机械设计课程设计说明书
题目
学院
二级圆锥圆柱减速器的传动机构设计 机电工程学院
专业
机械设计制造及其自动化
班级
12 级本一
学号 201215120138
完成人：
孙建刚
指导老师： 张珊 完成日期： 2015.1.5
1
目 录
一、设计任务书————————————————————————3
1、工作条件———————————————————————3 2、原始数据———————————————————————3 3、设计内容———————————————————————3
二、传动系统的方案设计————————————————————4
1、传动系统地方案设计——————————————————4
三、电动机的选择 ——————————————————————5
1、选择电动机的类型———————————————————5 2、选择电动机的容量———————————————————5 3、确定电动机的转速 — —————————————————6
四、传动系统的运动和动力参数的计算——————————————7
1、分配各级传动比————————————————————7 2、各轴转速————————————— —————————7 3、各轴输入功率———— ————— ———————————7 4、各轴输入转矩——— —————————————————7
五、传动零件的计算———— —————————————————8
1、圆锥直齿齿轮传动的计算————————————————8
（1）选择齿轮材料和精度等级——————————————8 （2）按齿面接触疲劳强度设计———— —————————8 (3 ) 校核齿根弯曲疲劳强度———————————————10
2、圆柱斜齿齿轮传动的计算 ———— ———————————12 （1）选择齿轮材料、精度等级和齿数———————————12 （2）按齿面接触疲劳强度设计———————————— — 13 (3) 按齿根弯曲强度设计————— ———————————14
六、轴的计算 ————————————————————————16
1、I 轴的计算———— ——————————————————16
(1)初估轴的最小直径——————————————————16 (2)轴的结构设计————————————————————17 (3)求轴上的载荷————————————————————17 （4）按弯扭合成应力校核轴的强度———— — ————— —18 2、Ⅱ轴的计算———— ——————————————————18 (1)求作用在齿轮上的力——————————————— ——18 (2)初估轴的最小直径————————————— ——— —19 (3)轴的结构设计—————————————— ————— 19 (4)求轴上的载荷—————————————— ————— 19 (5)按弯扭合成应力校核轴的强度——————— ——————20 3、III 轴的计算——————————————————————21 (1)求作用在齿轮上的力——————————————— —— 21 (2)初估轴的最小直径——————— —————— ——— —21 (3)轴的结构设计——————— ——————— ————— 21 (4)求轴上的载荷—————————————— ————— 22 (5)按弯扭合成应力校核轴的强度——————— —————— 22
2
七、轴承的计算 —————————— —————————————23 1、I 轴的轴承校核——————————————————————23 2、II 轴的轴承校核———————— —————————————23 3、III 轴的轴承校核—————————————————————24
八、键连接的选择及校核计算 —— ———————————————26 九、联轴器的选择—————— —————————————————28 十、减速器附件的选择 ———————————————— ————29 十一、润滑与密封 ———————————————————————30 十二、设计小结 ———————————————————————31 十三、参考资料目录 ———————————————— —————32
致谢 ——————————— —————————————————33
3
第一节 设计任务书
1 、工作条件
运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期期限为 8 年，每年按 300 天计算，大修期 3 年，输送带速度允许差为±5%。其中减速器有一般规模厂中小 批量生产。
2、原始数据
运输带拉力 F/N
运输带速度 v/（m/s）
卷筒直径 D/mm
4000
1.6
400
3、设计内容
1.减速器装配图 A2 一张；
2.零件工作图 A3 2 张（齿轮、轴和箱体等）； 3.设计计算说明书一份
