同济大学二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书讲解

机械设计课程设计说明书
设计题目二级圆柱斜齿轮减速器
工学院机械设计及其制造专业
班级机械083班
学号08550302
设计人徐梦晨
指导老师温建明
日期2010年12月29日
目录
设计任务书 (3)
电动机的选择 (3)
计算传动装置的运动和动力参数 (4)
传动件的设计计算 (6)
轴的设计计算 (14)
滚动轴承的选择及计算 (22)
键联接的选择及校核计算 (26)
联轴器的选择 (27)
减速器附件的选择 (27)
润滑与密封 (29)
设计小结 (29)
参考资料目录 (30)
一、设计任务书
设计一用于带式运输机上的两级圆柱斜齿轮减速器，用于传送清洗零件，带速v=0.75m/s，卷筒直径D=330mm，运输带所需扭矩为370Nm，输送机工作有轻震，单向运转。

工作寿命12年（设每年工作300天），单班制工作。

二、选择电动机
1）电动机类型和结构型式
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。

它为卧式封闭结构。

2）电动机容量
(1)卷筒的输出功率Pω
Pw=F v/1000ηw=2Tv/D/1000ηw =2×370×0.75/330×1000/1000×0.95=1.7703kW
带式运输机ηw=0.95
(2)电动机输出功率d P
d P
Pω
η
=
传动装置的总效率
η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η5
式中1η、2η…为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。

由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表12-8查得：联轴器1η=0.99；滚动轴承2
η=0.99；圆柱齿轮传动3η=0.98；滚动轴承4η=0.99；圆柱齿轮传动5η=0.98；滚动轴承6
η=0.99；联轴器η7=0.99；卷筒η8=0.96；则
η=0.99×0.99×0.98×0.99×0.98×0.99×0.99×0.96=0.877
故Pd=1.875/0.877=2.14kW
(3)电动机额定功率ed
P
由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表19-1选取电动机额定功率Ped=2.2kW 。

3）电动机的转速 卷筒轴的工作转速:
ｎｗ＝60×1000v/3.14D=60×1000×0.9/3.14×300=57.30r/min
推算电动机转速可选范围，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表2-2查得两级圆柱齿轮传动比范围i’=8~40，则电动机转速可选范围为：
nd ’=i’nw=458.4~2292r/min 初选同步转速分别为1000r/min 和1500r/min 的两种电动机进行比较，如下表： 方案 电动机型号 额定功率（ｋ
ｗ） 电动机转速(r/min)
同步 满载 1 Y100L1-4 2.2 1500 1420 2 Y112M-6 2.2
1000 960
两方案均可行,但方案1传动比较小,传动装置结构尺寸较小,因此采用方案1,选定电动机的型号为Y100L1-4
4）电动机的技术数据和外形,安装尺寸
由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表20-1、表20-2查得主要数据，并记录备用。

三、计算传动装置的运动和动力参数
1）传动装置总传动比：
i=nm/nw=1420/57.3=24.78
2）分配各级传动比： 高速级齿轮传动比：
89.578.244.1)5.1~3.1(1=⨯≈=i i
低速级齿轮传动比：
21.489
.578.2412===
i i i 3）各轴转速（轴号：电动机轴、输入轴（I 轴）、中间轴（Ⅱ轴）、输出轴（Ⅲ
轴）、卷筒转轴）：
电动机轴与输入轴之间的传动比0i =1，输出轴与卷筒转轴之间的传动比13=i ；
min /1420r n n m ==电
min /142011420
01r i n n m ===
min /09.24189
.51420112r i n n ===
min /27.5721.409.241223r i n n ===
min /27.571
27.5733r i n n w ===
100
510005.010010030
.5730
.5727.57〈=⨯-=
带速偏差，故符合要求。

4)各轴的输入功率：
01η为电动机轴与输入轴之间的传动效率，12η为输入轴与中间轴间的传动效率，23η为中间轴与输出轴间的传动效率，34η为输出轴与卷筒转轴间的传动效率。

