带式输送机传动装置机械设计课程设计

文档格式：DOC| 37 页|大小 1.58MB|积分 15|2022-09-27 发布|文档ID：156772843

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机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置学院：专业：班级：设计者：学号：指导教师：完成日期：目录一机械设计任务书 31.1 设计题目 31.2 原始数据 31.3 已知条件及设计内容要求 31.4 设计工作量 4二传动方案拟定 5三电动机的选择 53.1 电动机类型的选择 53.2 选择电动机的容量 53.3 确定电动机转速 63.4 确定电动机型号 6四运动、动力学参数计算 74.1 总传动比 74.2 分配传动比 74.3 计算各轴转速 74.4 计算各轴的输入功率 74.5 计算各轴输入转矩 84.6 验证带速..........................................................................................................8五传动零件的设计计算 85.1 圆锥直齿轮的设计计算 8选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力 8按接触疲劳强度进行设计计算 9按齿根弯曲疲劳强度设计 105.2 圆柱斜齿轮的设计计算 12选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 12按齿面接触强度进行设计计算 12按齿根弯曲强度进行设计 14几何尺寸计算 15六轴的设计计算 166.1 输入轴轴I的设计计算 16求作用在齿轮上的力 16初步确定轴的最小直径并选择联轴器 16轴的结构设计 17求轴上的载荷 18按弯扭合成应力校核轴的强度 206.2 中间轴轴II的设计计算 20确定中间轴上各齿轮的力 20初步确定轴的最小直径 20轴的结构设计 21求轴上的载荷 22按弯扭合成应力校核轴的强度 236.3 输出轴轴Ⅲ的设计计算 23确定输出轴上作用在齿轮上的力 23初步确定轴的最小直径 24轴的结构设计 24求轴上的载荷 25按弯扭合成应力校核轴的强度 27精确校核轴的疲劳强度 27七轴承的选择与计算 297.1 输入轴滚动轴承校核 297.2 中间轴滚动轴承校核 307.3 输出轴滚动轴承校核 31八键连接的选择及校核计算 328.1 输入轴上的键的校核 32校核联轴器处的键连接 32校核圆锥齿轮处的键联接 328.2 中间轴上的键的校核 32校核圆锥齿轮处的键连接 32校核圆柱齿轮处的键连接 338.3 输出轴上的键的校核 33校核联轴器处的键连接 33校核圆柱齿轮处的键连接 33九联轴器的选择 33十减速器箱体结构尺寸 33十一减速器附件的选择 35十二齿轮的密封与润滑 35十三设计小结 35主要参考文献 36（重庆交通大学）机械设计任务书设计题目带式输送机传动装置设计者学号一（一）、设计题目：设计带式输送机传动装置图1.1 传动装置方案1-电动机； 2-联轴器； 3-减速器； 4-滚筒； 5-输送带（二）、原始数据：输送带拉力F/ kN输送带速度V/(m/s)滚筒直径D/mm折旧期（年）滚筒效率j42.045080.96表1.1 传动原始数据（三）、已知条件及设计内容要求：1、输送带工作速度v允许输送带速度误差为+5%，滚筒效率j包括滚筒与轴的效率损失;2、工作情况：两班制，连续单项运转，载荷较平衡；3、工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35。

