设计论文某胶带输送机的传动装置--机械设计论文课程设计论文计算说明书--大学毕业设计论文.doc

一、设计题目：设计某胶带输送机的传动装置

二、传动简图：

三、工作条件：

1、输送带鼓轮直径D=
290
mm；
2、 输送带工作拉力F= 2140

N；

3、输送带运行速度V=
1.39
m/s；

4、使用年限 h=
11
年， 工作班制
1
班；

5、生产情况：（批量生产，单件生产）；

6、连续单向运转，工作时有轻微振动，输送带运行速度的允许误差为±5%。

四、设计内容

1、减速器手绘草图1张 2、减速器装配图1张

3、零件图2张 4、设计说明书1份

五、工作计划、要求与进度安排

本课程设计时间为2周（共10天），进度安排如下：

步骤
内容
要求
时间

1
上课、熟悉题目、实验
了解题目背景、设计要求
1天

2
设计计算、手绘草图
计算零件的主要尺寸，手绘减速器装配草图（A3图纸）
2天

3
绘制装配图
绘制减速器装配图1张（A0图纸，可用CAD绘制或者手绘）
3天

4
绘制零件图
绘制低速轴及其上齿轮的零件图(2张A3图纸)
2天

5
整理说明书、图纸
说明书统一格式手写，检查图纸
1天

6
答辩
交说明书、图纸，进行答辩
1天

目录
第1章 选择电动机和计算运动参数 3
1.1 电动机的选择 3
1.2 计算传动比： 4
1.3 计算各轴的转速： 4
1.4 计算各轴的输入功率： 5
1.5 各轴的输入转矩 5
第2章 齿轮设计 5
2.1 高速锥齿轮传动的设计 5
2.2 低速级斜齿轮传动的设计 13
第3章 设计轴的尺寸并校核。 19
3.1 轴材料选择和最小直径估算 19
3.2 轴的结构设计 20
3.3 轴的校核 24
3.3.1 高速轴 24
3.3.2 中间轴 27
3.3.3 低速轴 30
第4章 滚动轴承的选择及计算 34
4.1.1 输入轴滚动轴承计算 34
4.1.2 中间轴滚动轴承计算 36
4.1.3 输出轴滚动轴承计算 37
第5章 键联接的选择及校核计算 39
5.1 输入轴键计算 39
5.2 中间轴键计算 39
5.3 输出轴键计算 40
第6章 联轴器的选择及校核 40
6.1 在轴的计算中已选定联轴器型号。 40
6.2 联轴器的校核 41
第7章 润滑与密封 41
第8章 设计主要尺寸及数据 41
第9章 设计小结 43
第10章 参考文献： 43

机械设计课程设计任务书

设计题目：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器
设计内容：
（1）设计说明书（一份）
（2）减速器装配图（1张）
（3）减速器零件图（不低于3张
系统简图：

原始数据：运输带拉力 F=2900N，滚筒转速60r/min，滚筒直径 D=340mm,使用年限10年

工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。常温下连续工作，空载启动，工作载荷平移，三相交流电源，电压源380v 220v。

设计步骤：
传动方案拟定

由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带型运输设备。
减速器为两级展开式圆锥—圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。
联轴器2、8选用弹性柱销联轴器。

第1章 选择电动机和计算运动参数
1.1 电动机的选择
1计算带式运输机所需的功率：P==3.09749kw
2各机械传动效率的参数选择：一对滚轴承η1=0.99，锥齿轮传动效率η2=0.96，圆柱齿轮传动效率η3=0.97,联轴器效率η4=0.99
所以总传动效率：=η1⁴η2η3η4²
=0.86
1. 计算电动机的输出功率：==3.56kw
2. 确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围 =8~40。则电动机同步转速选择可选为 750r/min，1000r/min，1500r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和 满足锥齿轮传动比关系（），故首先选择1000r/min，电动机选择如表所示
表1
型号
额定功率/kw
满载转速r/min
轴径D/mm
伸出长E/mm
启动转矩
最大转矩
额定转矩
额定转矩
Y132M1-6
4
960
42
110
2.0
2.0