、 14.2=d P kW
kW P P P d d 10.299.099.014.221011=⨯⨯=⋅⋅=⋅=ηηη kW P P P 04.299.098.010.24311212=⨯⨯=⋅⋅=⋅=ηηη kW P P P 98.199.098.004.26522323=⨯⨯=⋅⋅=⋅=ηηη kW P P
P 88.196.099.098.1873343=⨯⨯=⋅⋅=⋅=ηηη卷=w P 5）各轴的输入转矩：
用公式i
i
i n P T 9550
=计算 m N n P T m d d .39.14142014
.295509550=⨯==
m N n P T .12.141420
10
.295509550111=⨯==
m N n P T .81.8009
.24104.295509550
222=⨯== m N n P T .3303.5798
.195509550333=⨯==
m N n P T w w w .33.3133
.5788
.195509550=⨯==
运动和动力参数表
项目 电动机轴
输入轴 中间轴 输出轴
卷筒转轴 转速(r/min) 1420 1420 241.09 57.3 57.3 功率(kw) 2.14 2.10 2.04 1.98 1.88 转矩(N*m) 14.39 14.12 80.81 330 313.33 传动比 1 1 5.89 4.21 1 效率 1
0.9801 0.9702
0.9702 0.9504
四、传动件的设计计算
低速级传动齿轮设计（齿轮3、4）
1、选定齿轮精度等级、材料及齿数
1）低速级传动齿轮速度不高，故选用7级精度。

2）材料选择： 由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者硬度差为40HBS 。

3）选小齿轮齿数303=z ，大齿轮齿数3.1263021.4324=⨯=⋅=z i z ，取整1264=z 。

则2.430
126
34===
z z u 4）初选螺旋角：初选螺旋角 14=β 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即
32
3312⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅±⋅Φ≥H E H d t t Z Z u u T K d σεα （1） 确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数6.1=t K
2）小齿轮的转矩m N T T .81.802'3==
3） 由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数67.1=H Z 4） 由《机械设计（第八版）》图10-26查得80.03=αε，87.04=αε；则 67.143=+=αααεεε 5）选齿宽系数1d =Φ
6）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数2
1
8.189MPa Z E = 7）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MPa H 6003lim =σ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5504lim =σ 8）计算应力循环次数：
=⋅⋅=h L j n N 3360()8
10736.1530081109.24160⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯78
23410123.421
.410736.1⨯=⨯==i N N
9）由《机械设计（第八版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数
96.0,92.043==H N H N K K 。

10）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
[]MPa MPa S
K H HN H 55260092.03lim 33=⨯==σσ
[]MPa MPa S
K H HN H 52855096.04
lim 44=⨯==σσ
[][][]a 5402
528
5522
4
3MP MPa H H H =+=
+=σσσ （2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径t d 3：
m m m m d t 94.515408.189433.221.421.567.1110081.86.1232
4
3=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥
2）计算圆周速度：
s m s m n d v t /66.0/1000
6009
.24194.511000
603
3=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
3）计算齿宽b 及模数nt m ：
mm d b t d 94.5194.5113=⨯=⋅Φ= 68.130
14cos 94.51cos 33=⨯== z d m t nt βmm
mm mm m h nt 78.368.125.225.2=⨯==
74.1378
.394
.51==
h b 4)计算纵向重合度βε：
14tan 301318.0tan 318.03⨯⨯⨯=⋅⋅Φ=βεβz d =2.38
5）计算载荷系数K:
已知载荷状态为有轻震，故使用系数查由《机械设计（第八版）》表10-2得
A K =1.25；根据v=0.66m/s,7级精度，由图10-8得载荷系数V K =1.07；由表10-4
查得βH K 的值遇直齿轮的相同，得βH K =1.42；由图10-13得βF K =1.36；由表10-3查得2.1==ααF H K K ；故载荷系数：
28.242.12.107.125.1=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαH H V A K K K K K
6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得：
mm mm K K d d t t 45.586.128
.294.5133
33=⨯==
7）计算模数：
mm z d m n 89.130
14cos 45.58cos 33=⨯==
β
3、按齿根弯曲疲劳强度设计并校核
[]33223cos 2F Sa Fa d n Y Y z Y KT m σεβα
β⋅Φ≥
(1)确定计算参数
1）计算载荷系数：
18.236.12.107.125.1=⨯⨯⨯=⋅⋅=⋅βαF F V A K K K K K
2）根据纵向重合度38.2=βε，从由《机械设计（第八版）》图10-28查得螺旋角影响系数88.0=βY 3）计算当量齿数：
84.3214
cos 30
cos 3333===
βz z v 93.13714
cos 126
cos 3344===
βz z v 4）查取齿形系数：480.23=αF Y ,150.24=αF Y 5）查取应力校正系数：820.1,639.143==ααS S Y Y
6）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
ασMP FE 5003=，大齿轮的弯曲疲劳强度极限ασMP FE 3804=，由图10-18取弯
曲疲劳寿命系数93.0,89.043==FN FN K K
7）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[]ασσMP S K FE FN F 86.3174
.150089.0333=⨯=
[]ασσMP S K FE FN F 43.2524.138093.0444=⨯==
8）计算大小齿轮的
[]
F S F Y Y σα
α并加以比较
[]01279.086
.317639
.1480.23
3
3=⨯=
F S F Y Y σαα
[]01550.043
.25282
.1150.24
4
4=⨯=
F S F Y Y σαα
大齿轮的数值大。

