa WT00轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得

B735MPa,1355MPa,1200MPa。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计（第八版）》附

r2.0D350.0671.167d30d30表3-2查取。因，，经插值后查得

1.90,1.47

又由《机械设计（第八版）》附图3-2可得轴的材料敏感系数为

q0.82,q0.85

故有效应力集中系数为

27

k1q(1)10.82(1.901)1.74k1q(1)10.85(1.471)1.40

由《机械设计（第八版）》附图3-2的尺寸系数0.71，扭转尺寸系数0.87。 轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质量系数为0.92 轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为

Kk111.7410.9212.0.71Kk11.401111.700.870.92 又取合金钢的特性系数

0.1,0.05

计算安全系数Sca值

S1355K3.99am2.35.030.10S1200K12.39am1.7418.030.0518.0322SSScaS3.9912.393.40S1.5^2S^23.99^212.39^2 故可知安全。 （3）截面5左侧 抗弯截面系数

W0.1d30.13534287.5mm3

抗扭截面系数

WT0.2d30.23538575mm3

截面5左侧弯矩M为

M160618Nmm

28

截面5上的扭矩T2为

T2212800Nmm

截面上的弯曲应力

b截面上的扭转切应力

M16061837.46MPa W4287.5TkT221280024.82MPa WT8575过盈配合处的，由《机械设计（第八版）》附表3-8用插值法求出，并取

k0.8k，于是得

k2.13,k0.82.131.70

轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质量系数为

0.92

故得综合系数为

112.220.92k11K11.7011.790.92 K12.13计算安全系数Sca值

3557.25Kam2.2222.060.101200S20.14Kam1.7011.350.0511.3522SS7.2520.14Sca6.82S1.5S^2S^27.25^220.14^2 S1k1故可知安全。

输出轴设计

29

1、求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3

P.6r/min,T3156.8N.m 32.62Kw,n1592、求作用在齿轮上的力

已知圆柱斜齿轮的分度圆直径

d2而

Ftmncosz2mtz2379.3mm

2T32156.8826.8Nd2379.3103tanntan20FrFt826.8310N coscos135956FaFttan826.8tan135956206N3、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《机械设计（第八版）》表15-3，取A0112，得dminAo3P328.46mm，输出轴的最小直径为n3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KAT3，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取KA1.3，则

TcaKAT31.3156800203840Nmm

查《机械设计（机械设计基础）课程设计》表14-4，选LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000Nmm，半联轴器的孔径d124mm，

故取d1224mm，半联轴器长度L52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为50mm。 4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

30

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）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d2330mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D31mm，

半联轴器与轴配合的毂孔长度L150mm，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段的长度应比L1略短些，现取 l1248mm。

2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据d2330mm，由《机械设计

（机械设计基础）课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6306，其尺寸为

dDT30mm72mm19mm，d34d7830mm，而l3419mm。 左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计手册》

查得6306型轴承的定位轴肩高度h3mm，因此取d4536mm；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的宽度为86mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取l6781mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h5mm，则轴环处的直径为d5646mm。轴环宽度

31

b1.4h，取l568mm。

4）轴承端盖的总宽度为20mm，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 l2350mm

5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取l4546mm,l7850mm。 （3）轴上的周向定位

齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按d67由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同

H7时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；同

样，半联轴器与轴的连接，选用平键8mm7mm40mm，半联轴器与轴的配合

H7为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k6。

4、确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245 5、求轴上的载荷

载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 水平面H FNH11724.3N FNH225.4N MH200.018Nm 垂直面V FNV1398.5N FNV22007.2N MV146.226Nm MV2156.572Nm 作扭矩图、弯矩图

M1200.018246.2262205.29NmM2200.018156.5722.01NmT3813.36Nm 22 32

33

6、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

M2(T2)22.012(0.6813.36)2ca16.03MPa

W0.10.073前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得

160MPa,ca1，故安全。

7、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 截面7右侧受应力最大 （2）截面7右侧

抗弯截面系数W0.1d30.160321600mm3

抗扭截面系数

WT0.2d30.260343200mm3

截面7右侧弯矩M为

M107465Nmm

截面7上的扭矩T2为

T3813360Nmm

截面上的弯曲应力

b截面上的扭转切应力

M1074654.98MPa W21600TT381336018.83MPa WT43200轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得

34

B0MPa,1275MPa,1155MPa。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计（第八版）》附表3-2查取。因

r2.0D700.033，1.167，经插值后查得 d60d602.00,1.32

又由《机械设计（第八版）》附图3-2可得轴的材料敏感系数为

q0.82,q0.85

故有效应力集中系数为

k1q(1)10.82(21)1.82k1q(1)10.85(1.321)1.27

由《机械设计（第八版）》附图3-2的尺寸系数0.73，扭转尺寸系数0.86。 轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质量系数为

0.92

轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为

1.82112.580.730.92k11.271K111.560.860.92 K1又取碳钢的特性系数

k10.1,0.05

计算安全系数Sca值

27519.31Kam2.585.520.101155S129.231.491.49Kam1.560.0522SS19.31129.23Sca19.10S1.5S^2S^219.31^2129.23^2 S1故可知安全。

35

七、滚动轴承的选择及计算

输入轴滚动轴承计算

初步选择滚动轴承，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6305，其尺寸为dDT25mm62mm17mm

