机械设计课程设计说明书带式运输机上的两级圆锥圆柱齿轮减速器2.doc

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1、 仲恺农业工程学院 机械设计课程设计报告 院 系：机电工程学院班 级：机械设计制造及自动化082姓 名： 学 号： 指导老师： 目录一、设计任务书31.1传动方案示意图31.2原始数据31.3工作条件31.4工作量3二、传动系统方案的分析3三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算33.1 电动机的选择33.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配3四、传动零件的设计计算34.1斜齿圆柱齿轮传动的设计31、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数32、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计33、按齿根弯曲疲劳强度设计34.2直齿圆锥齿轮传动设计31、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数32、按齿面接

2、触疲劳强度设计33、按齿根弯曲疲劳强度设计34、计算几何尺寸3五、轴的设计计算35.1输入轴（I轴)的设计31、求输入轴上的功率、转速和转矩32、求作用在齿轮上的力33、初步确定轴的最小直径34、轴的结构设计35、求轴上的载荷36、按弯扭合成应力校核轴的强度35.2输出轴（轴）的设计31、求输出轴上的功率、转速和转矩32、求作用在齿轮上的力33、初步确定轴的最小直径34、轴的结构设计35、求轴上的载荷36、按弯扭合成应力校核轴的强度37、精确校核轴的疲劳强度35.3中间轴（II轴）的设计31、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T32、求作用在齿轮上的力33、初步确定轴的最小直径34、轴的结构设计

3、35、求轴上的载荷36、按弯扭合成应力校核轴的强度3六、轴承的校核36.1输入轴滚动轴承计算36.2中间轴滚动轴承计算36.3输出轴轴滚动轴承计算3七、键的校核37.1输入轴键计算31、校核联轴器处的键连接32、校核圆锥齿轮处的键连接37.2中间轴键计算31、校核圆锥齿轮处的键连接32、校核圆柱齿轮处的键连接37.3输出轴键计算31、校核联轴器处的键连接32、校核圆柱齿轮处的键连接3八、联轴器的选择3九、润滑与密封3十、减速器附件的选择3十一、设计小结3十二、参考文献3一、设计任务书1.1传动方案示意图 图一、传动方案简图 1.2原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm

4、）24001.6260 1.3工作条件 单班工作制；连续单向运输；载荷较平稳；环境最高温度35；小批量生产。1.4工作量 1、传动系统方案的分析； 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； 4、轴的设计计算； 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核； 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、设计小结； 10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为8-15

5、，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 3.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率=FV/1000 =4kw F-工作机阻力 v-工作机线速度 -工作机效率可取0.96 (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 =0.833 -滚动轴承传动效率取0.99 -圆锥齿轮传动效率取0.95 -圆柱齿轮传动效率取0.97 -联轴器效率取0.99 -卷筒效率取0.96 = （3）确

6、定电动机的额定功率 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为4Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 =601000V/D=60X1000X1.6/3.14X260=117.6r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，故电动机的转速的可选范围为 =(8-15） =940.81764r/min。 可见同步转速为1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格

7、及总传动比。表2 电动机方案比较表（指导书 表16-1）方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置总传动比同步满载1Y132M1-641000960738.162Y112M-44150014404312.24 由表中数据可知，方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y132M1-63.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比 =960/117.6=8.16 2、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 =2.05 =43.3计算传动装置的运动和动力

8、参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） =960r/min =960/2.04=470.59r/min /=470.59/4=117.65r/min =117.65r/min 2、各轴输入功率 =3.96kw. =3.43kw =.=3.36kw 3、各轴转矩 =39.39N.m=75.10N.m =278.42N.m =271.31N.m 将计算结果汇总列表如下表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III工作机轴IV转速（r/min）960960470.59117.65117.65功率（kw）43.963.723.433.36转矩()39.7939.397

9、5.10278.42271.31传动比12.044.01效率0.990.940.960.98四、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为=3.72kw、小齿轮转速为=470.59r/min、齿数比为4。工作寿命10年（设每年工作300天），单班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1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

10、材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 初选螺旋角。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算（1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.62） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.4353） 查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 4） 查教材图表（图10-26）得 =0.765 =0.88 =1.6455） 由教材公式10-13计算应力值环数N=60nj =60470.591（3830010）=2.03310h N=0.508X10h6） 查教材10-19图由曲线2得：K=0.90 K=0.957） 查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550M

11、pa 8） 由教材表10-7查得齿宽系数=19） 小齿轮传递的转矩=9550=9550X3.72/470.59=75.1N.m10） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.9650=585 =0.95550=522.5 许用接触应力为 （2） 设计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径 =2） 计算圆周速度m/s3） 计算齿宽b及模数b=150.29=50.29mm =4) 计算齿宽与高之比 齿高h= =2.252.22=5.00 = =10.0585) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318X1X22tan=1.7446) 计算载荷系数

12、K 系数=1，根据V=1.24m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.06 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由教材图表(表10-4）查得=1.419 查教材图表（图10-13）得=1.32 所以载荷系数 =2.117) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =8) 计算模数 = 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式设计（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =1.962） 根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.883） 计算当量齿数 =24.08 =96.334） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=

13、2.6476 ，=2.187345） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.5808 ，=1.786336） 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=400MPa 。7） 查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.88 8） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 = =9） 计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大.选用.（2） 设计计算1） 计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承