4
第二节 传动系统的方案设计
1、传动系统的方案设计
5
计算与说明
主要结果
三、电动机的选择
1、选择电动机的类型
按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构， 电压 380V，Y 型。
2、选择电动机的容量
Fv
Pd kw
1000 a a
（其中： p 为电动机功率， p 为负载功率， 为总效率。） d
w
a
p w
d
由电动机到传输带的传动总效率为
a
1
4
2
2 3
4 5
式中： 1 、 2 、 3 、 4 、 5 分别为卷筒、圆柱齿轮、
圆锥齿轮、圆锥滚子轴承、弹性柱销联轴器的传动效率。
6
查表知：
类别
联轴器
圆柱齿轮（8 级，稀油润滑） 圆锥齿轮（8 级，稀油润滑） 滚子轴承（稀油润滑） 滚筒（不包括轴承）
效率 0.99 0.97 0.96 0.985 0.96
a
0.96 0.96 0.97 0.985 4 0.99 2
Fv
1000
a
0.825
=0.825 a
所以 p
d
4000 1.6
7.76
1000 0.825
d
P =7.76KW
p
因载荷平稳，电动机额定功率
可。
p
w
只需要稍大于
d
即
按表中 Y 系列的电动机数据，选电动机的额定功率 11kw 3、确定电动机转速
1000v
400 76.4r / min 卷筒转速 n 60 1000 1.6 60 /
D
锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为 i=10～25 电动机转速应在 n
d
in 范围内即 764～1910
n=76.4r/min i=10～25
方案
电动机型 额定功
P 号
率 ed kw
电动机转速
r min
同步转 速 1000 1500
电动 机重 量 Kg
1 Y160L-6 2 Y160M-4
11 11
满载转 速 970 1460
147 123
同 步 转 速 为 1500r/min
PS_通常多选用同步转速为 1500 和 1000r/min 的电动机（轴不需 要逆转时常用前者）
确定电机 Y 系列三 相异步电动机，型
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器 号为 Y160M-4，额 的传动比,选择第 2 种方案，即电动机型号为 Y160M-4。
定功率 11kW， 满电动机中心高 H =160mm,外伸轴段 D×E=42×110mm。 载转速：
n
m
1460r/min
7
四、 传动系统的运动和动力参数计算
1、分配各级传动比
n 1460
总传动比 i m 19.1
a
n 76.4
查表，推荐圆锥齿轮传动比 i
锥
0.25i
a
4.775 ，且 i
锥
3 ，
i
锥
3 6.367
，
得 i
锥
3 ， i
柱
6.367, i 0.004 ,满足要求。
i
n
2、由传动比分配结果计算轴速 n m
i
柱
电机轴 n n
m
1460 r/min
I 轴 n
n 1460 r/min
II 轴 nⅡ
n 1460
Ⅰ 486.67 r/min i 3
1
Ⅲ轴 n Ⅲ
n 486.67 Ⅱ i 6.362
2 Ⅲ
76.50 r/min
卷筒轴 n
n
Ⅳ
76.50 r/min
3、 各轴输入功率: P Pd
电机轴 P P
d
05
7.76 kw
7.76 0.99 7.682 kw
I 轴 P
P d
II 轴 P P
34
7.682 0.96 0.985 7.264 kw
III 轴 P
P 24
7.264 0.97 0.985 6.940 kw
45
工作机轴 P
Ⅳ
P
6.940 0.985 0.99 6.768 kw
Ⅲ
Ⅰ—Ⅲ 轴的输出功率分别为输入功率
p 乘轴承效率
0.985。
4、 各轴输入转矩 T
d
P
9550
n
7.76
9550
1460
50.76
电机轴 T
P 9550 d
n
m
8
I 轴 T
P 7.682
9550 9550
n 1460
50.25
II 轴 T
P 9550
n P 9550
n
7.264
9550 142.54
486.67
6.940
9550 866.37
76.50 6.768
9550 844.89
76.50
III 轴 T
卷筒轴 TⅣ
P
9550 Ⅵ
n
Ⅵ
各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率 0.985 将计算结果列在下表 轴号 电机轴 I 轴 II 轴 III 轴 工作机
轴
输入功率 P/kW 7.76 7.682 7.264 6.940 6.768
输入转矩 T/( N m) 50.76 50.25 142.54 866.37 844.89
转速 n/（r/min）
1460 1460 486.67 76.50 76.50
9
五、传动零件的计算
1、圆锥直齿齿轮传动的计算
