二级圆柱圆锥齿轮减速机说明书

1、机械设计课程设计 课程名称: 机械设计课程设计题目名称: 圆锥-圆柱齿轮减速器学 院: 机电工程学院专业班级: 机械设计制造及其自动化1102 班姓 名: 郭宗祥学 号：110710230指导教师: 同志学前言机械设计课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节，是对学生运用和理解所学知识的一种检验，也是对我们三年以来所学机械类课程的一次大综合。对于我们学生的综合处理实际问题的能力将会有很大的提升。课程设计，本着以下目的：1、培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用课程设计和有关先修课程的理论、结合生产实际分析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。2、通过制定设计方案、

2、合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力、决定尺寸和选择材料等进行结构设计，达到了解和掌握机械零件、机械传动装置的设计过称和方法。3、进行设计基本技能的训练。相信通过本次课程设计，学生的机械设计能力和理念都会有一个质的飞跃，从而为将来进一步深造打下坚实的基础。目录一、设计任务书.4二、传动方案的确定、传动装置简图与说明.6三、电动机的选择与传动比的分配.8四、各轴功率、转速及转矩的计算.11五、箱体外传动装置的设计计算.12六、闭式齿轮传动的设计计算.17七、转差率的校核31八、轴的结构设计和强度校核31九、滚动轴承的选择和计算.45十、键的选择和校核计算52十一、联轴器的选则53十二

3、、减速器箱体主要附件、润滑方式等的选择说明.54十三、设计小结61十四、致谢63十五、参考文献63一、设计任务书一、课程设计任务按给定的螺旋输送机已知数据，确定系统的传动方案，选择电动机和联轴器，设计箱体外传动和两极圆柱斜齿轮减速器。课程设计成果：1、两极圆柱-圆锥齿轮减速器装配图一张（A1，三视图）；2、减速器上箱体或下箱体零件图一张（A1，三视图）；3、输出轴零件图一张（A3）；4、输出轴上齿轮零件图一张（A3）。5、设计计算说明书一份。 时间： 4周二、课程设计方案及数据1、 已知参数 （1）驱动输送机主轴输入端所需转矩 T1=330 Nm （2）输送机主轴所需转速 n1=80 rmp

4、(3) 主轴转速允许误差 ±5%2、螺旋输送机结构简图图1 机结构简图3、工作条件 输送机单向连续转动，载荷平稳，有轻微冲击，三班制工作，每年工作300天，设计寿命10年，每年检修一次。三、设计说明书内容 1、前言；2、目录（标题、页次）；3、设计任务书：原始数据及工作条件；4、传动方案的确定、传动装置简图与说明；5、电动机的选择及传动比的分配；6、各轴功率、转速及转矩的计算；7、箱体外传动装置的设计计算；8、闭式齿轮传动的设计计算；9、转差率的校核；10、轴的结构设计和强度校核；11、滚动轴承的选择和计算；12、键的选择和校核计算；13、联轴器的选择；14、减速机箱体主要附件、润滑

5、方式等的选择说明；15、设计小结；16、参考文献资料。二、传动方案的确定、传动装置简图与说明一、传动方案的确定本题方案由两个传动部分组成，即开式齿轮传动与减速器齿轮传动。由于减速器工作环境比较恶劣，而且要求平稳高效率的传动，故选用开式齿轮，一是可以更好的在恶劣的环境中工作（如高温和潮湿的环境），还可以保证准确的传动比。而且，开式齿轮传动的整体尺寸较小，结构较为紧凑。由于开式齿轮传动的工作环境较为恶劣，润滑条件不好，磨损严重，寿命较短，故布置在低速级。减速器部分是本次课题的重点设计部分，本课题中的减速器是展开式圆锥-圆柱齿轮减速器。展开式的减速器结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离

6、转矩输入端。可使轴在转矩作用下产生的扭矩变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。二、传动装置简图图2 传动方案（各部分说明如上图所示）三、电动机的选择与传动比的分配一、选择电动机 根据使用要求和工作状况，选择三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。二、选择电动机的容量图3 代号标注（注：以下各代号如上图所标注） 电动机所需工作功率Pw=Tn9550=330×809550=2.7644kW 由电动机至输送机主轴的传动总效率为 a=12·24·3·4·5式中、分别为联轴器、滚动轴承、锥齿轮传动、