C；4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产四）、设计工作量：1、减速器装配图1张（A0纸）；2、轴和齿轮的零件工作图2张；3、设计说明书一份计算过程及计算说明二传动方案拟定运动简图如下：图2.1 传动装置运动简图由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带式输送机减速器为水平圆锥--圆柱齿轮的二级传动，锥齿轮布置在高速级，使其直径不致过大，便于加工三电动机的选择1、电动机类型的选择：按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列全封闭式自扇冷鼠笼型三相异步电动机，电压为380/220V2、选择电动机的容量：工作机所需功率：从电动机到工作机输送带间的总效率：η∑=η12×η23×η3×η4×η5 式中，η1、η2、η3、η4、η5分别为联轴器、轴承、锥齿轮传动、斜齿轮传动和滚筒的传动效率若齿轮均选择8级精度查《机械设计课程设计》（第五版）表9.1可知，η1=0.99，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.97，另根据已知条件η5=0.96，则 η∑=0.992×0.983×0.97×0.97×0.96=0.833电动机的输出功率：3、确定电动机转速：按表9.1推荐的传动比合理范围，圆锥--圆柱齿轮减速器传动比i∑’=10~25,而工作机卷筒轴的转速为r/min故电动机转速的可选范围为nd=i∑’×nw=（10~25）×85=850~2125r/min符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min两种。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机4、确定电动机型号根据电动机的类型、容量和转速，查《机械设计课程设计》（第五版）表15.1选定电动机型号为Y160L-6,其主要性能及电动机主要外形和安装尺寸如下表所示电动机型号额定功率/kW满载转速(r/min)Y160L-6119702.02.0表3.1 电动机主要性能参数 mm型号HABCDEF×GDGKbb1b2hAABBHAL1Y160L-61602542541084211012×837153252551653857031420645表3.2 电动机安装参数四运动、动力学参数计算1、总传动比：i∑=nm/nw=970/85=11.412、分配传动比:对于圆锥圆柱齿轮减速器，高速级锥齿轮啮合的传动比：i1≈0.25i∑=2.85，则圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i/ i1=11.41/2.85=4.003、计算各轴转速（r/min）I轴 nI=nm=970II轴 nII=nI/i1=970/2.85≈340.4III轴 nIII=nII/i2=340.4/4.00=85.1滚筒轴 nw=nIII=85.14、计算各轴的输入功率（kW）I轴 PI=Pdη1=9.6×0.99=9.5II轴 PII=PIη2η3=9.5×0.98×0.97=9.03III轴 PIII=PIIη2η4=9.03×0.98×0.97=8.58滚筒轴 PIV= PⅢη2η1=8.58×0.98×0.99=8.325、计算各轴输入转矩（N·m）电动机的输出转矩Td为故I轴 TI=Td η1=94.52×0.99=93.57 II轴 TII=TI η2 η3 i1=93.57×0.98×0.97×2.85=253.50 III轴 TIII=TII η2 η4 i2=253.50×0.98×0.97×4.0=963.91 滚筒轴 TW=TIII η2 η1=935.19将上述结果汇总于下表，以备查用。

参数轴名电机轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴滚筒轴转速r/min970970340.485.185.1功率P/kW9.69.59.038.588.32转矩/n*m94.5293.57253.50963.91935.19传动比12.854.001效率0.990.950.950.99表4.1 各轴主要参数6、验证带速误差，适合！五传动零件的设计计算1、圆锥直齿轮的设计计算已知输入功率P1=PⅠ=9.5kW,小齿轮转速为970r/min，大齿轮转速为340.4r/min，齿数比为u=i1=2.85，由电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作365天），两班制，输送机连续单向运转，载荷较平稳1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力 1）该减速器为通用减速器，选用7级精度（GB10095-88），齿形角，齿顶高系数，顶隙系数，螺旋角，不变位2）材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS3）选小齿轮齿数z1=25,大齿轮齿数z2=u×z1=2.85×25=71.25，取z2=71。

2）按接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算，即d1≥ （1）确定公式内的各计算值1)由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料弹性影响系数2）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，大齿轮的接触疲劳强度极限3）计算应力循环次数小齿轮:N1=60n2jLh=60×970×1×(2×8×365×8)=2.719×109大齿轮：=9.54×1084)由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触批量寿命系数KHN1=0.94;KHN2=0.955) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得6)试选，查得所以，7）选齿宽系数；8）计算小齿轮的转矩93570N·mm (2)计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得d1t≥ mm2）计算圆周速度v3）计算载荷系数由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数; 根据v=5.16m/s，7级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数KV=1.15;直齿轮; 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，则接触强度载荷系数:4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：5）计算大端模数m：（3）按齿根弯曲疲劳强度设计公式：m≥ （1）确定公式内的各计算值1）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，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。