选择齿形制 GB12369-90，齿形角 20
设计基本参数与条件：齿数比 u=3，传递功率 P
45 号钢调质。小齿 主动轴转速 轮 齿 面 硬 度 为 n 1460 r / min ，采用单班制工作，寿命 8 年（一年以 300 天 280HBS，大齿轮齿 1 面硬度为 240HBS
1
7.682 kW ，
计），小锥齿轮悬臂布置。
（1）选择齿轮材料和精度等级
①材料均选取 45 号钢调质。小齿轮齿面硬度为 280HBS，大 齿轮齿面硬度为 240HBS。
②精度等级取 8 级。
③试选小齿轮齿数 z
1
23 ,则 z
2
uz
1
3 23 69
（2）按齿面接触疲劳强度设计
查表 有齿面接触疲劳强度设计公式
d 1t
2.92 3 ( E ) 2
[ ]
H
Z
R
KT
1
(1 0.5 ) 2 u
R
① 小齿轮传递的扭矩： T
1
P
9.55 101
n
6
50250 N m1
② 取齿宽系数：
R
1/ 3
2.31 。
③ 确定弹性影响系数：试选载荷系数： K
t
④ 计算由表， Z
E
189.8MPa 1 2
⑤ 确定区域系数：有参考文献（1）得，标准直齿圆锥齿轮传动： Z 2.5
H
⑥ 由参考文献（1）得，计算应力循环次数：
小齿轮： N 60 n1 大齿轮： N
2 N1 u
t
h
60 1720 (8 300 8) 8.294 10 8
8.294 10 9
2.355
3.522 10 8
⑦ 由 参 考 文 献 （ 1 ） 得 接 触 疲 劳 寿 命 系 数 ： K
HN 1
0.93 ，
K
HN 2
0.97
H lim1
⑧ 由 参 考 文 献 （ 1 ） 得 疲 劳 极 限 应 力 ：
600 MPa ，
10
H lim 2
550 MPa
，
⑨ 由参考文献计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全
系数 S
H
1.0[ ]
H 1
K
HN 1 H lim1
H
S558 MPa ，
[ ]
H 2
H 2
K
HN 2 H lim 2
H
S533.5MPa
H
=
H 1
2
558 533.5
2
545.75MPa
d
1t
121.74 mm
d
121.74 mm ，
1t
⑩ 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径： 则 d
m1
d
m1
101.45 mm
d (10.5 ) 101.45 mm
1t
R
d n
齿轮的圆周速度 v m1 1
60 1000 计算载荷系数：
7.751m / s
a：齿轮使用系数，由参考文献（1）查得 K
A
1.25
b：动载系数，由参考文献（1）得 K
v
1.23
H
c：齿间分配系数，由参考文献（1）查得 K
K
F
1 1.5 K
d：齿向载荷分布系数 ，由参考文献（1）查得 K
HK
FHbe
得 K e
Hbe
1.25 ，所以 K
HK
F1.875
：
A
v
H接
H
触 强 度 载 荷 系 数
K K K K K
1.25 1.23 11.875 2.88
13○按○ 载荷系数校正分度圆直径
d
1
d
3 1t
K / K
t
131.03mm
5.697 mm d
模数： m 1
z
1
取标准值，模数圆整为 m 6mm 14○计○ 算齿轮的相关参数
d
1
mz
1
138mm
d
2
mz
2
414mm
11
d
1
mz
1
138 mm ， d
2
mz
2
414mm
1
1826'6''
1
z
arctan 1
z
1826'6'' ， 2 90
1
71 33'54''
2
2
7133'54''
锥距： R d
z( )z1
2 2 1 2
R
R 218.1972mm
1
218.1972mm
b
1
b
2
73mm 15○确○ 定齿宽： b
R 72.732 mm
圆整取 b
1
b
2
73mm
(3)校核齿根弯曲疲劳强度 载1 荷系数 K 2.31 ○
当2 量齿数 z ○
v1
z
1 cos
24 ， z
v 2
1
z 2 cos
218
2
○3由参考文献（ 1）查得 Y
Fa1
2.65 ， Y
Sa1
1.58 ， Y
Fa 2
2.115 ，
Y
Sa 2
1.86
F
取4 安全系数 S ○
1.4
由参考文献（1）查的弯曲疲劳寿命系数 K
FN 1
0.86 ，K
FE1
FN 2
0.9
由 参 考 文 献 （ 1 ） 查 得 弯 曲 疲 劳 极 限 为 ：
FE 2
500 MPa ，
380 MPa
FE 1
许用应力 [ ] K FN 1
F 1 S
307.14 MPa
F
[ ]
F 2
K
FN 2 FE 2
F
S244.29 MPa
校5 核强度 ○
F
2KT Y Y
1 Fa Sa
bm 2 (1 0.5 ) 2 z
R
F 1
[ ] F
计算得
[ ]
F 1
12
F 2
[ ]
F 2
可知弯曲强度满足，参数合理。 2、圆柱斜齿齿轮传动的计算
