海滨学院
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2023年2月16日发(作者：分镜模板)圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
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课程设计
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
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目录
第1章选择电动机和计算运动参数......................................................................................4
1.1电动机的选择............................................................................................................4
1.2计算传动比：............................................................................................................5
1.3计算各轴的转速：....................................................................................................5
1.4计算各轴的输入功率：............................................................................................6
1.5各轴的输入转矩........................................................................................................6
第2章齿轮设计......................................................................................................................6
2.1高速锥齿轮传动的设计............................................................................................6
2.2低速级斜齿轮传动的设计......................................................................................14
第3章设计轴的尺寸并校核。............................................................................................20
3.1轴材料选择和最小直径估算..................................................................................20
3.2轴的结构设计..........................................................................................................21
3.3轴的校核..................................................................................................................26
3.3.1高速轴............................................................................................................26
3.3.2中间轴............................................................................................................28
3.3.3低速轴............................................................................................................31
第4章滚动轴承的选择及计算............................................................................................35
4.1.1输入轴滚动轴承计算....................................................................................35
4.1.2中间轴滚动轴承计算....................................................................................37
4.1.3输出轴滚动轴承计算....................................................................................38
第5章键联接的选择及校核计算........................................................................................40
5.1输入轴键计算..........................................................................................................40
5.2中间轴键计算..........................................................................................................40
5.3输出轴键计算..........................................................................................................41
第6章联轴器的选择及校核................................................................................................41
6.1在轴的计算中已选定联轴器型号。......................................................................41
6.2联轴器的校核..........................................................................................................42
第7章润滑与密封................................................................................................................42
第8章设计主要尺寸及数据................................................................................................42
第9章设计小结....................................................................................................................44
第10章参考文献：..............................................................................................................44
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机械设计课程设计任务书
1.Y系列三相异步电动机的数据见173页，尺寸见174页。
2.箱体的细节尺寸选取，根据表4.1，把表中各参数一一确定即可。（根据表4.1，课
本上页码26页）。
3.滚动轴承采用深沟球轴承，型号大家根据计算轴的转速及额定负荷确定即可，规定
轴承装配图画法也见对应页。（根据表12.1，课本上页码144页）。
4.轴承在轴承座孔中的位置见图4.11，课本上页码29页。滚动轴承具体尺寸画法见
144页。
5.联轴器的型号尺寸见153页。
6.二级齿轮减速器画草图第一步见图4.13，课本上页码29页。（具体步骤见28页）。
7.轴的结构设计见课本上页码31页。
8.轴的校核计算只需要进行中间轴的校核计算即可，其余的两轴不需要校核。
9.轴承只需要进行基本额定寿命计算。参见机械设计课本教材例题。
10.对建链接进行挤压强度的校核计算。参见机械设计课本教材例题。
11.轴承密封方式，见课本页码42页。
12.减速器机体（轴承座、机体的结构设计、油池深度和油面位置高度（见图4.49，见
49页））、地脚螺栓处理、机体结构中圆角见50页）。
13.减速器的窥视孔及窥视孔盖的设置（见图4.58），窥视孔盖板具体尺寸见167页表
14.7，窥视孔盖上方通气器采用168页表14.8的图（2））
14.减速器的放油孔及放油螺塞的设置（见图4.60a图），具体尺寸见172页表14.14）
15.探测油面高度的杆式油标的游标尺座孔正确结构布置见62页最下一行图，杆式油标
具体尺寸见171页，表14.13.
16.密封件毡圈油封及槽尺寸（见图14.4，见165页））
17.箱体的连接用的螺栓标准尺寸见123页，配套螺母的尺寸见132页，螺母下方弹簧
垫圈尺寸见134页表11.20.
18.各轴上键的尺寸具体见140页，我们采用全部是A型普通平键，具体如何选择型号
见机械设计课本上对应章节的例题即可。
19.箱盖和箱座的定位销具体尺寸见142页。表11.31.
20.课程设计总体装配图可以借鉴见课本214页，其中嵌入式轴承端盖处的结构画法借
鉴课本216页俯视图，具体轴承端盖标准尺寸见课本246页第三行图的从左往右数
第三个图及第五个图，两侧的凸出来的做成一体的即可。
21.零件图标注几何公差标注见181页，182页。表面粗糙度见185页。
22.圆柱齿轮、圆锥齿轮、轴的传动计算见我们教材《机械设计》例题。
（以上课本是指《机械设计课程设计》）
设计题目：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器
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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：
联轴器
联轴器
输送带
减速器
电动机
滚筒
原始数据：运输带拉力F=2400N，运输带速度
s
m
5.1，滚筒直径D=315mm,使
用年限5年
工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。环境最高温度350C；允许运输带速
度误差为±5%，小批量生产。
设计步骤：
传动方案拟定
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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
w
=
1000
ww
VF
=
1000
5.12400
=3.6kw
2.各机械传动效率的参数选择：
1
=0.99（弹性联轴器），
2
=0.98（圆锥
滚子轴承），
3
=0.96（圆锥齿轮传动），
4
=0.97（圆柱齿轮传动），
5
=0.96
（卷筒）.