（2）设计计算：
mm m n 50.101550.069
.130114cos 10081.818.2232
24=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥
前后对比计算结果，取n m =2mm 即可满足弯曲强度，但为了同事满足解除
疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径3d =58.45mm 来计算齿数；故：
28,35.282
14
cos 45.58cos 333==⨯==
z m d z n 取β；则：11821.428234=⨯=⋅=i z z 4、几何尺寸计算 （1）计算中心距：()()mm m z z a n 46.15014
cos 2211828cos 243=⨯+=+=
β
，圆整为150mm
（2）按圆整后点的中心距修正螺旋角
()() 27.131502211828arccos
2arccos 43=⨯⨯+=+=a m z z n β
由于β值改变不多，故参数βαεK Z H 、、等不必修正。

（3）计算大小齿轮的分度圆直径
mm m z d n 53.5727.13cos 2
28cos 33=⨯==
β mm m z d n 47.24227
.13cos 2
118cos 44=⨯==
β （4）计算齿轮宽度：mm d b d 53.5753.5713=⨯=Φ= 圆整后取mm B mm B 60,6543== r （5）结构设计
小齿轮3的齿顶圆直径a d <160mm,故选用实心结构；大齿轮4的齿顶圆直径大于160mm 又小于500mm ，故选用腹板式结构。

高速级传动齿轮设计（齿轮1、2）
1、选定齿轮精度等级、材料及齿数
1）大小齿轮的精度等级、材料与低速级齿轮相同。

2）初选小齿轮1的齿数201=z ，大齿轮2的齿数118112=⋅=i z z ，故
9.520
11812===
z z u 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即
[]
32
1112⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅±⋅Φ≥H E
H d t t Z Z u u T K d σεα （1）确定各计算数值
1）由《机械设计（第八版）》图10-26查得87.075.021==ααεε，；则
62.121=+=αααεεε
2）计算应力循环次数
()911100224.1530081114206060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
89
112107358.189
.5100224.1⨯=⨯==i N N
3）由《机械设计（第八版）》图10-19查解除疲劳寿命系数94.0,88.021==H N H N K K 4）计算接触疲劳许用应力，取失效率为1%，安全系数S=1
[]ασσMP S
K HN H H 52888.060011lim 1=⨯==
[]ασσMP S
K HN H H 51794.055022lim 2=⨯==
[][][]ασσσMP H H H 5.5222
517
5282
2
1=+=
+= 其余参数均与低速级传动齿轮中的相同。