1.2 计算传动比：
2. 总传动比：
3. 传动比的分配：=，
1.3 计算各轴的转速：
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴 Ⅳ轴n4=n3=48r/min
1.4 计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴 kw
Ⅳ轴
1.5 各轴的输入转矩
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
轴的运动动力参数
项目
电动机
高速转轴1
中间转轴2
低速转轴3
工作轴4
转速(r/min）
960
960
240
48
48
实际功率（kw）
3.63
3.06
3.01
2.88
2.83
转矩（N.M）
31.44
30.50
119.58
574.21
562.79
传动比
1
4
5

第2章 齿轮设计
2.1 高速锥齿轮传动的设计
(二) 选定高速级齿轮类型、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
2. 输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。
3. 材料选择 由《机械设计》第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材 表10—1选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：
表 2
齿轮型号
材料牌号
热处理方法
强度极限
屈服极限
硬度（HBS）
平均硬度（HBS）
齿芯部
齿面部
小齿轮
45
调质处理
650
360
217~255
240
大齿轮
45
正火处理
580
290
162~217
200
二者硬度差约为40HBS。
4. 选择小齿轮齿数19，则：，取。实际齿比
5. 确定当量齿数
， 。
(三) 按齿面接触疲劳强度设计

1. 确定公式内的数值
1) 试选载荷系数
2) 教材表10—6查得材料弹性系数（大小齿轮均采用锻钢）
3) 小齿轮传递转矩 4.387
4) 锥齿轮传动齿宽系数。
5) 教材10—21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；10—21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限。
6) 按式(10—13)计算应力循环次数
；

7) 查教材10—19图接触疲劳寿命系数，。
8) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，
则 =

2. 计算
1) 计算小齿轮分度圆直径（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）

=
=86.183 mm
2) 计算圆周速度

3) 计算齿宽b及模数
39.654mm
mm
4) 齿高

5) 计算载荷系数K由教材10—2表查得：使用系数使用系数=1；根据v=3.68m/s 、8级精度按第一级精度，由10—8图查得：动载系数=1.22；由10—3表查得：齿间载荷分配系数=；取轴承系数 =1.25，齿向载荷分布系数==
所以：
6) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径

7) 就算模数：
mm
(四) 按齿根弯曲疲劳强度设计
m
1. 确定计算参数
1) 计算载荷
2) 查取齿数系数及应了校正系数 由教材10—5表得：， ； ， 。
3) 教材10—20图c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限 ；教材10—20图b按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。
4) 教材10—18图查得弯曲疲劳寿命系数 。
5) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 。

6) 计算大小齿轮的并加以比较，
= ， ，大齿轮的数值大。
2. 计算（按大齿轮）

=
=3.286mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。所以可取弯曲强度算得的模数2.698 mm并就近圆整为标准值 mm（摘自《机械原理教程》第二版清华大学出版社 4.11 锥齿轮模数（摘自GB/T12368—1990）），而按接触强度算得分度圆直径=104.046mm重新修正齿轮齿数，,取整，则，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，一般应互为质数。故取整。
则实际传动比，与原传动比相差1.2%，且在误差范围内。
(五) 计算大小齿轮的基本几何尺寸
1. 分度圆锥角：
1) 小齿轮
2) 大齿轮
2. 分度圆直径：
1) 小齿轮
2) 大齿轮
3. 齿顶高
4. 齿根高
5. 齿顶圆直径：
1) 小齿轮
2) 大齿轮
6. 齿根圆直径：
1) 小齿轮
2) 大齿轮
7. 锥距
8. 齿宽 ，（取整）b=45mm。
则：圆整后小齿宽 ，大齿宽 。
9. 当量齿数 ，
10. 分度圆齿厚
11. 修正计算结果：
1) 由教材10—5表查得：， ； ， 。
2) ，再根据8级精度按教材10—8图查得：动载系数=1.25；由10—3表查得：齿间载荷分配系数=；取轴承系数 =1.25，齿向载荷分布系数==
3)
4) 校核分度圆直径

=
=98.780
5) = ， ，大齿轮的数值大，按大齿轮校核。
6)
=
=3.08mm
实际，，均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。
(六) 齿轮结构设计 小齿轮1由于直径小，采用实体结构；大齿轮2采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，见下表；大齿轮2结构草图如图。高速级齿轮传动的尺寸见表