设计基本参数与条件：齿数比 u=6.4，传递功率 P
2
7.264 kW ，
主动轴转速 n
2
486.67 r / min ，采用单班制工作，寿命 8 年（一
年以 300 天计）。
（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数
①小齿轮材料选取 40Cr 钢调质，大齿轮选取 45 钢调质，小齿轮 齿面硬度为 280HBS，大齿轮齿面硬度为 240HBS。 ②精度等级取 8 级。
③试选小齿轮齿数 z
1
23 z
uz
6.4 23 147
2 1
初4 选螺旋角 ○
12
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由参考文献差得齿面接触疲劳强度设计公式
d
1t
3
2K T u 1 Z Z t 1
2 ( E H )
u [ ] d
H
试1 选载荷系数： K ○
t
1.5
1
○2○ 计算小齿轮传递的扭矩： T
P
9.55 10 6
n
2
142540 N m
2
取3 齿宽系数： ○
d
1
1 2
确4 定弹性影响系数：由参考文献得， Z ○
E
189.8MPa 确5 定区域系数：由参考文献（1）得，标准直齿圆锥齿轮传动： ○Z
H
2.5
○6○ 根 据 循 环 次 数 公 ， 计 算 应 力 循 环 次 数 ：
N
1 2
60 n jL
1
h
60 486.67 120 300 8 1.4016 10
8
HN 1
9
N
N 1 u
2.190 10 由参考文献（1）得接触疲劳寿命系数：K
0.97 ，K
HN 2
0.99
13
由 参 考 文 献 （ 1 ） 得 疲 劳 极 限 应 力 ：
H lim1
600 MPa ，
H
lim 2
550 MPa
由参考文献（1）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安 全系数 S
H1.0 ，
K
[ ]
HN 1582 MPa ，
S H
lim1
H 1
H
[ ]
K
HN 2S H lim 2
544.5MPa
H 2
H
[H ]
[ H ] [1 ]
2H 2
563.25MPa
由○7 参考文献（1）得
0.885 1.665
1
0.78 2 代○8 入数值计算 小齿轮直径 d
1t
59.5mm圆○9 周速度 v d n 60 1t1000 2 1.515m / s
10○齿○ 宽 b 及模数 m
，
nt
b
d
159.5mm 59.5mm
d
1t
m
d cosz
nt
1t
2.530 mm
1
h 2.25m
nt
5.693mm
b / h 10.45
计○11 算纵向重合度
0.318 z
1
tan
d1.55
12○计○ 算载荷系数：
a：齿轮使用系数，由参考文献（1）查得 K
A
1
b：动载系数，由参考文献（1）查得 K
v
1.11
c：齿间分配系数，由参考文献（1）查得 K
H K
F
1.2
d：由参考文献(1)查得齿向载荷分布系数 K
H
14
1.4597
由参考文献（1）得 Ke
F
1.4
：
A v
H接
H
触 强 度 载 荷 系 数
K
K K K K
1 1.11 1.2 1.4597 1.944
13○按○ 载荷系数校正分度圆直径
d
1
d
1t 3
K
K
64.87 mm
t
d cos
14○计○ 算模数 m 1
z
n
1
2.76 mm
(3)按齿根弯曲强度设计 由[3]式 10-17
m m
3
2KT Y cos1 z 2
d 1
v
F F 2
Y Y
Fa Sa / [ ]
F
计1 算载荷系数 K K K K K ○A
1.865
0.91
由2 纵向重合度 ○
1.55 ，从[2]图 10-28 得 Y
计3 算当量齿数 z ○
v1
z
1
3
cos 24.6
z
v 2
cos
z
2 3
99.4
FE1
○4○ 由 参 考 文 献 查 得 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限
FE 2
500 MPa ，
380 MPa
FN 1
○5○ 由由参考文献（ 1 ）查得弯曲疲劳寿命系数
K
FN 2
K0.90 ，
0.93
F
取6 弯曲疲劳安全系数 S ○由[3]式 10-12 得
1.4
[ ]
F 1
K
FN 1 FE 1
F
S321.4 MPa
15
[ ]
F 2
K
FN 2 FE 2
F
S252.4 MPa
由7 [3]表 10-5 得齿形系数 Y ○
Fa1
2.69 ， Y
Fa 2
2.19
得应力校正系数 Y
Sa1
1.575 ， Y
Sa 2
1.785
Y Y
计8 算大、小齿轮的 Fa Sa 并加以比较。 ○[ ]
F
z
1
25 ，
z
0.01610
Y Y Fa1 Sa1 [ ]
F 1
Y Y
0.0136 ， Fa 2 Sa 2
[ ]