（2）计算
1）试算小齿轮1的分度圆直径
m m d t 43.295.5228.189433.29.59.662.1110412.16.1232
4
1=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥
2）计算圆周速度
s m n d v t /19.21000
601420
43.291000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
3）计算齿宽b 及模数nt m
mm d b t d 43.291=Φ=
mm z d m t nt 43.120
14
cos 43.29cos 11=⨯==
β mm m h nt 22.343.125.225.2=⨯==
14.922
.343
.29/==
h b
4）计算纵向重合度
59.114tan 20318.0tan z 318.01d =⨯⨯=Φ=βεβ
5）计算载荷系数K
25.1=A K ；由v=2.19m/s,7级精度，查得09.1=V K ；由《机械设计（第八版）》表10-4查得415.1=βH K ；由《机械设计（第八版）》图10-13得35.1=βF K ；由表10-3得2.1==ααF H K K ；故载荷系数为：31.2==βαH H V A K K K K K
6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
mm K K d t t 26.336
.131.243.29d 33
11=⨯== 7）计算模数：61.120
14cos 26.33cos 11=⨯==
z d m n β 3、按齿根弯曲强度设计并校核
[]312
21cos 2F S F d n Y Y z Y KT m σεβα
αα
β⋅Φ≥ （1）确定计算参数
1）计算载荷系数:21.2==βαF F V A K K K K K
2）根据纵向重合度59.1=βε，查得螺旋角影响系数88.0=βY 3）计算当量齿数
17.12914
cos 118
cos ,89.2114cos 20cos 3
3223311======
ββz z z z v v 4）查齿形系数αF Y 及应力校正系数αS Y
813.1,157.2,5689.1,724.22211====ααααS F S F Y Y Y Y
5）由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳极限寿命系数
9.0,85.021==FN FN K K
6）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[][]ασσασσMP S
K MP S K FE FN F FE FN F 29.244,57.303222111====
7）计算大小齿轮的并加以比较
[]01408.057
.3035689
.1724.21
1
1=⨯=
F S F Y Y σαα
[]01601.029
.244813
.1157.22
2
2=⨯=
F S F Y Y σαα
大齿轮的数值大。

（2）设计计算
13.162
.12001601.014cos 10412.121.223
2
24=⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥n m mm 前后对比计算结果，取n m =1.5mm ，故52.21cos 11==
n
m d z β
，圆整为221=z ，则1309.522112=⨯==i z z
4、几何尺寸计算 （1）计算中心距：()mm m z z a n
49.117cos 221=+=
β
，圆整为118mm.
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
()'331355.132arccos 21 ==+=a
m
z z n β
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
mm m
z d mm m z d n n 58.200cos ,94.33cos 2211====
β
β （4）计算齿轮宽度:mm d b d 94.331=Φ= 圆整后mm B B 40,mm 4521==
（5）结构设计
小齿轮齿顶圆直径小于160mm ，故选用实心结构；大齿轮的齿顶圆直径大于160mm 而又小于500mm ，故选用腹板式结构。

五、轴的设计计算
输入轴的设计（拟定齿轮1的旋向为右旋）
1、求输入轴上的功率kW P 10.21=、转速min /14201r n =和转矩m N T .12.141=
2、求作用在齿轮上的力
已知圆柱斜齿轮1的分度圆直径mm d 94.331= 圆周力N d T F t 06.83203394
.012
.142211=⨯==
径向力N F F n t r 52.31155
.13cos 20
tan 06.832cos tan =⨯==
βα
轴向力N F F t a 53.20055.13tan 06.832tan =⨯==β 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0112A =，得mm n P A d 76.123
1
1
0min ==。

输入轴一端与联轴器连接，联轴器另一端与电动机外伸轴连接，故需同时选取联轴器型号，电动机外伸轴直径为28mm 。

联轴器的计算转矩d A ca T K T =，由表14-1得，由于转矩变化很小，故取
1.3A K =，则，mm N T ca
.71.1839.143.1=⨯=
查《机械设计课程设计》表17-1，综合以上选TL4型弹性套柱销联轴器，许用转矩为63N.m ，半联轴器的孔径120d mm =，故取1220d mm -=（轴径范围为20~28mm ），半联轴器长度L=52mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm 。

4、轴的结构设计
（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）由3中可知，轴段1-2的直径1220d mm -=，mm l 3821=-。

2）为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段左端需制出一轴肩，故取2-3轴段直径mm d 2432=-，轴承端盖的总宽度为20mm ，端盖外端面与半联轴器左端面间的距离为30mm ，故取mm l 5032=-。

3）初步选择滚动轴承。

因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据mm d 2432=-，由《机械设计课程设计》表15-1中初选0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为dxDxT=25x52x16.25mm ，mm l mm d d 25.16,25436543===---，这对轴承均用轴肩进行轴向定位，故取mm d 2954=-。