7、圆柱齿轮传动和开式齿轮的传动效率。取=0.99（联轴器），=0.98（滚动轴承），=0.96（不包括轴承效率），=0.97（不包括轴承效率），=0.95（开式齿轮效率）则 a=0.992×0.984×0.96×0.97×0.95=0.79973故 Pd = Pw a = 2.76640.79973=3.457 kW已知电动机工作转速 n=80 r/min取锥齿轮传动比 i3=23，i4=36，i5=37，则 ia=18126 nd = ia·n =(18126)×80=144010080 r/min在此范围类可供选择的同步转速有150

8、0 r/min ，3000r/min。经过验算，按1500 r/min的设计方式所分配的传动比不能满足齿轮的传动比范围，故取同步转速为3000r/min。根据同步转速及电动机所需工作功率选择电动机型号为Y112M-2，具体参数如下：表1 电动机型号电动机型号额定功率Pkw同步转速满载时转速堵转转矩（额定转矩）最大转矩（额定转矩）Y112M-24300028902.22.3电动机外形尺寸下：图4 电动机外形尺寸表2 电动机外形尺寸中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD) ×HD安装尺寸A×B轴伸尺寸D×E平键尺寸F×G地脚螺栓直径K112400&#

9、215;(230/2+190) ×26519014028×608×2412三、确定总传动比与分配传动比 总传动比 ( nm 为电动机满载转速)初取开式齿轮传动比i5=3.8，(并取小齿轮齿数z1=19,则z2=73，)由此确定i5=u5=3.842。因此，减速机内总传动比为i=iai5=36.1253.842=9.403。取i3=0.25i=2.35。（取锥齿轮小齿轮齿数z1=21，则z2=50.）则i3=u3=2.381.同理得i4=3.957。同时斜齿轮齿数z1=23，z2=91。四、各轴功率、转速及转矩的计算 1、各轴转速轴 n=2890 r/min 轴 轴

10、 轴 n=ni5=307.2853.842=79.98 r/min 轴 n=n=79.98 r/min2、各轴输入功率 P=Pd1=4×0.99=3.96kW P=P23=3.96×0.98×0.96=3.8032kW P=P24=3.8032×0.98×0.97=3.615kW P=P25=3.615×0.98×0.95=3.366kW P=P25=3.366×0.98×0.99=3.266kW各轴输出功率则等于输入功率乘以轴承效率，即0.983、各轴输入转矩 Td=9550×Pdnm=955

11、0×42890=13.218Nm T=Td1=13.218×0.99=13.085Nm T=Ti323=13.085×2.381×0.98×0.96=29.313NmT=Ti424=29.313×3.95×0.98×0.97=110.66Nm T=Ti525=110.66×3.842×0.98×0.95=393.695Nm T=T12=393.695×0.98×0.99=381.96Nm各轴输出扭矩等于输入扭矩乘以轴承效率，即0.98。4、运动和动力参数整理如下表表

12、3 运动参数轴名效率P/kw转矩T/N·m转速n/r/min传动比i效率输入输出输入输出电机413.218289010.99轴3.963.880813.08512.8228902.3810.9408轴3.8033.72129.31328.7261213.783.950.9506轴3.6153.543110.66108.45307.2853.8420.931轴3.3663.2985393.695385.8279.9810.9702轴3.2663.2381.96374.32379.98五、箱体外传动装置的设计计算开式齿轮传动的设计1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数（1）按传动方案，

13、选用直齿圆柱齿轮传动。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择。由机械设计教材第九版以后内容未注明均指此书表10-1，选择小齿轮材料为QT600-2（常化），大齿轮材料为QT600-2（常化）；小齿轮硬度为300HBS，大齿轮硬度为260HBS，两者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数。2、根据齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算模数即 mt32KFtT1YedZ12(YFaYSaF)试选KFt=1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数a1=arccosz1cosz1+2ha*=arccos19×cos20°19+2×1=31.7

14、67°a2=arccosz2cosz2+2ha*=arccos73×cos20°73+2×1=23.846° =z1tana1-tan'+z2tana2-tan'2=19×tan31.767°-tan20°+73×tan23.846°-tan20°/2=1.5973则 Y=0.25+0.75=0.25+0.751.5973=0.7195计算YFaYSaF由图10-17，查得YFa1=2.86，YFa2=2.25由图10-18，查得YSa1=1.54，YSa2=1.76应