14、载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=55.15来计算应有的齿数2）计算齿数 z=31.4 取z=30 那么z=430=120 4、几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=155（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 d=62 d=248（4） 计算齿轮宽度 B= （5） 结构设计 小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为66mm 采用实心结构大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为252mm

15、采用腹板式结构4.2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为=3.96kw、小齿轮转速为=470.59r/min、齿数比为2.04由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作300天），单班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） （2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 2、按

16、齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： （1） 、确定公式内的各计算值1） 试选载荷系数=1.82） 小齿轮传递的转矩=95.510=39.39KN.Mm3） 取齿宽系数4） 查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa 5） 查表10-6选取弹性影响系数=189.8 6） 由教材公式10-13计算应力值环数 N=60nj =609601（3830010）=4.147210h N=0.47110h7) 查教材10-19图得：K=0.89 K=0.9齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.89650

17、=578.5 =0.9550=495 （2） 设计计算1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得 2） 计算圆周速度V m/s3） 计算载荷系数 系数=1，根据V=4.08m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.13 查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.875 得载荷系数 =2.1194） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 5）计算模数M 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =1X1.13X1X1.875=2.1192）

18、计算当量齿数 =27.4=123.793） 由教材表10-5查得齿形系数 应力校正系数 4) 由教材图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5) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.83 K=0.856) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得 = =7) 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.（2） 设计计算 取M=2.75mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T

19、1357-1987圆整为标准模数,取m=2.75mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=85.66来计算应有的齿数.计算齿数 z=31 取z=31 那么z=2.0431=63 4、计算几何尺寸（1） d=85.25 （2） d=173.25（3） =（4）（5） mm（6） =47.93圆整取=46 =51（7） 小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直径为89.25mm 采用实心结构其零件图如下（8） 大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为177.25mm 采用腹板式结构五、轴的设计计算5.1输入轴（I轴)的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 =3.96w =960r/m

20、in =39.39 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 3、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mm 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径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，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 =1.3X39.39= 51210 Nmm 查机械设计课程设计表14-4，选HL4型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250Nm，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。取=30mm，半联轴器长度L=8

21、2mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五） 图五、输入轴轴上零件的装配（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，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1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30308，其尺寸为40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课

22、程设计表13-1查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=24mm，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，取=50mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取（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45mm，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，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动

23、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k5。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5、求轴上的载荷（30308型的a=19.5mm。所以俩轴承间支点距离为109.5mm 右轴承与齿轮间的距离为54.25mm。）（见图四）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=87969.5N.mm扭矩T =39.39N.M6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由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，轴的计算应力为= 14.23Mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第

24、八版）表15-1查得，故安全。5.2输出轴（轴）的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 =3.43 kw =117.65r/min =278.42N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示 3、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，为了使所选的轴直径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，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则=1.3278.42=361.95查机械设计课程设

25、计表14-4选LH4型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.M半联轴器的孔径，所以取40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 4、轴的结构设计（1) 拟定轴上零件的装配方案（见图七）图七、输出轴轴上零件的装配（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段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根

26、据，由机械设计课程设计表13-1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30310，其尺寸为，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取60mm。3） 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为62mm，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58mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。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故5）

27、齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得57.25mm 86mm （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50mm，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m5。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5、求轴上的载荷

28、 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=23mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=61.25mm，L2=131.25mm。做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=110859N.mm扭矩T =278.42N.M 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，轴的计算应力=12.1mpa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。7、精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面由弯矩和

29、扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2） 截面右侧校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=278.42N.M 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

30、械设计（第八版）附图3-2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，则综合系数为又取碳钢的特性系数为 计算安全系数值故可知安全。（3） 截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=278.42N.M 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处取 则故有效应力集中系数为又取碳钢的特性系数为计算安全系数值 故可知安全。5.3中间轴（II轴）的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T kw =470.59r/min =75.10N.

31、M 2、求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图八所示 图八、中间轴受载荷图3、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40Cr（调质），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 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图九） 图九、中间轴上零件的装配（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，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.1中初步选取0基本游隙组，标准精度

32、级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.1查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，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，则轴环处的直径为。3）已知圆柱直齿轮齿宽，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。4）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取 （3） 轴上

33、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32mm，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50mm，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k6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支

34、点距离a=15.3mm。所以轴承跨距分别为L1=55.45mm，L2=74.5mm。L3=60.95mm做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩N.mm扭矩T =75.10N.mm（5）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，轴的计算应力为前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。六、轴承的校核6.1输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为，轴向力 ， ，

35、Y=1.7，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 则则则 则 故合格。6.2中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306。轴向力 ， ，Y=1.9，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 则则则 则 故合格。6.3输出轴轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310. 轴向力 ， ，Y=1.7，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 则则则 则 故合格。七、键的校核7.1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，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键即可

36、。 2、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，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。7.2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，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。 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，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。7.3输出轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。 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，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强

37、度为： 故合格。八、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LH4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，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60mm，Z型轴孔。输出轴选选LH4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，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84mm，Z型轴孔。九、润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995），油量大约为3.5L。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm，大

38、齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。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，当然也可用油脂润滑。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、减速器附件的选择由机械设计课程设计选定通气帽为；油标为压配式圆形的油标A20JB/T 7491.1-1995；外六角油塞及封油垫；箱座吊耳，吊环螺钉为螺钉GB825-88）M16；启盖螺钉M8。十一、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.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、互换性与技术测量、工程材料、机械设计课程设计等于一体。 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