4）由于齿轮分度圆直径与轴径相差不大，齿根圆与键槽底部距离小于2.575.3=n m ，故应将轴与齿轮做成一体成为齿轮轴。

5）箱壁内侧与轴承端面的距离取为8mm ，又由于采用脂润滑，要留出封油盘的位置，故取mm l 75.315.7825.1665=++=-。

54-l 由作图时通过中间轴的尺寸确定
为136mm 。

（3）轴上的周向定位
联轴器由圆头普通平键与轴连接，查《机械设计课程设计》表12-24选
mm L mm h b 32,66=⨯=⨯，滚动轴承的周向定位由过渡配合来保证，尺寸公差为
k6。

（4）轴上圆角与倒角尺寸： 452⨯ 5、求轴上的载荷
轴承支撑点位置;对30205型查得a=12.6，mm L mm L 15.115,15.4323==
轴上的载荷分析图如下：
载荷 水平面H
垂直面V
支反力F
N F NH 81.2261=
N F NV 42.631= N F NH 25.6052=
N F NV 1.2482= 弯矩M
m N M H .12.26=
m N M V .32.71=
m N M V .71.102=
总弯矩 m N M M M V H .13.271221=+=
m N M M M V H .23.282222=+=
扭矩T
m N T .12.14=
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0.6α=，
轴的计算应力：()αασMP W
T M ca 51.72
22=+=
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
[][]1160,ca MPa σσσ--=<，故安全。

7、精确校核轴的疲劳强度
1）判断危险截面：截面5左侧，即齿轮轴齿轮端面左侧。

2）抗弯截面系数：W 3655.15621.0mm d ==- 抗扭截面系数：36531252.0mm d W T ==-
弯矩：m N L B L M M .46.132
/3
132
=-= 扭矩：mm N T T .141201==
截面上的弯曲应力：
α
σMP W
M
b 61.8==
截面上的扭转切应力：ατMP W T
T
T 52.4== 轴的材料为
45
钢，调质处理。

由表15-1查得
11640,275,155B MPa MPa MPa σστ--===。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα及τα按《机械设计（第八版）》附
表3-2查取。

因2.12530
,08.0252====d D d r ，经插值后查得44.178.1==τσαα，，
又由附图3-1得轴的材料敏感系数为85.0,82.0==ασq q ，故有效应力集中系数为
()()37
.11164.111=-+==-+=ττσσσαταq k q k
由附图3-2得尺寸系数90.0=σε，由附图3-3得扭转尺寸系数93.0=τε 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为92.0==τσββ 轴未经表面强化处理，即1=q β，则综合系数为
56.111
,91.111
=-+=
=-+=
τ
ττ
τσσσ
σβεβεk K k K
又取碳钢的特性系数05.01.0==τσϕϕ， 计算安全系数值：
5.15
6.1560
.4272
.162
2
1
1
==+=
=+==+=--S S S S S S K S K S ca m
m
》τ
στσταττσασστϕττσϕσσ
故可知其安全。

中间轴的设计
1、轴上的功率kw P 04.22=，转速min /09.2412r n =，转矩m N T .81.802=
2、求作用在齿轮2、3上的力 齿轮2：分度圆直径mm d 58.2002= 圆周力N d T F t 76.80522
2
2==
径向力N F F n t r 67.30155
.13cos 20
tan 76.805cos tan 22=⨯==
βα
轴向力N F F t a 19.19455.13tan 76.805tan 22=⨯==β 齿轮3：分度圆直径mm d 69.573= 圆周力N d T F t 32.280923
2
3==
径向力N F F n t r 56.105027
.13cos 20
tan 32.2809cos tan 33=⨯==
βα
轴向力N F F t a 54.66227.13tan 32.2809tan 33=⨯==β
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（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取0108A =，得mm n P A d 01.2232
2
0min ==，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径12d -和56d -
4、轴的结构设计
（1）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min 6521d d d >=-- 且mm d 01.22min =，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
30205
，
其
尺
寸
为
mm d d mm mm mm mm a T D d 25,6.1225.1652256521==⨯⨯⨯=⨯⨯⨯--，
这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度 3.5h mm =，因此取套筒直径32mm 。