2）由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.91，KFN2=0.92;3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则，4)确定弯曲强度载荷系数:5）计算节圆锥角：；δ2=90°-19.335°=70.665°6）计算当量齿数：7）由《机械设计（第八版）》表10-5查得齿形系数：YFa1=2.60,YFa2=2.06;应力校正系数：YSa1=1.595,YSa2=1.978）计算大小齿轮的 ,并加以比较大齿轮的数值大2)设计计算：m≥ =mm =3.11mm对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于按齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数3.11mm并就近圆整为标准值m=3.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=100.16mm，算出小齿轮齿数z1=大齿轮齿数 z2=u·z1=2.85×29=82.65,取z2=83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。

3）几何尺寸计算u=圆整并确定齿宽b=ΦRR=1/3×153.76=51.25mm取b1=b2=51mm2、圆柱斜齿轮的设计计算已知：输入功率9.03kW，小齿轮转速为340.4r/min，齿数比为u=i2=4.00，电动机驱动，工作寿命为8年（每年工作365天）两班制，带式输送机，连续单向运转，载荷较平稳1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据传动方案图，选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)3）材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1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二者材料硬度差为40HBS4）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=u·z1=4.00×24=965）选取螺旋角初选螺旋角（2）按齿面接触强度进行设计计算由设计计算公式进行试算，即：（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.62）由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数3）由《机械设计（第八版）》图10-26查得，εɑ1=0.765，εɑ2=0.880，则εɑ=εɑ1+εɑ2=0.765+0.880=1.6454）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数。

5）计算小齿轮传递的转矩：6）由《机械设计（第八版）》表10-7选取齿宽系数Φd=17）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，大齿轮的接触疲劳强度极限8）计算应力循环次数：小齿轮:N3=60nIIjLh=60×340.4×1×（2×8×365×8）=9.542×108大齿轮:9) 由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.9610）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，得故许用接触应力[σH]= (2)计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 =2）计算圆周速度v3）计算齿宽b及模数mntb=Φdd1t=1×75.81mm=75.81mmmnt=h=2.25mnt=2.25×3.06mm=6.89mmb/h=75.81/6.89=11.004) 计算纵向重合度εβ=0.318Φdz1tanβ=0.318×1×24×tan14°=1.9035）计算载荷系数已知使用系数KA=1，根据v=1.35m/s，7级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数KV=1.06;由《机械设计（第八版）》表10-3查得KHɑ=KFɑ=1.2，表10-4查得KHβ=1.426，图10-13查得KFβ=1.37。

故载荷系数K=KAKVKHɑKHβ=1×1.06×1.2×1.426=1.81396）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得7）计算模数mnt3）按齿根弯曲强度进行设计由设计公式进行试算（1）确定计算参数1）计算载荷系数K=KAKVKFɑKFβ=1.0×1.06×1.1×1.37=1.59742)根据重合度，由《机械设计（第八版）》图10-28查得螺旋角影响系数3）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，大齿轮的弯曲疲劳强度极限4）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.92，KFN2=0.945）计算弯曲疲劳许用应力：6）计算当量齿数：7）由表10-5查得齿形系数YFa1=2.592,YFa2=2.176;应力校正系数 YSa1=1.596,YSa2=1.7958）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大2）设计计算 =对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm,已可满足弯曲强度但为了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=79.05mm来计算应有的齿数。