大锥齿轮结构 草图

表3 大锥齿轮结构尺寸
名称
结构尺寸及经验公式
计算值
锥角

锥距
R
149.520mm
轮缘厚度

16mm
大端齿顶圆直径

283.511mm
榖空直径D
由轴设计而定
50mm
轮毂直径

80mm
轮毂宽度L

取55mm
腹板最大直径
由结构确定
188mm
板孔分布圆直径

134mm
板孔直径
由结构确定
24mm
腹板厚度

18mm

表4 高速级锥齿轮传动尺寸
名称
计算公式
计算值
法面模数

5 mm
锥角

齿数

21
56
传动比

2.667
分度圆直径

105mm
280mm
齿顶圆直径

114.363mm
283.511mm
齿根圆直径

93.764mm
275.787mm
锥距

149.520mm
齿宽

45mm
45mm

2.2 低速级斜齿轮传动的设计
(七) 选定齿轮类型﹑精度等级﹑材料及齿数
1. 按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。
2. 经一级减速后二级速度不高，故用8级精度。
3. 齿轮材料及热处理
小齿轮选用45钢调质，平均硬度为240HBS，大齿轮材料为45刚正火，平均硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4. 齿数选择
选小齿轮齿数，根据传动比，则大齿轮齿数，取=76。
实际传动比
5. 选取螺旋角。初选螺旋角β=14。
（二） 按齿面接触强度设计

1. 确定各参数的值:
1) 试选载荷系数=1.3
2) 计算小齿轮传递的扭矩。

3) 查课本表10-7选取齿宽系数。
4) 查课本表10-6得材料的弹性影响系数。
5) 教材10—21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；10—21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限。
6) 按式(10—13)计算应力循环次数
7) ；；
8) 查教材10—19图接触疲劳寿命系数，。
9) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，
则 =

=<1.23
10) 查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433。
11) 查课本图10-26 得，，则=0.754+0.886=1.64 。
2. 计算
1) 试算小齿轮分度圆直径d，由计算公式得

=
=59.506mm
2) 计算圆周速度

3) 计算齿宽b和模数
b=
=
4) 齿高
=
5) 计算纵向重合度

6) 计算载荷系数K
已知使用系数，根据v=1.13m/s，8级精度，查课本图10-8得动载系数；查课本表10-4得K=1.454；查课本图10-13得K=1.388；查课本表10-3得。
故载荷系数

7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

8) 计算模数
=
（三） 按齿根弯曲强度设计
≥
1. 确定计算参数
1) 计算载荷系数

2) 小齿轮传递的扭矩
3) 根据纵向重合度，查课本图10-28得螺旋角影响系数=0.88。
4) 计算当量齿数

5) 查取齿形系数和应力校正系数
查课本表10-5得。
6) 计算弯曲疲劳许用应力
查课本图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限。
查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则

7) 计算大﹑小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大，选用大齿轮。
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大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以可取弯曲强度算得的模数（摘自《机械原理教程》第二版清华大学出版社 4.3 标准模数（摘自GB/T1357—1987）），而按接触强度算得分度圆直径=67.340mm重新修正齿轮齿数， ,取整，则实际传动，与原分配传动比4一致。
3. 几何尺寸计算
1) 计算中心距

将中心距圆整为170mm。
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
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

圆整后取b=68mm
小齿轮，大齿轮
4. 齿轮结构设计
小齿轮3由于直径小，采用齿轮轴结构；大齿轮5采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，大斜齿圆柱齿轮见下表5；大齿轮4结构草图如上图。低速级圆柱斜齿轮传动尺寸见下表。