2）取安装齿轮的轴段mm d d 305432==--，齿轮2齿宽mm B 402= ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于齿宽，故取mm l 3732=-，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=4mm,则取mm d 3843=-
3）齿轮3齿宽mm B 653=，为使套筒与其右端可靠紧压，此轴应略短于齿宽长，故取mm l 6254=-
4）轴承内侧与箱体距离为8~12mm ，箱体与齿轮端面取8mm ，故
mm 25.37381025.166521=+++==--l l ，mm l 1043=- （2）轴上的周向定位
圆柱齿轮2、3的周向定位采用平键连接，根据5432--d d 、查《机械设计》表6-1得，齿轮2、3：选平键截面bxh=9x7mm mm L L 56,mm 3221== 键槽用键槽铣刀加工，为了保持齿轮与轴配合有良好的对中性，故齿轮轮毂与轴的配合为
6
7
p H ；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。

（3）轴上圆角和倒角： 452⨯ 5、求轴上的载荷
mm L mm L mm L 15.54,5.62,65.41321===
载荷 水平面H 垂直面V
支反力F
N F NH 75.15541= N F NV 91.3371= N F NH 33.20602=
N F NV 32.10142= 弯矩M
m
N M N M H H .343.0m .343.021==
m
N M m N M m N M m
N M V V V V .81.35.93.54.55.33.07.144321==== 总弯矩 m N M .93.54= 扭矩T m N T .81.80=
6、按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0.6α=，
轴的计算应力：()αασMP W
T M ca 09.02
22=+=
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
[][]1160,ca MPa σσσ--=<，故安全。

输出轴的设计
1、求输入轴上的功率kW P 98.13=、转速min /3.573r n =和转矩m N T .3303=
2、求作用在齿轮上的力
已知圆柱斜齿轮1的分度圆直径mm d 47.2424= 圆周力N d T F t 99.272124247.0330
22444=⨯==
径向力N F F n
t r 90.1017cos tan ==
β
α
轴向力N F F t a 95.64127.13tan 99.2721tan =⨯==β 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0112A =，得mm n P A d 82.203
3
3
0min ==。

联轴器的计算转矩3T K T A ca =，由表14-1得，由于转矩变化很小，故取
1.3A K =，则，m N T ca
.4293303.1=⨯=
查《机械设计课程设计》表17-2，综合以上选HL3型弹性套柱销联轴器，许用转矩为630N.m ，半联轴器的孔径mm d 301=，故取mm d 3021=-，半联轴器长度L=82mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=60mm 。

4、轴的结构设计
（1）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轴段左端需制出一轴肩，故取2-3轴段直径mm d 3732=-，轴承端盖的总宽度为20mm ，端盖外端面与半联轴器左端面间的距离为30mm ，故取mm l 5032=-；1-2段的长度应略短于L1，故取mm l 5821=-。

2）初步选择滚动轴承。

因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据mm d 3732=-，由《机械设计课程设计》表15-1中初选0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为dxDxT=40x80x19.75mm ，mm l mm d d 75.19,40438743===---，这对轴承均用轴肩进行轴向定位，故取mm d 4754=-。

3）齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的齿宽mm B 604=，此轴应略短于它，故取mm d mm l 45,577676==--，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.0776-d ，故取h=4mm ，则轴环处的直径mm d 5365=-，轴环宽度b h 4.1≥，取
mm l 1065=-
4）箱壁内侧与轴承端面的距离取为8mm ，又由于采用脂润滑，要留出封油盘的位置，故取
mm
l l l l l l mm l 5675.40381075.19877665435487=----==+++=------总长 。

（2）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76-d 由《机械设计》表6-1查得平键截面mm L mm h b 50,914=⨯=⨯，键槽铣刀加工，为保证良好的对中性，齿轮与轴配合为
6
7
p H ；半联轴器与轴的连接，选平键mm L h b 7078⨯⨯=⨯⨯，配合为6
7
p H ；滚动轴承与轴的周向定位由过度配合来保证，此处轴的尺寸公差为k6。

（3）轴上圆角与倒角尺寸： 452⨯ 5、求轴上的载荷
mm L 85.982=，85.501=L ，a=16.9mm
载荷 水平面H
垂直面V
支反力F
N F NH 60.9241=
N F NV 64.8651=
N F NH 39.17972=
N F NV 26.1522=
6、按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0.6α=，
轴的计算应力：()αασMP W
T M ca 164.02
12=+=
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
[][]1160,ca MPa σσσ--=<，故安全。