15、力齿轮循环次数 N1=60njLh=60×307.285×1×3×8×10×300=1.33×108 N2=N1u=1.33×1087319=3.46×108由图10-22，查得KFN1=0.90，KFN2=0.95由图10-24a，查得Flim1=360Mpa，Flim2=330Mpa 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 F1=KFN1Flim1S=0.9×3601.4=231.429 Mpa F2=KFN2Flim2S=0.95×3301.4=223.929 Mpa YFa1YSa1

16、F1=2.86×1.54231.429=0.01903 YFa2YSa2F2=2.25×1.76223.929=0.01768 因为小齿轮的YFaYSaF大于大齿轮，所以取YFaYSaF = YFa1YSa1F1=0.01903查表10-7得，d=0.6，已知T1=T=110.66Nm=110660Nm 则mt32KFtT1YedZ12(YFaYSaF) =32×1.3×110660×0.71950.6×192×0.01903=2.63(2)调整模数A、数据准备圆周速度v: d1=mtz1=2.63×19=49.9

17、67mm V=dn60×1000=3.14×49.967×307.28560×1000=0.804ms齿宽b=dd1=0.6×49.967=29.98mm，按40mm取宽高比bh h=(2ha*+c)m=2×1+0.25×2.63=5.9175 bh=405.9175=6.76B.计算实际载荷系数KF 根据v=0.804ms，7级精度，查表10-8，得Kv=1.05 Ft1=2T1d1=2×11066049.967=4429.323N查表10-2，取KA=1则 KAKFt1b=1×4429.32340=1

18、10.73>100Nmm，查表10-3，得KF=1.4由表10-4，用插值法得KH=1.194，结合bh=6.76，查图10-13，得KF=1.15， 则 KF=KAKVKK=1×1.05×1×1.15=1.2075C、按实际载荷系数得 m=mt3KFKFt=2.63×31.20751.3=2.56(3) 圆整模数，取 m=4(4)几何尺寸计算分度圆直径 d1=mz1=4×19=76mm d2=mz2=4×73=292mm a=d1+d22=76+2922=184mm b=dd1=0.6×76=45.6, 为保证齿宽，

19、取b1=55mm,b2=50mm 表4 设计结果汇总 开式齿轮小齿轮1大齿轮2材料材料QT600-2QT600-2硬度300HBS260HBS精度等级 7级中心距（mm）184模数（mm）4齿 数1973分度圆直径（mm）76292齿顶圆直径（mm）84300齿根圆直径（mm）66282齿宽（mm）5550六、闭式齿轮传动的设计计算(一)斜齿轮传动的设计1、选定齿轮的类型，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，压力角20°。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故大齿轮选用7级精度，小齿轮6级精度。（3）材料选择。由机械设计教材第九版以后内容未注明均指此书表10

20、-1，选择小齿轮材料为45（淬火），大齿轮材料为45（调质）；小齿轮硬度为45HRC，大齿轮硬度为240HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数。 (5)初取=14°2、根据齿面接触疲劳强度设计（1）试算分度圆直径即 d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2试选KHt=1.3计算接触疲劳强度用重合度系数t=arctan(tan_n)/cos=arctantan20°cos14°=20.562°at1=arccosz1costz1+2ha*cos=arccos23×cos20.562°23+2×1×cos14

21、°=30.295°at2=arccosz2costz2+2ha*cos=arccos91×cos20.562°91+2×1×cos14°=23.564°=z1tanat1-tant'+z2tanat2-tant'2=23×tan30.295°-tan20.562°+91×tan23.546°-tan20.562°/2=1.645=dz1tan=1×23×tan14°=1.826则 Z=4-31-+=4-1.64

22、531-1.826+1.8261.645=0.619由表10-7，取d=1。由图10-20，取ZH=2.44由式10-23，得Z=cos=cos14°=0.985由表10-5，ZE=189.8转矩T1=29313N.mm计算接触疲劳极限H由图10-25d,得Hlim1=1030Mpa，Hlim2=570Mpa N1=60njLh=60×1213.78×1×3×8×10×300=5.24× N2=N1u=5.24×1099123=1.324×109由图10-23，查得KHN1=0.90，KHN2=