于是由取z1=31,则z2=uz1=4.00×31=1244）几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为200mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正3) 计算大小齿轮的分度圆直径4)计算齿轮宽度 b=Φdd1=1×80.00mm=80.00mm圆整后取B2=80mm;B1=85mm5)齿顶高 ha=mn(han*+xn)=2.5×1=2.5mm6)齿根高 hf=mn(han*+cn-xn)=2.5×(1+0.25)=3.125mm7)齿顶圆直径 da1=d1+2ha=80.00+2×2.5=85.00mm da2=d2+2ha=320.00+2×2.5=325.00mm8)齿根圆直径 df1=d1-2hf=80.00-2×3.125=73.75mm df2=d2-2hf=320.00-2×3.125=313.75mm六轴的设计计算1、输入轴轴I的设计计算已知：PI=9.5kW, nI =970r/min,TI =93.57 N·m（1）求作用在齿轮上的力高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为根据《机械设计（第八版）》式10-22确定作用在锥齿轮上的圆周力、轴向力和径向力。

圆周力径向力 Fr=Ft·tanɑ·cosδ1=2212.6×tan20°×cos19.272°=760.2N轴向力 Fa=Ft·tanɑ·sinδ1=2212.6×tan20°×sin19.272°=265.8N(2)初步确定轴的最小直径并选择联轴器先按式15-2初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢（调质），根据表15-3，取，得，输入轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径dI-II，为了使所选的轴直径dI-II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=KATI，查表14-1，由于转矩变化很小，故取，则:Tca=KATI=1.3×93.57N·m=121.64N·m 联轴器与轴之间周向定位采用键连接，对直径d≤100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大3%~4%，故dmin=23.96×(3%~4%)=24.69~24.92mm 根据电动机型号Y160L-6，由《机械设计课程设计（第五版）》表15.2及标准GB/T5014-2003，查得电动机轴径应取42mm，故选LT6型弹性套柱销联轴器42×112（GB/T 4323-2002），其公称转矩Tn=250N·m。

主动端：d1=48mm,Y型轴孔L1=112mm，A型键槽；从动端：d2=40mm,Y型轴孔L1=112mm，A型键槽3）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（如图所示）图6.1 输入轴轴I(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，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径左端用轴端档圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=52mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=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I—II段的长度应比L1略短些，现取lI-II=82mm2）初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力，选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据，根据GB/T 297-1994, 初步选圆锥滚子轴承30210，其基本尺寸，，则，而取这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，根据GB/T 297-1994，30210型轴承的安装尺寸，因此取3）为了使轴具有较大刚度，两轴承支点距离不宜过小，一般取，故取，所以圆整，取小锥齿轮的悬臂长度右边轴承右端面采用轴套定位，取4）取安装齿轮处VI-VII轴段的直径，齿轮轴孔深度取；为使套筒可靠地压紧轴承，轴承与锥齿轮间隔一轴套，取。

5）轴承端盖的总宽度为25mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故 3）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，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，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；半联轴器与轴的连接，选用平键为8mm×7mm×100mm，半联轴器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证的，此处选轴的直径尺寸公差为k64）确定轴上圆角和倒角尺寸参照《机械设计（第八版）》表15-2取轴端倒角为4）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图图6.2 输入轴轴I弯矩图轴上载荷大小如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1440.8NFNV1=390.4NFNH2=3653.4NFNV2=1150.6N弯矩MMH1=-154886N·mmMH2=-4N·mmMV1=-41968N·mmMV2=11246N·mm总弯矩扭矩TTI=93570N·mm表6.1 输入轴轴I载荷及弯矩值(5)按弯扭合成应力校核轴的强度根据载荷图及上表所示，可判断出危险截面，因轴的单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力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，故安全。