六、滚动轴承的选择及计算
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30205，其尺寸为
mm mm mm T D d 25.165225⨯⨯=⨯⨯，
N F a 35.200=，kN C Y Y e r 2.32,9.0,6.1,37.00====
则：
弯矩M
m N M H .40.91=
m N M V .57.851=
m N M V .74.72=
总弯矩 m N M M M V H .20.1251221=+=
m N M M M V H .73.912222=+=
扭矩T
m N T .330=
载荷 水平面H
垂直面V
支反力F
N F NH 81.2261=
N F NV 42.631=
N F NH 25.6052=
N F NV 1.2482=
N
F
F
F N F F F NV NH r NV NH r 13.65451.2352
2
2
2212121=+==+=
则：
N
Y F F N Y F F r d r d 42.2046.1213.654260.736
.1251.23522211=⨯===⨯==
则：
N
F F F N F F a d a d a 95.40460.732211=+===
则：
e F F e F F r a r a >==<==619.013
.65495
.404313.051
.23560.732211 查《机械设计课程设计》表15-1得： 轴承1：N F P r r 51.23511==
轴承2：N F Y F P a r r 57.90995.4046.113.6544.04.0222=⨯+⨯=⋅+= 则：
h L P C n L h r
r
h 14400'57.909322001420601060103
10
6
6
=>⎪⎭⎫
⎝⎛⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅=
ε
故合格。

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30205，其尺寸为
mm mm mm T D d 25.165225⨯⨯=⨯⨯，
N F F F a a a 73.85632=+=，kN C Y Y e r 2.32,9.0,6.1,37.00====
则：
N
F
F
F N F F F NV NH r NV NH r 48.229605.15912
2
2
2212121=+==+=
则：
N
Y F F N Y F F r d r d 65.7176.1248.2296220.4976
.1205
.159122211=⨯===⨯==
则：
N
F F F N F F a d a d a 38.15742.4972211=+===
则：
e F F e F F r a r a >==<==686.048
.229638
.1574312.005
.15912.4972211
查《机械设计课程设计》表15-1得： 轴承1：N F P r r 05.159111==
轴承2：N F Y F P a r r 6.343738.15746.148.22964.04.0222=⨯+⨯=⋅+= 则：
h L h P C n L h r
r
h 14400'1197676.34373220009.241601060103
10
6
6
=>=⎪⎭⎫
⎝⎛⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅=
ε
故合格。

输出轴滚动轴承计算
载荷 水平面H
垂直面V
支反力F
N F NH 75.15541= N F NV 91.3371= N F NH 33.20602=
N F NV 32.10142=
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30208，其尺寸为
mm mm mm T D d 75.198040⨯⨯=⨯⨯，
N F a 95.641=，kN C Y Y e r 0.63,9.0,6.1,37.00====
则：
N
F
F
F N F F F NV NH r NV NH r 83.180358.12662
2
2
2212121=+==+=
则：
N
Y F F N Y F F r d r d 70.5636.1283.1803281.3956
.1258
.126622211=⨯===⨯==
则：
N
F F N F F F d a a d a 7.56376.10372211===+=
则：
e F F e F F r a r a <==>==313.083
.18037
.563819.058.126676.10372211
查《机械设计课程设计》表15-1得： 轴承1：N YF F P a r r 05.21674.0111=+= 轴承2：N F P r r 83.180322==
载荷 水平面H
垂直面V
支反力F
N F NH 6.9241=
N F NV 64.8651= N F NH 39.17972=
N F NV 26.1522=
则：
h L P C n L h r
r
h 14400'05.2167630003.57601060103
10
6
6
=>⎪⎭⎫
⎝⎛⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅=
ε
故合格。

七、键联接的选择及校核计算
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mm L h b 3266⨯⨯=⨯⨯，接触长度mm L 26'=，则键联接所能传递的转矩为：
[]
m N d hL T p .8.8510001102026625.0'25.0=÷⨯⨯⨯⨯==σ
m N T T .12.141=>，故单键即可。

中间轴键计算
1、校核圆柱齿轮2处的键连接
该处选用普通平键尺寸为mm L h b 3278⨯⨯=⨯⨯，接触长度mm L 24832'=-=，则键联接所能传递的转矩为：
[]
m N d hL T p .6.13810001103024725.0'25.0=÷⨯⨯⨯⨯==σ
m N T T .81.802=>，故单键即可。