23、0.95取安全系数S=1，则 H1=KHN1Hlim1S=0.9×10301=927 Mpa H2=KHN2Hlim2S=0.95×5701=541.5 Mpa取 H1，H2 中小者，即 H=H2=541.5 Mpa则d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=32×1.3×2931313.957+13.9572.44×189.8×0.619×0.985541.52=29.925mm(2)调整小齿轮分度圆直径 A、数据准备圆周速度v: V=dn60×1000=3.14×29.925×1213

24、.7860×1000=1.9009ms齿宽b=dd1t=1×29.925=29.925mm B.计算实际载荷系数KH 根据v=0.804ms，7级精度，查表10-8，得Kv=1.04 Ft1=2T1d1=2×2931329.925=1959.1N查表10-2，取KA=1则 KAFt1b=1×1959.129.925=65.47>100Nmm，查表10-3，得KH=1.4由表10-4，用插值法得KH=1.502， 则 KH=KAKVKHKH=1×1.04×1.4×1.502=2.187C、按实际载荷系数得 d1=d1t3

25、KHKHt=29.925×32.1871.3=35.591mm mn=d1cosz1=35.591×cos14°23=1.5013、根据齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算模数即 mt32KFtT1YedZ12(YFaYSaF)试选KFt=1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数 b= arctan(tancost)=arctan(tan14°cos20.562°=13.140° v=cos2b=1.645cos213.14°=1.735则 Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.735=0.682Y=1-120°=1

26、-1.826×14°120°=0.787计算YFaYSaF ZV1=z1cos3=23cos314°=25.18, ZV2=z2cos3=91cos314°=99.616由图10-17，查得YFa1=2.65，YFa2=2.21由图10-18，查得YSa1=1.558，YSa2=1.816由图10-24，查得Flim1=770Mpa，Flim2=380Mpa 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 F1=KFN1Flim1S=0.85×7701.4=467.5 Mpa 则 YFa1YSa1F1=2.65×1.558467.5=0.

27、00883YFa2YSa2F2=2.21×1.816238.86=0.0168 因为大齿轮的YFaYSaF大于小齿轮，所以取YFaYSaF = YFa2YSa2F2=0.0168B、试算mt32KFtT1YYCOS2dZ12(YFaYSaF) =32×1.3×29313×0.682×0.787×cos214°1×232×0.0168=1.069(2)调整齿轮模数A、数据准备圆周速度v: d1=mntz1/cos=1.069×23/cos14°=25.34mm V=dn60×1

28、000=3.14×25.34×1213.7860×1000=1.61ms齿宽b=dd1=1×25.34=25.34mm。 宽高比bh h=(2ha*+cn*)mnt=2×1+0.25×1.069=2.405 bh=25.342.405=10.536B.计算实际载荷系数KF 根据v=1.61ms，7级精度，查表10-8，得Kv=1.06 Ft1=2T1d1=2×2931325.34=2313.58N查表10-2，取KA=1则 KAFt1b=1×2313.58325.34=91.30<100Nmm，查表10-3，

29、得KF=1.4由表10-4，用插值法得KH=1.414，结合bh=10.536，查图10-13，得KF=1.325， 则 KF=KAKVKK=1×1.06×1.4×1.325=1.9663C、按实际载荷系数得 m=mt3KFKFt=1.069×31.96631.3=1.227(3)为满足强度要求，按齿面接触疲劳强度所得的模数mn=1.501，取mn=2.5mm。 (4)几何尺寸计算中心距a=(Z1+Z2)Mn2cos=(23+91)×2.52×cos14°=146.86，考虑模数增大了，将中心距圆整为145mm修正螺旋角 =

30、arccos(Z1+Z2)Mn2a=arccos23+91×2.52×145=10.6549°计算分度圆直径 d1=z1mncos=23×2.5cos14°=58.5088mm, d1=z2mncos=91×2.5cos14°=231.4912mm齿宽 b=dd1=1×58.5088=58.5088mm 取b2=60mm, b1=55mm。由于计算所得螺旋角与初设值相差较大，故需校核。（5）、根据齿面接触疲劳强度校核 H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ <H在原有设计计算数据基础上进行校核：计算接触疲

31、劳强度用重合度系数 t=arctan(tan_n)/cos=arctantan20°cos10.6549°=20.322°at1=arccosz1costz1+2ha*cos=arccos23×cos20.322°23+2×1×cos10.6549°=30.2396°at2=arccosz2costz2+2ha*cos=arccos91×cos20.322°91+2×1×co10.6549°=23.375°=z1tanat1-tant'+

32、z2tanat2-tant'2=23×tan30.2396°-tan20.322°+91×tan23.375°-tan20.322°/2=1.6752=dz1tan=1×23×tan10.6549°=1.3871则 Z=4-31-+=4-1.675231-1.3781+1.37811.6752=0.7278其他不变数据：KH=2.187,T1=29313,d=1,d1=58.5088,u=3.957由图10-20，取ZH=2.47由式10-23，得Z=cos=cos10.6549°=0.