2、中间轴轴II的设计计算已知：PII=9.03kW, nII=340.4r/min,TII=253.50 N·m（1）确定中间轴上各齿轮的力圆柱斜齿轮 Ft2=Ft=2212.6N圆锥直齿轮 Fr2=Fa=265.8N Fa2=Fr=760.2N(2)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，调质处理根据《机械设计（第八版）》表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和3）轴的结构设计(1)拟定轴的装配方案(如下图所示)图6.3 中间轴轴II(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到径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据dI-II=dV-VI>33.40mm，根据GB/T 297-1994，初选圆锥滚子轴承30308，其尺寸,a=23mm,这对轴承均采用套筒进行轴向定位，根据GB/T297-1994，30308型轴承的安装尺寸，因此取套筒与轴承端面相接处外径为安装小圆柱斜齿轮的宽度B1=85mm，为使其右端能用轴套定位，轴段lIV-V=82mm，取轴径，则小圆柱齿轮的孔径为50mm，经验算其齿根圆与键槽底部的距离，齿轮与轴可分开制造。

2)锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，试取，则轮毂宽度，取，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；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则取轴环处的直径为，轴环宽度，3）箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，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；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，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；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m64)轴上圆角和倒角参照《机械设计（第八版）》表15-2取轴端倒角为4）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图图6.4 中间轴轴II弯矩图求轴上的载荷，各值列如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=-696.1NFNV1=1151NFNH2=-3428.8NFNV2=1495.9N弯矩MMH1=-41647.7N·mmMH2=-220300N·mmMV1=68864.3N·mmMV2=-23150.3N·mmMV3=31218.7N·mmMV4=96118.7N·mm总弯矩扭矩TTII=253.50N·m表6.2 中间轴轴II载荷及弯矩值（5）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，轴的计算应力前已选定轴的材料为（调质），，故安全合格。

3、输出轴轴Ⅲ的设计计算已知：输出轴功率为PIII=8.58kW，转速为nIII=85.1r/min,转矩TIII=963.91N·m,大圆柱齿轮的直径为320 mm，齿宽为80mm1）确定输出轴上作用在齿轮上的力圆柱斜齿轮（大）（2）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，得，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径d1-2，为了使所选的轴直径d1-2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=KATIII，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取，则Tca=KATIII=1.3×963910N·mm=1253083N·mm,根据GB/T 5843-2003，选GY7型凸缘联轴器，其公称转矩为1600，取半联轴器的孔径，故取，选Y型半联轴器，长度（3）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案轴上零件的装配方案（见下图所示）图6.5 输出轴（低速轴）轴III（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，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段的长度应比略短些，现取。

2）初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力，可选用角接触球轴承，参照工作要求并根据，根据GB/T 292-1994，初选角接触球轴承7214C，其尺寸为，a=25.3,，而轴承右端采用轴肩进行轴向定位，查得7214C型轴承的定位轴肩轴径，因此取；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，取，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=6，则轴环处的直径为轴环宽度，取3）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，故取；为保证圆柱斜齿轮能正对啮合，取轴段4）根据中间轴长度及箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，得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对齿轮的定位，按d6-7由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，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；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，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参照《机械设计（第八版）》表15-2取轴端倒角-为4）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图图6.6 输出轴弯矩图求轴上的载荷，各值列如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=2021.4NFNV1=2194.5NFNH2=4316.1NFNV2=186.6N弯矩MMH1=-249036.5N·mmMV1=270362.4N·mmMV2=10762.4N·mm总弯矩扭矩TTIII=963.91N·m表6.3 输出轴载荷及弯矩值（5）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，轴的计算应力轴的材料为45钢（调质），查得，故安全合格6）精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面 1~4段间截面只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这些截面无需校核从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面6和7过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，6~7段中间处截面上应力最大，但应力集中不大且轴径最大，故不需校核；截面6的应力集中的影响和截面7的相近，但截面7不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。

因而该轴只需校核截面6左右两侧即可2)截面6左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×923=77868.8mm3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×923=155737.6mm3 截面6左侧弯矩M为截面6上的扭矩 TIII=963910N·mm 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理由表15-1查得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,，经插值后查得又由《机械设计（第八版）》附图3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由《机械设计（第八版）》附图3-2及3-3的尺寸系数，扭转尺寸系数轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为碳钢的特性系数计算安全系数值故可知其安全3）截面6右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面6右侧弯矩M为截面6上的扭矩 TIII=963910N·mm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由《机械设计（第八版）》附表3-8用插值法求出，并取，于是得，。