2、校核圆柱齿轮3处的键连接
该处选用普通平键尺寸为mm L h b 5678⨯⨯=⨯⨯，接触长度mm L 48856'=-=，则键联接所能传递的转矩为：
[]
m N d hL T p .2.27710001103048725.0'25.0=÷⨯⨯⨯⨯==σ
m N T T .81.802=>，故单键即可。

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mm L h b 7078⨯⨯=⨯⨯，接触长度mm L 62870'=-=，则键联接所能传递的转矩为：
[]
m N d hL T p .05.35810001103062725.0'25.0=÷⨯⨯⨯⨯==σ
m N T T .3303=>，故单键即可。

2、校核圆柱齿轮处的键连接
该处选用普通平键尺寸为mm L h b 50914⨯⨯=⨯⨯，接触长度mm L 361450'=-=，则键联接所能传递的转矩为：
[]
m N d hL T p .95.40010001104536925.0'25.0=÷⨯⨯⨯⨯==σ m N T T .3303=>，故单键即可。

八、联轴器的选择
在轴的计算中已选定联轴器型号。

输入轴选TL4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63N.m ，半联轴器的孔径
120d mm =，故取1220d mm -=，半联轴器长度mm L 52=，半联轴器与轴配合的
毂孔长度为38mm 。

输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630N.m ，半联轴器的孔径
mm d 301=，故取mm d 3021=-，半联轴器长度L=82mm ，半联轴器与轴配合的毂
孔长度为60mm 。

九、减速器附件的选择
由《机械设计（机械设计基础）课程设计》选定通气帽M12x1.25，圆形油标M12，外六角油塞及封油垫M14x1.5,箱座吊耳，吊环螺钉M8（GB/T825-88），启盖螺钉M8。

箱体的主要尺寸：
(1)箱座壁厚mm a 75.63150025.0,83025.0=+⨯=≥+=δδ 故取mm 8=δ
(2)箱盖壁厚()mm 8.6885.0885.0~8.011=⨯=≥=δδδ，
故取mm 81=δ (3)箱盖凸缘厚度b1=1.51δ=1.5×8=12mm (4)箱座凸缘厚度b=1.5δ=1.5×8=12mm
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5δ=2.5×8=20 (6)
地
脚
螺
钉
直
径
df
=0.036a+12=0.036×150+12=15.4
故取M16
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×16= 12mm 故取M12
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55×16=8.8mm 故取M8 (10)连接螺栓d2的间距L=150-200mm
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.45×16=7.2mm 故取M8 (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.35×16=5.6mm 故取M6 (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8mm (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1 对mm c mm c d f 24,22:11=≥故取
mm c mm c d 20,18111=≥故取：对 mm c mm c d 18,16112=≥故取：对
(15)2d d f 、至凸缘边缘距离：
mm c mm c d f 22,2022=≥故取：对
mm c mm c d 16,14222=≥故取：对
(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。

(17)外箱壁至轴承座端面的距离:mm c c l 468~5211=++=
(18)大齿轮顶圆与内箱壁间的距离：δ≥∆1 故取10mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：mm 82=≥∆δ 故取10mm (20)箱盖，箱座肋厚：mm m mm m 8.685.0,8.685.011=≈=≈δδ (21)轴承端盖外径∶325.5~5d D D += D ～轴承外径
对输入轴：mm D 9285522=⨯+= 对中间轴：mm D 9285522=⨯+= 对输出轴：mm D 12085802=⨯+=
(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S ＝D2.
十、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320中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。

采用浸油润滑，由于为双级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s ，当m<20 时，浸油深度h 约为1个齿高，但不小于10mm ，所以浸油高度约为36mm 。

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。

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

所有连接面和密封处均不允许漏油，箱体部分面允许涂密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。

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.
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。

对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后看着自己的成果打印出来的瞬间是喜悦的、是轻松的！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。

虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

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（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。

本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。

衷心的感谢老师的指导和帮助。

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。

十二、参考文献
1、《机械设计（第八版）》高等教育出版社
2、《机械设计（机械设计基础）课程设计》机械工业出版社。