33、9913由表10-5，ZE=189.8H=2KHT1dd13u+1uZHZEZZ=2×2.187×293131×58.508833.957+13.957×2.47×189.8×0.7278×0.9913=302.88Mpa<H=541.5Mpa,故满足接触疲劳强度要求。（6）、根据齿根弯曲疲劳强度校核 F=2×KFT1YFaYSaYYCOS2dmn3z12<F计算弯曲疲劳强度用重合度系数 b= arctan(tancost)=arctan(tan10.6549°cos20.322°=

34、10.0055° v=cos2b=1.6752cos210.0055°=1.727则 Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.727=0.6843Y=1-120°=1-1.3781×10.6549°120°=0.8776 ZV1=z1cos3=23cos310.6549°=34.232, ZV2=z2cos3=91cos310.6549°=95.874由图10-17，查得YFa1=2.68，YFa2=2.19由图10-18，查得YSa1=1.58，YSa2=1.79由图10-24，查得Flim1=770Mp

35、a，Flim2=380Mpa 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 F1=KFN1Flim1S=0.85×7701.4=467.5 Mpa F2=KFN2Flim2S=0.88×3801.4=238.86 Mpa 不改变数据： KF=KAKVKK=1×1.06×1.4×1.325=1.9663 T1=29313M.m开始校核F1=2×KFT1YFaYSaYYCOS2dmn3z12=2×1.9663×29313×2.68×1.58×0.683×0.8776×cos210.

36、6549°1×2.53×232=34.253Mpa<F1=467.5MpaF2=2×KFT1YFaYSaYYCOS2dmn3z12=2×1.9663×29313×1.79×2.19×0.683×0.8776×cos210.6549°1×2.53×232=31.711Mpa<F=238.86Mpa 经校核，弯曲疲劳强度满足要求。（二）锥齿轮传动设计1、选定齿轮的类型，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，压力角20°

37、;。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故大齿轮选用7级精度，小齿轮6级精度。（3）材料选择。由机械设计教材第九版以后内容未注明均指此书表10-1，选择小齿轮材料为45（淬火），大齿轮材料为45（调质）；小齿轮硬度为45HRC，大齿轮硬度为240HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数。 2、根据齿面接触疲劳强度设计（1）试算分度圆直径即 d1t34KHtT1d（1-0.5R)2u(ZHZEH)2确定参数试选KHt=1.3，取R=0.3由图10-20，取ZH=2.5由表10-5，ZE=189.8Mpa12转矩T1=13085N.mm计算接触疲劳极限H由图10-25d,得Hlim1=1030Mp

38、a，Hlim2=570Mpa N1=60njLh=60×2890×1×3×8×10×300=1.248×1010 N2=N1u=1.248×10105021=5.24×109由图10-23，查得KHN1=0.88，KHN2=0.93取安全系数S=1，则 H1=KHN1Hlim1S=0.88×10301=906.4 Mpa H2=KHN2Hlim2S=0.93×5701=530.1 Mpa取 H1，H2 中小者，即 H=H2=530.1 Mpa则d1t34KHtT1d（1-0.5R)2u

39、(ZHZEH)2=34×1.3×130850.3×(1-0.5×0.3)2×(5021)22.5×189.85530.12=47.272mm(2)调整小齿轮分度圆直径 A、数据准备圆周速度v: dm1=d1t1-0.5R=47.272×1-0.5×0.3=40.1812mm V=dn60×1000=3.14×40.1812×289060×1000=6.077ms齿宽b=Rd1tu2+12=0.3×47.272×50212+12=18.31mm d=bdm1

40、=18.3140.1812=0.4556 B.计算实际载荷系数KH 根据v=6.077ms，7级精度，查图10-8，得Kv=1.15 查表10-2，取KA=1查表10-3，得KH=1.0由表10-4，用插值法得KH=1.2046， 则 KH=KAKVKHKH=1×1.15×1.0×1.2046=1.3853C、按实际载荷系数得 d1=d1t3KHKHt=47.272×31.38531.3=48.284mm mn=d1z1=48.28421=2.299mm3、根据齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算模数即 mt3KFtT1Ru2+1（1-0.5R)2Z12(YF