F 2
2
160
a 236.42mm
大齿轮的数值大,选用大齿轮。
12.004
计9 算得 m ○n
2.04 1.80 mm ，取 m
n
2.5mm
d
1
63.896mm ， 408.936mm 69mm 64mm
10○校○ 正齿数
d
2
z1
d cos 1 m
n
25.38 25 ， z
2
uz 160
1
B
1
B
圆11 整中心距 ○
2
( z z )m a 1 2 n
2 cos
236.42mm
12○修○ 正螺旋角
z )m
o arccos 1 2 n 12.004
2a
变化不大，不必修正前面计算数值。
( z
13○计○ 算几何尺寸
d
1
z m zm 1 n 63.896mm ， d 2 2 408.936 mm cos cos
d
d
1
b B
63 .896 mm
64 mm ， 取 齿 宽 为 B
1
69mm ，
2
64 mm
16
六、轴的计算
1、I 轴的计算
(1)轴上的功率 P 7.682 kW ，转速 n
1
1
1460 r / min ，
转矩 T
1
50.25 N m，
(2)初估轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 由参考文献（2），取 A
0
112 ，于是得
d min
A 3
0
P 1 n
19.48mm
1
由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径
d
与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。
12
联轴器的计算转矩
T
ca
K T
A 1
1.25 50.25 62.81N m
再根据参考文献查的电动机的输出轴直径为 42mm。所以选取弹 性柱销联轴器型号为 LX3，孔径选为 42mm。轴孔长度为型，长度 L=84mm。
(3)轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案，如下图
轴○1 段 1-2，由联轴器型号直径为 38mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应 该略小于 50mm，取 48mm。 ○2轴段 2-3，由轴承内圈直径得轴段直径为 46mm，轴段长度定为
62mm。
○3 段 3-4，由受力情况选择圆锥滚子轴承，型号取 30210，内 轴径 58mm。所以轴段直径为 50mm，长度为 27mm。
17
○4 段 4-5，根据圆锥滚子轴承的安装要求，轴径为 46mm，长度 轴为 91mm。
ca
14.99 MPa
轴5 段 5-6，同 3-4 段一样。 ○
轴6 段 6-7，取直径为 58mm，长度为 8mm。 ○
轴7 段 7-8，取直径为 50mm，长度略小于齿轮宽，取 50mm。 ○零8 件的周向定位 ○
由参考文献得
左端半联轴器定位用平键，平键的 b h 12 8 ，长度 L=70，右 端小齿轮定位用平键， b h 12 8 ，L=25。 轴9 上圆角和倒角尺寸 ○
参考表，取轴端倒角为 2 45 °，圆角取 1.6mm。 (4)求轴上的载荷
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩
（5）按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据 [3] 式 15-5 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应 力，取 0.6 ，轴的计算应力
ca
M
2
(T )
1
2
W
14.99MPa
由参考文献得 [ ] 60 MPa ，因此
1
ca
[ ] ，轴安全。
1
18
2. Ⅱ轴的计算
（ 1）轴上的功率 P
2
7.264 kW ，转速 n
2
486.67 r / min ，转矩
T
2
142.54 N m，
(2)求作用在齿轮上的力 大圆锥轮：圆周力 Ft
2T 1 d
m1
2T 2 50250
1
d (1 0.5 ) 101.45
1
R
1
990.64 N ，
轴向力 F
a
F tan
t
1
330.00 N ，径向力 F
r
tan F
t cos
380.08 N
圆柱齿轮：圆周力 F
2T 2 142540
d 63.896
948.35 N ，
4461.63 N ，
轴向力 F
a 0 r 0
F tan t 0
t 0
径向力 F
tan Ft 0
cos 1660.18 N 。
(3)初估轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 根据[2]表 15-3，取 A
0
112 ，于是得
d
min
A 3
0
P 2 n
27.58mm
2
(4)轴的结构设计