轴按磨削加工，由《机械设计（第八版）》附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为碳钢的特性系数计算安全系数值故该轴在截面6右侧的强度也是足够的此轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核七轴承的选择与计算1、输入轴滚动轴承校核单列圆锥滚子轴承30210，查《机械设计课程设计（第五版）》表12.4得则轴承内部轴向力所以，即则对减速器，由《机械设计（第八版）》表13-6，取动载系数fp=1.5,因大修期为4年，预期寿命为，故合格2、中间轴滚动轴承校核单列圆锥滚子轴承30308，查《机械设计课程设计（第五版）》表12.4得则轴承内部轴向力所以即则对减速器，由《机械设计（第八版）》表13-6，取动载系数fp=1.5,因大修期为4年，预期寿命为，故合格3、输出轴滚动轴承校核角接触球轴承7214C，查《机械设计课程设计（第五版）》续表12.2得则内部轴向力所以即由，查表得，故由，查表得，对减速器，由《机械设计（第八版）》表13-6，取动载系数fp=1.5,因P1>P2，故只需校核轴承1：大修期为4年，预期寿命为，故合格。

八键连接的选择及校核计算1.输入轴上的键的校核（1）校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，载荷平稳，可选，则键联接所能传递的转矩为：故满足要求2）校核圆锥齿轮处的键联接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故满足要求2.中间轴上的键的校核(1)校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故满足要求2）校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故满足要求3.输出轴上的键的校核（1）校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故满足要求2）校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故满足要求九联轴器的选择1.输入轴联轴器：查《机械设计课程设计》P155，取LT6型弹性套柱销联轴器42×112（GB/T 4323-2002），其额定转矩250 N·m，半联轴器的孔径d1 =40mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm.2.输出轴联轴器：查《机械设计课程设计》P159，取GY7型凸缘联轴器，额定扭矩为1600其半联轴器的孔径d =55mm,长度为112mm。

所选联轴器的额定扭矩均大于工作扭矩，故满足需求十减速器箱体结构尺寸名称符号结果机座壁厚10机盖壁厚8机座凸缘厚度15机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度25地脚螺栓Mdf直径M20地脚螺栓数目4轴承旁连接螺栓Md1直径M16机盖与机座连接螺栓Md2直径M10联接螺栓d2的间距l=150~200mm180轴承端盖螺栓Md3直径M8窥视孔盖螺栓Md4直径M8定位销直径8螺栓Mdf、Md1、Md2至外机壁距离C1(27,23,17)27,23,17螺栓Mdf、Md1、Md2至凸缘边缘距离C2(21,15)21,15轴承旁凸台半径R1= C2(21,15)21,15凸台高度h20外机壁至轴承座端面距离l1=C1+C2+（5~10）mm46大齿轮齿顶圆与内机壁距离12齿轮端面与内机壁距离10机盖筋板厚度7机座筋板厚度8轴承端盖外径D2135,148,223轴承旁联接螺栓距离S≈D2135,148,223表10.1 减速器箱体结构尺寸参数十一减速器附件的选择由《机械设计课程设计》选择通气塞M16×1.5,A型压配式圆形油压表A32JB/T7941.1-1995,外六角螺塞及封油垫M14×1.5,箱座吊耳，吊环螺钉M16（GB/T825-1988），启盖螺钉M8。