41、aYSaF)试选KFt=1.3计算YFaYSaF1=arctan1u=arctan12.381=22.782°,2=90°-22.782°=67.218° ZV1=z1cos1=23cos22.782°=22.777, ZV1=z2cos2=50cos67.218°=129.124由图10-17，查得YFa1=2.71，YFa2=2.175由图10-18，查得YSa1=1.57，YSa2=1.83由图10-24，查得Flim1=770Mpa，Flim2=380Mpa 取弯曲疲劳安全系数S=1.7，则 F1=KFN1Flim1S=0.8

42、5×7701.7=385 Mpa F2=KFN2Flim2S=0.88×3801.7=196.706 Mpa则 YFa1YSa1F1=2.71×1.57385=0.01105 YFa2YSa2F2=2.175×1.83196.706=0.0202 因为大齿轮的YFaYSaF大于小齿轮，所以取YFaYSaF = YFa2YSa2F2=0.0202B、试算模数mt 3KFtT1Ru2+1（1-0.5R)2Z12(YFaYSaF)= 31.3×130850.3×2.3812+1×（1-0.5×0.3)2×211

43、2×0.0202=1.117(2)调整齿轮模数A、数据准备圆周速度v: d1=mntz1=1.117×21=23.457mm dm1=d1t1-0.5R=23.457×1-0.5×0.3=19.938mm V=dn60×1000=3.14×19.938×289060×1000=3.015ms齿宽b=Rd1tu2+12=0.3×23.457×50212+12=9.087mmB.计算实际载荷系数KF 根据v=3.015ms，7级精度，查表10-8，得Kv=1.12 查表10-2，取KA=1查表10-

44、3，得KF=1由表10-4，用插值法得KH=1.2033，查图10-13，得KF=1.165， 则 KF=KAKVKK=1×1.12×1×1.165=1.3048C、按实际载荷系数得 m=mt3KFKFt=1.117×31.30481.3=1.1184(3)为满足强度要求，按齿面接触疲劳强度所得的模数mn=2.299mm，取mn=3mm。 (4)几何尺寸计算分度圆直径 d1=mz1=3×21=63mm d2=mz2=3×50=150mm 分锥角 1=arctan1u=arctan12.381=22.782°,2=90

45、6;-22.782°=67.218°齿宽b=Rd1tu2+12=0.3×63×50212+12=24.404mm为保证齿宽，取b1=b2=25mm。（三）参数汇总齿轮数据列表如下：表5 数据汇总高 速 级低 速 级小齿轮1大齿轮2小齿轮3大齿轮4材料材料45454545硬度240HBS45HRC240HBS45HRC精度等级6级 7级6级7级中心距（mm）145法面模数（mm）32.5分锥角（螺旋角）22.782°67.218°10.6549°齿 数21502391分度圆直径（mm）6315058.5088231.4912齿

46、顶圆直径（mm）68.5319152.32363.5088236.4912齿根圆直径（mm）56.3617147.21252.2588225.2412齿宽（mm）256560七、转差率的校核由表2中数据得最终螺旋输送机主轴上的转速为n=79.98rmin，输送机主轴所需转矩为n1=80rmin，故转差率为 80-79.9880=0.025%<<±5%，故转差率满足要求。八、轴的结构设计和强度校核（一）低速轴的设计初步确定轴的最小直径：（1）轴的材料选择：选取轴的材料为45钢，调质处理。（2）由表15-3，取AO=112，轴的最小直径于是得dmin=A03Pn =112&#

47、215;33.615307.285=25.473mm。故取轴的最小直径为28mm。 （3）根据装配方案，实体建模，初步的轴的结构尺寸如下图5 低速轴结构（二）低速轴的校核1、数据准备：由表2的必要数据，T=29313N.mm，n=1213.78rmin,T=110660N.mm，n=307.285rmin。2、求作用在齿轮上的力：(1)已知低速级小齿轮分度圆直径d=58.5088mm，螺旋角=10.6549°，则Ft=2×Td=2×2931358.5088=1002N(2) 已知开式齿轮小齿轮分度圆直径d=76mm， Ft=2×Td=2×110