○1 段 1-2，根据最小直径，选择轴承，因为有径向力个轴向力， 轴所 以 选 择 圆 锥 滚 子 轴 承 ， 型 号 为 30206 ， d D T 30 62 17.25 ，所以轴段直径为 50mm，长度为 34mm。 轴2 段 2-3，因为齿轮轮毂长度为 53mm，轴段长度定为 53mm， ○
19
直径 52mm。
○3 段 3-4，根据 2-3 段和齿轮的安装直径所以选择直径为 60mm。 轴长度为 13mm
轴4 段 4-5，安装小齿轮，所以轴长度为 105mm，轴直径为 111mm。 ○轴5 段 5-6，此段安装同 1-2 段，轴径为 50mm。 ○
零6 件的周向定位 ○
查表得
齿轮定位用平键，锥齿轮选择 b h 10 8 ，长度略小于轴段， 取 L=25mm，圆柱齿轮选择 b h 10 8 ，L=70mm。 轴7 上圆角和倒角尺寸 ○
由参考文献得，取轴端倒角为 2 45 °，圆角取 1.6mm (5)求轴上的载荷
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示
ca
1.2 MPa
载荷 支反力 F
水平面 H
F
垂直面 V
F
F
弯矩 M
NH 1 NH 2
H 1 H2
1784.9 N ,
309.6 N
F
NV 1 NV 2
626.86 N , 641.18 N
M M
216044 N mm， M 100024 N mm
V
32100 N mm 216044 32100 2
总弯矩
M M
1
4
10002
2
238082N mm 33628N mm
2
2
1000242
2
扭矩 T
T 139612 N mm
弯矩和扭矩图如下：
20
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据[2]式 15-5 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力， 取 0.6 ，轴的计算应力
ca
M
2 1
(T )
1
2
W
1.2 MPa
由参考文献得 [ ] 60 MPa ，因此
1
ca
[ ] 。
1
所以最终可以确定弯扭校核结果为安全。 3、III 轴的计算
(1) 轴 上 的 功 率 P
3
6.940 kW ， 转 速 n
3
76.50 r / min ， 转 矩
T
3
866.37 N m
，
(2)求作用在齿轮上的力
6.940
2 9.55 106 t 0
2T 76.50 4461.63N ，没有轴向力，
圆周力 F
d 63.896
只有径向力。
(3)初估轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 根据[2]表 15-3，取 A
0
112 ，于是得
d min
A 3
0
P 3 n
3
50.325mm ，由于输入轴的最小直径是安装联轴器
21
处轴径。为了使所选轴径 d 与联轴器孔径相适应，故需同时选
12
择联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查[2]表 14-1
T
ca
K T
A 3
1.25 866.37 1082.96 N m
选取凸缘联轴器型号为 GY7，公称转矩为 1600N•m 孔径选为 50mm。 联轴器与轴配合的轮毂长度为 112mm。
(4)轴的结构设计
拟 定 轴 上 零 件 的 装 配 方 案 ， 如 下 图
ca
14.86 MPa
○1 段 1-2，由联轴器型号得直径为 56mm，右端应有轴肩定位， 轴轴向长度应该略小于 142mm，取 140mm。
○2 段 2-3，此处与滚动轴承 6011 配合，取直径为轴承孔径 63mm， 轴长度取为 58mm。
轴3 段 3-4，选择轴径为 65mm 长度 L=23mm。 ○
○4 段 4-5，此段为大齿轮定位，选取直径分别为 74mm，长度为 轴86mm。
○5 段 5-6，左端用于大齿轮定位，长度略小于齿宽，所以直径 轴为 68mm，长度为 96mm。
○6轴段 6-7，齿轮离机座壁应该有一段距离，所以选择轴径为 65mm，长度为 43mm。 查参考文献得
左端半联轴器定位用平键， b h 16 10 ，长度略小于轴段，取 100mm，
右端大齿轮定位用平键， b h 20 12 ， 长度略小于轴段，取 63mm。
轴9 上圆角和倒角尺寸 ○
22
由参考文献得，取轴端倒角为 2 45 °，圆角取 1.6mm (5)求轴上的载荷
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示
L
h1
3.66 10 h 6
48000 h
5.18 10 6 h 48000 h
L
h 2
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据 [2]式 15-5 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变 应力，取 0.6 ，轴的计算应力