十二齿轮的密封与润滑1、齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度为大齿轮的一个全齿高，取为35mm2、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为3.4m/s，所以开设油沟、飞溅润滑3、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于闭式齿轮设备，选用中负荷工业齿轮油2204、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封，结构简单密封防止外界的灰尘、水分等侵入油层，并防止润滑剂的漏失轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定十三设计小结通过这次对圆锥圆柱二级减速器的设计，我们真正的了解了机械设计的概念，在这次设计过程中，反反复复的演算一方面不断得让我们接进正确，另一方面也在考验我们我们的耐心，思维的严密性和做研究的严谨性我想这也是这次设计我们应该达到的，这些给我感受颇深通过几个星期的设计实践，我们真正感受到了设计过程的谨密性，为我们以后的学习工作打下了一定的基础机械设计是机械这门学科的基础的基础，是一门综合性较强的技术课程，他融汇了多门学科中的许多知识，例如，《机械设计》、《材料力学》、《工程力学》、《机械设计课程设计》等，我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。

也让我们认识到，自己还有好多东西还未掌握，以后更要加深自己的知识内涵，同时，也非常感谢老师对我们悉心的指导，这才使我们能够完成此次设计由于时间紧迫，自己对已学知识还未能够深深掌握，过程中还存在着许多疏漏与欠妥之处，还恳请老师及时批评指正，谢谢！主要参考文献：【1】濮良贵，纪名刚主编.机械设计[M].八版.北京：高等教育出版社，2006.【2】张锋，古乐主编.机械设计课程设计[M].五版.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2012.【3】廖念钊等编著.互换性与技术测量[M].六版.北京：中国质检出版社，2012【4】孙桓，陈作模，葛文杰主编.机械原理[M].七版.北京：高等教育出版社，2006.【5】同济大学航空航天与力学学院基础力学教学研究部主编. 材料力学[M].上海：同济大学出版社，2008【6】荣涵锐主编.机械设计课程设计简明图册[M].哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2004【7】东华大学（原中国纺织大学）朱辉，曹桄等主编.画法几何及工程制图[M].六版.上海：上海科学技术出版社，2007结果及注释F=4000N V=2.0m/sD=450mmP=8.0kWη∑=0.833 Pd=9.6kWnw=85r/minnd=850~2125r/min电动机型号Y160L-6i∑=11.41i1=2.85i2=4.00nI =970r/minnII=340.4r/minnIII=85.1r/minnw=85.1r/minPI=9.5kWPII=9.03kWPIII=8.58kWPIV=8.32 kWTd=94.52 N·mTI=93.57N·mTII=253.50N·mTIII=963.91N·mTW=935.19 N·mV= 2.0051m/s圆锥直齿轮设计N1=2.719×109N2=9.54×108[σH]1=564MPa[σH]2=522.5MPaK=2.25T1=93570N·mmd1t≥101.59mmv=5.16m/sK=2.1563d1=100.16mmm=4.006mm[σF]1=325MPa[σF]2=249.71MPaK=2.1563δ1=19.335°δ2=70.665°Zv1=26Zv2=214m≥3.11mmz1=29z2=83d1=101.5mmd2=290.5mmdm1=84.58mmdm2=242.08mmu=2.86δ1=19.272°δ2=70.728°R=153.76mmb=51.25mmb1=b2=51mm选z1=24z2=96εɑ=1.645ZE=189.8MPa½T3=2.533×105N·mmΦd=1N3=9.542×108N4=2.386×108KHN1=0.95KHN2=0.96[σH]1=570MPa[σH]2=528MPa[σH]=549MPad1t≥75.81mmv=1.35m/sb=75.81mmmnt=3.06mmh=6.89mmb/h=11.00εβ=1.903K=1.8139d1t=79.05mmmnt=3.1959mmK=1.5974KFN1=0.92KFN2=0.94mn≥2.31mmz1=31z2=124a=199.68mm≈200mmb=80.00mm ha=2.5mm hf=3.125mm da1=85.00mmda2=325.00mmdf1=73.75mmdf2=313.75mmFr=760.2NFa=265.8NTca=121.64N·mFt2=2212.6NFr2=265.8NFa2=760.2NlIV-V=82mmW=77868.8mm3WT=155737.6mm3TIII=963910N·mm。

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