48、66076=2912.1053N Fr=Fttan=2912.1053×tan20°=1059.92N3、低速轴受力示意图图6 低速轴受力示意图4、受力计算竖直面内：由371.1×56.3+188.52×115.7456+1059.92×221.7-148.85Fbv=0，得Fbv=1865.62N由148.85Fav+188.52×115.7456-371.1×92.55+1059.92×72.85=0，得Fav=-434.6N 水平面内：由56.3×1002-2912.1053×221.7-

49、148.85Fbh=0得Fbh=-3958.35N由148.85Fah-1002×92.55-2912.1053×72.85=0 得Fah=2048.249N由所求得的支反力即可求得低速轴所受弯矩，弯矩图如上图所示。5、按弯扭合成校核 由合成的弯矩图可知，Mmax=225762.1N.mm。已知T=110660N.mm，W=0.1×d3=0.1×453=9112.5，WT=0.2×d3=0.2×453=18225则ca=Mmax2+(0.6×T)2W=225762.12+(0.6×110660)29112.5=25

50、.824<-1=60Mpa6、精确校核图7 低速轴截面轴结构如图所示，、两处只受扭矩，而轴径以经过放大，故无需校核。C处虽然弯矩很大，但是不是应力集中最大处，故也不用校核。处比处受力更严重，若处安全，则处不用校核。因此只需校核，处。（1）处左侧：W=0.1d3=0.1×523=14060.8，WT=0.2×d3=28121.6，T=110660N.mm由弯矩图得M=227062.79N.mm查表15-1，得B=640Mpa, -1=275Mpa,-1=155Mpab=MW=227062.7914060.8=16.15Mpa，T=TWT=11066028121.6=3.

51、94Mpar/d=2/52=0.0385，D/d=58/52=1.115查附表3-1，得q=0.81，q=0.84查附表3-2，得=1.86，=1.41则k=1+q-1=1+0.81×1.86-1=1.6966 K=1+q-1=1+0.84×1.41-1=1.344由附图3-2及3-3，得=0.72，=0.84，由附图3-4，得=0.81轴表面未强化处理，取q=1,则 K=k+1-1=1.69660.72+10.81-1=2.59K=k+1-1=1.3440.84+10.81-1=1.83由=0.10.2，取=0.1由=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数值，有S

52、=-1Ka+m=2752.59×16.15+0.1×0=6.57S=-1Ka+m=1551.83×3.942+0.05×3.942=41.85Sca=SSS2+S2=6.57×41.856.572+41.852=6.532>1.5故处左侧疲劳强度满足要求（2）处右侧W=0.1d3=0.1×583=19511.2，WT=0.2d3=39022.4，T=110660N.mm由弯矩图得M=227062.79N.mmb=MW=227062.7919511.2=1.1636Mpa，T=TWT=11066039022.4=2.84Mpar/

53、d=2/58=0.034，D/d=58/52=1.115查附表3-1，得q=0.81，q=0.84查附表3-2，得=1.73，=1.21则k=1+q-1=1+0.81×1.73-1=1.5913 K=1+q-1=1+0.84×1.21-1=1.176由附图3-2及3-3，得=0.70，=0.83，由附图3-4，得=0.81轴表面未强化处理，取q=1,则 K=k+1-1=1.59130.70+10.81-1=2.51K=k+1-1=1.1760.83+10.81-1=1.65由=0.10.2，取=0.1由=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数值，有S=-1Ka+m=

54、2752.51×1.1636+0.1×0=94.16S=-1Ka+m=1551.65×2.842+0.05×2.842=64.21Sca=SSS2+S2=94.16×64.2194.162+64.212=53.0481.5故处右侧疲劳强度满足要求（3）处左侧W=0.1d3=0.1×453=9112.5，WT=0.2d3=18225，T=110660N.mm由弯矩图得M=3020039.7N.mmb=MW=3020039.79112.5=33.2Mpa，T=TWT=11066018225=6.07Mpa由附表3-8插值得，k=0.8k，取k=1.97，则k=0.8×1.97=1.576由附图3-4，得=0.81则 K=k+1-1=1.97+10.81-1=2.201 K=k+1-1=1.576+10.81-1=1.811由=0.10.2，取=0.1由=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数值，有S=-1Ka+m=2752.201×33.2+0.1×0=3.763S=-1Ka+m=1551.811×6.072+0.05×6.072=27.44Sc