ca
M
2
(T )
1
2
W
14.86MPa
[ ] ，轴安全。
1
由参考文献得 [ ] 60 MPa ，因此
1
ca
L
h1
2.57 10 6 h
48000 h
4.13 10 5 h 48000 h
L
h2
23
七、轴承的计算
1、I 轴的轴承校核 轴承 30207 的校核
求两轴承受到的径向载荷
径向力 F
r1
F 2
H 1
F 2
V 1
550.95 N ， F
r 2
F 2
H 2
F 2
V 2
190.24 N
查[1]表 15-1，得 Y=1.6，e=0.37， C 派生力 F
r
54.2kN 59.45 N
F
r1
d1
2Y
172.17 N ， F d 2
F
r 2 2Y
轴向力 F
a
63.41N ，左侧轴承压紧
63.41 59.45 122.86 N F ，
d1
由于 F
a
F
d 2
所以轴向力为 F
a1
172.17 N ， F
a 2
108.76 N
当量载荷
F 由于 a1
F
r1
F
0.31 e ， a 2
F
1 ， Y
A
0.57 e ，
0.4 ， Y
B
r 2
所以 X
A
0 ， X
B
1.6 。
p
由于为一般载荷，所以载荷系数为 f
1.1 ，故当量载荷为
L ，
h1
3.73 10 6 h 48000 h
1.51 10 h 7
P
1
f ( X F
p
A r1
Y F ) 606.045 N
A a1
P
2
f ( X F
p
B r 2
Y F ) 275.123 N B a2
L
h2
轴承寿命的校核
48000 h
L h1
106 Cr
( )60n P
1
1
3.66 106 h 48000h
6
L h2
106 Cr
( ) 60n P
1
2
5.18 10h 48000h
2、II 轴的轴承校核 轴承 30207 的校核
求两轴承受到的径向载荷
径向力 F
r1
F 2
H 1
F 2
V 1
474.64 N ， F
r 2
F 2
H 2
F 2
V 2
176.58 N
查[1]表 15-1，得 Y=1.6，e=0.37， C
r
54.2kN
24
派生力 Fd 1
F
r1 2Y
343.16 N ， F d 2
F
r 2 2Y
46.47 N
轴向力 F
a
343.16 N ，右侧轴承压紧 F
d 1
由于 F
a
343.16 343.16 686.32 N F ，
d 2
所以轴向力为 F
a1
389.63 N ， F
a 2
46.47 N
当量载荷
F 由于 a1
F
r1
F 0.31 e ， a2
F
r 2
0.43 e ，
1 ， Y
0 。
1.1 ，故当量载荷为
Y F ) 3368 N B a 2
所以 X
A
0.4 ， Y
A
1.6 ， X
B B
由于为一般载荷，所以载荷系数为 f
p
p
P
1
f ( X F
p
A r1
Y F ) 1945 N ， P
A a1
2
f ( X F
B r 2
轴承寿命的校核
L h1
106 Cr
( ) 60n P
2
1
2.57 10h 48000h
6
L h 2
106 Cr
( )60n P
2
2
4.13 105 h 48000h
3、III 轴的轴承校核 轴承 30208 的校核
求两轴承受到的径向载荷
径向力 F
r1
F 2
H 1
F 2
V 1
1719 N ， F
r 2
F 2
H 2
F 2 V 2
1839 N
查[1]表 15-1，得 Y=1.6，e=0.37， C 派生力 Fd 1
r
63.0kN 575 N
F
r1 2Y
537 N ， F d 2
F
r 2 2Y
轴向力 F
a
743 N ，左侧轴承压紧 F
743 575 1318 N F ，
d 1
由于 F
a d 2
所以轴向力为 F 当量载荷
a1
1318 N ， F
a 2
575 N
F 由于 a1
F
r1
F 1.23 e ， a 2
F
0.31 e ，
25
r 2
所以 X
A
0.4 ， Y
A
1.6 ， X
B
1 ， Y
B
0 。
1.1 ，故当量载荷为
Y F ) 2023 N B a 2
由于为一般载荷，所以载荷系数为 f
p
p
P
1
f ( X F
p
A r1
Y F ) 3076 N ， P
A a1
2
f ( X F
B r 2
轴承寿命的校核
L h1
10 6 Cr
( )60n P
3
1
3.73 10 h 48000h
6
L h 2
106 Cr
( )60n P
3
2
1.51 107 h 48000h
26
八、键连接的选择及校核计算
将各个连接的参数列于下表
键 轴直径 工作长 b h mm 度 mm 12 8 42 70 12 8 42 25 10 8 33 25 10 8 33 70 16 10 50 100
极限应
力 Mpa 14.92 66.58 105.02 35.63 77.39