Fa192.42Ne1.5tan1.5tan1151'35''0.315

载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH11094N FNV1237.7N FNH22699.93N FNV27.36N

则

Fr11119.52N,Fr22812.95N

则

FdFr112Y1119.5220.4cot1151'35''297.45NFdFr2812.95

222Y20.4cot1151'35''747.38N则

Fa1Fd2Fa747.38192.42939.8NFa2Fd2747.38N

则

Fa1F939.80.839e，Fa2F747.380.266e r11119.52r22812.95则

Pr10.4Fr10.4cotFa10.41119.520.4cot1151'35''939.82216.37N

Pr2Fr22812.95N

因

Pr2Pr1则

36

Lh10Cr10590005'2.910hLh

60nPr6014602812.9566103故合格。

中间轴滚动轴承计算

初步选择滚动轴承，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承30305，其尺寸为dDT25mm62mm17mm，Fa597Ne1.5ta 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH12772.2N FNV16.77N FNH23233.8N FNV21510.77N 则

Fr12772.2N,Fr23569.30N

则

FdFr12772.212Y20.4cot1151'35''736.56NFFr

2d3569.3022Y20.4cot1151'35''948.35N则

Fa1Fd2Fa948.3559715.35NFa2Fd2948.35N

则

Fa1F15.350.557e，Fa2948.350.266e r12772.2Fr23569.30则

Pr10.4Fr10.4cotFa10.42772.20.4cot1151'35''15.354017N

Pr2Fr23569.30N

因

Pr1Pr2则

，37

，

Lh10^6Cr10590005'2.5310hLh

60nPr60509.2440176103故合格。

输出轴轴滚动轴承计算

初步选择滚动轴承，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承30306，其尺寸为dDT30mm72mm19mmFa1069.3N，，

e1.5tan1.5tan1257'10''0.345，

载荷 支反力F 则

水平面H FNH11724.3N FNH225.4N 垂直面V FNV1398.5N FNV22007.2N

Fr11769.75N,Fr23256.53N

则

Fr11769.75510.72N2Y20.4cot1257'10''

Fr23256.53Fd2939.78N2Y20.4cot1257'10''Fd1则

Fa1Fd1510.72NFa2Fd1Fa510.721069.31580.02N

则

Fa21580.02Fa1510.720.485e，0.288e Fr13256.53Fr11769.75 则

Pr20.4Fr20.4cotFa20.43256.530.4cot1257'10''510.722187.48N Pr1Fr11769.75N

因

Pr2Pr1则

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Lh10Cr101710009/2.6710hLh

60nPr60127.32187.4866103故合格。

八、键联接的选择及校核计算

输入轴键计算

1、校核联轴器处的键连接

该处选用普通平键尺寸为bhl6mm6mm28mm，接触长度

l'286m22m，则键联接所能传递的转矩为：

T0.25hl'dp0.2562225120100082.5Nm

TT178.49Nm，故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接

该处选用普通平键尺寸为bhl5mm5mm20mm，接触长度l'20812mm，则键联接所能传递的转矩为：

T0.25hl'dp0.25742241201000211.7Nm

TT178.49Nm，故单键即可。

中间轴键计算

1、校核圆锥齿轮处的键连接

该处选用普通平键尺寸为bhl8mm7mm18mm，接触长度l'18810mm，则键联接所能传递的转矩为：

T0.25hl'dp0.25830351201000252Nm

TT2212.80Nm，故单键即可。 2、校核圆柱齿轮处的键连接

该处选用普通平键尺寸为bhl8mm7mm50mm，接触长度l'50842mm，则键联接所能传递的转矩为：

T0.25hl'dp0.25846351201000386.4NmTT2212.80Nm，故单键即可。

输出轴键计算

1、校核联轴器处的键连接

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该处选用普通平键尺寸为bhl10mm8mm36mm，接触长度l'361026mm，则键联接所能传递的转矩为：

T0.25hl'dp0.25826501201000843Nm

TT3813.36Nm，故单键即可。 2、校核圆柱齿轮处的键连接

该处选用普通平键尺寸为bhl8mm7mm40mm，接触长度l'40832mm，则键联接所能传递的转矩为：

T0.25hl'dp0.251030831201000956Nm

TT3813.36Nm，故单键即可。

九、联轴器的选择

在轴的计算中已选定联轴器型号。

输入轴选LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000Nmm，半联轴器的孔径d118mm，故取d1218mm，半联轴器长度L52mm。

输出轴选选LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000Nmm，半联轴器的孔径d124mm，故取d1224mm，半联轴器长度L52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。

十、减速器附件的选择

由《机械设计（机械设计基础）课程设计》选定通气帽M362，A型压配式圆形油标A20（GB1160.1-），外六角油塞及封油垫M141.5,箱座吊耳，吊环螺钉M12（GB825-88），启盖螺钉M8。

十一、润滑与密封

齿轮采用浸油润滑，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表16-1查得选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。当齿轮圆周速度v12m/s时，圆锥

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齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm。由于大圆锥齿轮v3.23m/s2m/s，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。 密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。

十三、参考文献

1、《机械设计（第八版）》2006年5月 濮良贵主编 高等教育出版社 2、《机械设计课程设计》2001年12月 周元康主编 重庆出版社

3、《机械设计课程设计》2007年5月 金清肃主编 华中科技大学出版社4、《机械设计手册》

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