大斜齿轮结构草图

表5 斜齿大圆柱齿轮结构尺寸

名称
结构尺寸经验计算公式
计算值
榖空直径d
由轴设计而定d=d轴
70mm
轮毂直径

112mm
轮毂宽度L

70mm（取为与齿宽相等）
腹板最大直径

240mm
板孔分布圆直径

176mm
板孔直径

（32~44.8）mm
腹板厚度C

18mm

表6 低速级圆柱斜齿轮传动尺寸

名称
计算公式
计算值
法面模数

3mm
法面压力角

螺旋角

齿数

22
88
传动比

4
分度圆直径

68mm
272mm
齿顶圆直径

74mm
278mm
齿根圆直径

60.5mm
264.5mm
中心距

170mm
齿宽

74mm
70mm

第3章 设计轴的尺寸并校核。
3.1 轴材料选择和最小直径估算
轴采用材料45钢，进行调质处理。则许用应力确定的系数103，取高速轴 ，中间轴，低速轴。按扭转强度初定该轴的最小直径 ，即： 。当轴段截面处有一个键槽，就将计数值加大5%~7%，当两个键槽时将数值增大到10%~15%。
1. 高速轴：，因高速轴安装联轴器有一键槽，则：22.41mm。对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减少启动转矩，其联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，故采用LX型弹性柱销联轴器（GB/T5014—2003）。
1) 联轴器传递的名义转矩=9550
计算转矩 （K为带式运输机工作系数，K=1.25~1.5, 取K=1.5 ）。
2) 根据步骤1、2 和电机直径d电机= 42 mm，则选取LX3型联轴器。其中：公称转矩
，联轴器孔直径 d=（30、32、35、38、40、42、45、48）满足电机直径d电机= 42 mm。
3) 确定轴的最小直径。根据d轴=（0.8~1.2）d电机，所以。取
2. 中间轴：考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直径，取 。
3. 低速轴：。考虑该处有一联轴器有一个键槽，则：，取整：。
3.2 轴的结构设计
根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求，参考表4-1、图4-24（《机械设计课程设计》第3版哈尔滨理工大学出版社），初步设计轴草图如下
3.2.1 高速轴的结构设计
高速轴轴系的结构如图上图所示。

1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。
（2） 联轴器与轴段 轴段 上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。
由表查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N·mm，许用转速4700r/min，轴孔范围为30～48mm。考虑到d1>33.6mm，取联轴器孔直径为35mm，轴孔长度L联=82mm，Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号LX3 33*82GB/T5014—2003，相应的轴段 的直径d1=35mm。其长度略小于孔宽度，取L1=80mm半联轴器与轴的配合为。
（3）轴承与轴段和的设计 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，其值最终由密封圈确定该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表初选毡圈。考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承33010，由表得轴承内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm，内圈定位直径da=58mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离故d3=50mm，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取L3=24mm。该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=50mm，其右侧为齿轮1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L5=24mm，轴的配合为公差为k6。
（4）由箱体结构，轴承端，装配关系，取端盖外端面与联轴面间距L=30,故去L2 =45mm,又根据大带轮的轴间定位要求以及密封圈标准，取d2 =40mm。
（5）齿轮与轴段的设计，轴段上安装齿轮，小锥齿轮处的轴段采用悬臂结构，d6 =40mm，L6 =63mm。选用普通平键14 9 45mm,小锥齿轮与轴的配合为。
（6）因为d4 为轴环段，应大于d3 ，所以取d4 =60mm，又因为装配关系箱体结构确定L4 =110mm。

列表
轴段
d
L
1
35mm
80mm
2
40mm
40mm
3
50mm
24mm
4
60mm
110mm
5
50mm
24mm
6
40mm
63mm

3.2.2 中间轴直径长度确定

(1) 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计

(2) 轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择设计同步进行。考虑到齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段及轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dmin=45mm，取轴承30209，由表得轴承内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm，故d1=45mm，=42mm。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=45mm，=40mm。轴的配合为公差为m6。

齿轮轴段与轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2。为于 齿轮的安装，d2和d4应略大于d1和d5，选 d2=50mm，d5 =60mm。由于齿轮的直径比较小，采用齿轮轴，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮廓的宽度范围为（1.2～1.5）d4=72～90mm，取其轮毂宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比齿轮2的轮毂略短，故L2 =55mm。选用普通平键14 9 45mm大锥齿轮与轴的配合为。

轴段的设计 该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07～0.1)d2=3.5～5mm，所以可得d3 =57mm，=20mm。

轴段
d
L
1
45mm
42mm
2
50mm
53mm
3
57mm
20mm
4
74mm
74mm
5
45mm
40mm

3.2.3 输出轴长度、直径设置。

（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。
（2）由表查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N·mm，许用转速4750r/min，轴孔范围为30～48mm。取联轴器孔直径为45mm，轴孔长度L联=112mm，J1型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX3 45*84GB/T5014—2003，相应的轴段 的直径d1=45mm。其长度略小于孔宽度，取L1=82mm。，半联轴器与轴的配合为。