106.17 20 12 39 63 812.55 2T 1000
根据平键连接强度条件[2]式 6-1 得
kld
p
转矩 Nm 72.71 72.71 139.61 139.61 812.55
p
，其
中 k=0.5h 。 算 出 各 键 极 限 应 力 如 上 表 。 查 [2] 表 6-1 得
[ ] 110 MPa ，所以以上各键强度合格。
p
27
九、 联轴器的选择
在轴的计算中已选定了联轴器型号。输入轴选 Lx3 型弹性柱 销联轴器，其公称转矩为
1250000 N .mm ，半联轴器的孔径
，半联轴器长度 L 82mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长 d 1 30mm
度为 60mm，Z 型轴孔。
输 出 轴 选 选 Lx3 型 弹 性 柱 销 联 轴 器 ， 其 公 称 转 矩 为
1250000 N .mm ， 半联 轴 器的 孔 径 d 1 40mm ， 半联 轴 器长度
L 112mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm，Z 型轴孔
28
十、减速器附件的选择
1、通气器
由于在室内使用，选简易式通气器，采用 M12×1.25
2、油面指示器，油面变动范围大约为 17mm，取 A20 型号的圆形 游标
3、起吊装置
采用箱盖吊换螺钉，按重量取 M12，箱座采用吊耳 4，放油螺塞
选用外六角油塞及垫片 M16×1.5
29
十一、润滑与密封
1、齿轮的润滑
采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽，取为 35mm。 2、滚动轴承的润滑
根据轴承周向速度，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 220。 4、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。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
30
十二、设计小结
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。
这次关于带式运输机上的两级圆锥圆柱齿轮减速器的课程
设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的
实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两
个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识 .为 我们以后的工作打下了坚实的基础.
机械设计是机械工业的基础 ,是一门综合性相当强的技术课
程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料
力学》、、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础）课程设 计》等于一体。
这次的课程设计 ,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练 综合运用机械设计和有关先修课程的理论 ,结合生产实际反应和 解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面 的知识等方面有重要的作用。设计中还存在不少错误和缺点，需 要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯 和思维从而提高设计实践操作能力。
31
十三、参考资料目录
[1] 《机械设计》（第四版） ，高等教育出版社，邱宣怀主编。 [2] 《机械原理》（第七版），高等教育出版社，郑文伟、吴克 坚主编。
[3] 《机械设计课程设计手册》（第四版），高等教育出版社， 吴宗泽等主编，2012.5（2013.1 重印）
32
致 谢
首先,我要对我的指导老师张老师表示衷心的感谢。本文的 选题、课题研究及撰写工作都是在指导老师张老师的直接关怀和 悉心指导下完成的。在完成本课程的课程设计期间,张老师为我 们悉心解答,她开阔的视野、渊博的知识、敏锐的思维、扎实的 专业基础以及不厌其烦的解答我们的问题令我受益匪浅。她以自 己苦干钻研的作风和勇于创新的精神感染了我们每个学生。无论 是在学业上,还是生活上,张老师多年来丰富的经验、严谨的学术 态度、一丝不苟的工作作风对我产生了深刻的影响。这正是我在 完成本课程的课程设计期间最大的收获,也将是我今后的生活和 事业发展中最可贵的财富。在此,我再次向张老师致以最崇高的 敬意和衷心的感谢
33
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