（3） 密封圈与轴段的设计 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）*45mm=3.15～4.5mm。轴段的轴径d2=d1+2*（3.15～4.5）mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，取 d2=50mm，=40mm。
（4） 轴承与轴段和轴段的设计 考虑齿轮油轴向力存在，但此处轴径较大，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应既便于安装，又符合轴承内径系列。现取轴承为30211 由表得轴承内径d=50mm，外径D=100mm，宽度B=21mm。所以取d3 =55mm，由于该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，轴承采用油润滑，无需放挡油环，取L3=42mm。为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离。
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d7=55mm，轴段的长度为=44mm。轴的配合为公差为m6。
（5） 齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d6应略大于d7，齿轮4轮廓的宽度范围为（1.2～1.5）*57=68.4～85.5mm，所以取d6 =70mm，，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比齿轮4的轮毂略短，取L6=68mm
轴段和轴段的设计 轴段为齿轮提供轴向定位作用，定位轴肩的高度为h=（0.07～0.1)d6=4.9～7mm，取h=7mm,则d5=80mm，L5=1.4h=9.8mm，取L5=20mm。轴段的直径可取轴承内圈定位直径，即d4=70mm，则轴段的长度=20mm。大斜齿轮与轴的配合为。

轴段
d
L
1
45mm
82mm
2
50mm
40mm
3
55mm
42mm
4
70mm
55mm
5
80mm
20mm
6
70mm
68mm
7
55mm
44mm

3.3 轴的校核
3.3.1 高速轴
(一) 轴的力学模型建立

(二) 计算轴上的作用力
小锥齿轮1：
圆周力
径向力
轴向力

(三) 计算支反力
1. 计算垂直面支反力（H平面）
如图由绕支点1的力矩和 则：

则 。
2. 计算水平面支反力（V平面）
与上步骤相似，计算得： ，
(四) 绘扭矩和弯矩图
1. 垂直面内弯矩图如上图。
弯矩

2. 绘水平面弯矩图，如图所示.
弯矩：

3. 合成弯矩图 如图
最大弯矩值 ：

4. 转矩图

5. 弯扭合成强度校核
进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材15—1查得轴的许用应力
应用第三强度理论 由轴为单向旋转 取 =0.6

故强度足够。

3.3.2 中间轴

(一) 轴的力学模型建立

(二) 计算轴上的作用力
大锥齿轮2：
圆周力
径向力
轴向力
斜小圆齿3：
圆周力
径向力
轴向力

(三) 计算支反力
1. 计算垂直面支反力（H平面）
如图由绕支点A的力矩和 则：

同理
则 。
2. 计算水平面支反力（V平面）
与上步骤相似，计算得： ，
(四) 绘扭矩和弯矩图
6. 垂直面内弯矩图如上图。
弯矩

弯矩

7. 绘水平面弯矩图，如图所示.
弯矩：
弯矩：
8. 合成弯矩图 如图
最大弯矩值 ：
最大弯矩值：
9. 转矩图

10. 弯扭合成强度校核
进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材15—1查得轴的许用应力
应用第三强度理论由轴为单向旋转 取 =0.6

故强度足够。
3.3.3 低速轴

(一) 轴的力学模型建立

(二) 计算轴上的作用力
斜大圆齿4：
圆周力
径向力
轴向力

(三) 计算支反力
1. 计算垂直面支反力（H平面）
如图由绕支点5的力矩和 则：

同理
则 。
2. 计算水平面支反力（V平面）
与上步骤相似，计算得： ，
(四) 绘扭矩和弯矩图
1. 垂直面内弯矩图如上图。
弯矩
2. 绘水平面弯矩图，如图所示.
弯矩：
弯矩：
11. 合成弯矩图 如图
最大弯矩值 ：
最大弯矩值：
12. 转矩图

13. 弯扭合成强度校核
进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材15—1查得轴的许用应力
应用第三强度理论由轴为单向旋转 取 =0.6

故强度足够。

(五) 安全系数法疲劳强度校核
1. 判断危险截面
对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方面分析，因5处是齿轮轴，故5处不是危险截面。直径70mm到直径为80mm轴肩截面是危险截面。需对截面进行校核。
2. 轴的材料的机械性能
根据选定的轴的材料45钢，调质处理，由所引用教材表15—1查得：。取
3. 截面上的应力
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面左侧=175900
弯曲应力幅，弯曲平均应力；
扭转切应力幅，平均切应力。
4. 影响系数
截面受有键槽和齿轮的过盈配合的共同影响，但键槽的影响比过盈配合的影响小，所以只需考虑过盈配合的综合影响系数。
由附表3-2查取 查附图3-1得
所以
由附图3-2、3-3查得
轴按磨削加工，由教材附图3—4求出表面质量系数：。
故得综合影响系数：

5. 疲劳强度校核
查P25页得
轴在截面的安全系数为：

取许用安全系数，故截面强度足够。
第4章 滚动轴承的选择及计算
4.1.1 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，标准精度级的单列圆锥滚子轴承33010（GB/T 297-1994），其尺寸为， ，，,Y=1.9,

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

则

因为
则轴有右移的倾向。轴承1压紧，轴承2放松。

则
，
由表13-5得轴承1，轴承2：
由表13-6得 取

因为

故合格。
4.1.2 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，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为
，

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

则

则
轴有左移的倾向。轴承3压紧，轴承4放松。

则
，
则由表13-5得轴承3，轴承4：
由表13-6得 取

则

故合格
4.1.3 输出轴滚动轴承计算
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，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为
，

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

则

则
轴有右移的倾向。轴承6压紧，轴承5放松。

则
，
则由表13-5得轴承5，轴承6：
由表13-6得 取

则

故合格

第5章 键联接的选择及校核计算
5.1 输入轴键计算
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，，；
则键联接所受的应力为：
故单键即可。
校核小锥齿轮处的键连接，该处选用普通平键尺寸为，接触长度，，；
则键联接所受的应力为：
故单键即可。

5.2 中间轴键计算
校核大锥齿轮处的键连接，该处选用普通平键尺寸为，接触长度，，；
则键联接所受的应力为：
故单键即可。
5.3 输出轴键计算
校核圆柱齿轮处的键连接，该处选用普通平键尺寸，接触长度，，；
则键联接所受的应力为：故单键即可。
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，，；
则键联接所受的应力为：
故单键即可。

第6章 联轴器的选择及校核
6.1 在轴的计算中已选定联轴器型号。
1. 输入轴选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250，，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为80mm。
2. 输出轴选选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250，半联轴器的孔径半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。
6.2 联轴器的校核

查表14-1得

第7章 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）。当齿轮圆周速度时，圆锥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，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。
第8章 设计主要尺寸及数据
表11-1铸铁减速器机体机构尺寸计算表
名称
符号
尺寸关系
结果mm
机座壁厚

0.0125（d1+d2）8
8
机盖壁厚

8
机座凸缘厚度
b
1.5
12
机盖凸缘厚度
b1
1.5
12
机座底凸缘厚度
P
2.5
20
地脚螺钉直径

12
地脚螺钉数目
n
4
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75 df
10
机盖机座连接螺栓直径
d2
(0.5～0.6)df
6
连接螺栓d2的间距
ｌ
150～200
180
轴承端盖螺钉直径
d3
(0.4～0.5)df
6
窥视孔盖螺钉直径
d4
(0.3～0.4)df
4
定位销直径
d
(0.7～0.8) d2
5
df d1 d2 至外机壁距离
c1
20
20
df、d2之凸缘的距离
c2
18
18
轴承旁凸台半径
R1
9
9
凸台高度
h
40
40
外机壁至轴承座端面距离
L1
c1+c2+(5～10)
40
内机壁至轴承座端面距离
L2

58
大齿轮顶圆与内机壁距离

12
齿轮端面与内机壁距离

16
机盖、机座肋厚
m1,m2
m1＝0.85,m2＝0.85
8
轴承端盖外径
D2
D+(5～5.5)d3
120
轴承端盖凸缘厚度
e
1.2d3
8
轴承旁连接螺栓距离
s

140

第9章 设计小结
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.
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。
在这次课程设计中明白了自身的不足，也明报了不能是懂非懂的去进行课程设计虽然