所以总传动效率：
=2
1
4
2
3
4
5
=96.097.096.098.099.042
=0.808
3.计算电动机的输出功率：
d
P=
w
P
=
808.0
6.3
kw4.4547kw
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4.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
'i=8~25（华南理工大学出版社《机械设计课程设计》第二版朱文坚黄
平主编），工作机卷筒的转速
w
n=
31514.3
5.1100060
d
v100060
w
=90.95r/min，所以电动机转速范围为
min/r75.2273~6.72795.9025~8nin
wd
）（）（’。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
（3ii25.0i
且），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
Y132M2-65.5960421102.02.0
1.2计算传动比：
2.总传动比：
555.10
95.90
960
n
n
i
w
m
3.传动比的分配：
iii，
i25.0i=
64.2555.1025.0
<3，成立
64.2
555.10
i
i
i
=4
1.3计算各轴的转速：
Ⅰ轴r/min960nn
m
Ⅱ轴
r/min6.363
64.2
960
i
n
n
Ⅲ轴r/min9.90
4
6.363
i
n
n
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1.4计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴kw41.499.04547.4
1d
PP
Ⅱ轴kw149.496.098.041.4
32
PP
Ⅲ轴
42
PP=4.149×0.98×0.97=3.944kw
卷筒轴kw826.399.098.0944.3
12
PP卷
1.5各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩mm104315.4
960
4547.4
1055.9
n
1055.946
m
d
6
d
•N
P
T
故Ⅰ轴
4
1d
1099.04315.4TT4.387
mm104•N
Ⅱ轴mm1009.110644.296.098.0387.4i54
32
•
NTT
Ⅲ轴mm101436.410497.098.009.1i55
42
•
NTT
卷筒轴mm100196.41099.098.01436.455
12
•
NTT卷
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
Pa/M
B
屈服极限
a/MP
S
硬度（HBS）
平均硬度
（HBS）
齿芯
部
齿面部
小齿轮45调质处理650360217~255240
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大齿轮45正火处理580290162~217200
二者硬度差约为40HBS。
4.选择小齿轮齿数
1
z19，则：1.501964.2ziz
12
，取50z
2
。实际齿
比63.2
19
50
z
z
u
1
2
5.确定当量齿数63.2tancotu
21
178.69822.20
21
，
30.20
9347.0
19
cos
z
z
1
1
v1
，70.140
3554.0
50
cos
z
z
2
2
v2
。
(三)按齿面接触疲劳强度设计
3
2
1
2
1u5.01
92.2d
RR
H
E
t
KTZ
1.确定公式内的数值
1)试选载荷系数3.1
t
K
2)教材表10—6查得材料弹性系数2
1
a8.189MPZ
E
（大小齿轮均采用锻钢）
3)小齿轮传递转矩
T4.387mm104•N
4)锥齿轮传动齿宽系数
3.035.0
b
25.0
RRR
，取
。
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
a570
lim1
MP
H
；10—21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限
a390
lim2
MP
H
。
6)按式(10—13)计算应力循环次数
9
h11
10682.60jn60LN；
8
9
1
2
104.6
63.2
10682.1
u
N
N
7)查教材10—19图接触疲劳寿命系数91.0
1
HN
K，96.0
2
HN
K。
8)计算接触疲劳许用应力
H
取失效概率为1%，安全系数为S=1，
则
1
H
=a7.51857091.0lim11MP
S
K
HHN
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a4.37439096.0lim22
2
MP
S
K
HHN
H
a4.374MP
H
取
2.计算
1)计算小齿轮分度圆直径
1
d（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）
3
2
1
2
1tu5.01
92.2d
RR
H
E
KTZ
=
3
2
4
2
63.23.05.013.0
10387.43.1
4.374
8.189
92.2
=86.183mm
2)计算圆周速度
mmdd
Rtmt
256.735.01
11
m/s68.3
60000
960256.7314.3
100060
nd
vt1
m
3)计算齿宽b及模数m
2
164.2
33.0130.85
2
1u
db
22
t1RR
R
39.654mm
4052.3
25
130.85
z
d
m
1
t1
nt
mm
4)齿高mm6617.74052.325.2m25.2h
nt
1756.5
6617.7
654.39
h
b
5)计算载荷系数K由教材10—2表查得：使用系数使用系数
A
K=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
V
K=1.22；
由10—3表查得：齿间载荷分配系数
K=1
FH
KK；取轴承系数
beH
K
=1.25，齿向载荷分布系数
K=
HH
KK=875.15.1
be
H
K
所以：2875.2875.1122.11
HHVA
KKKKK
6)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径
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mm046.104
3.1
2875.2
183.86dd
3
3
t
t11
K
K
7)就算模数：
476.5
19
046.104
z
d
m
1
1
n
mm
(四)按齿根弯曲疲劳强度设计
m
3
aa
2
1
2
1
1uz5.01
4
F
SF
RR
YY
KT
1.确定计算参数
1)计算载荷2875.2875.1122.11
FFVA
KKKKK
2)查取齿数系数及应了校正系数由教材10—5表得：788.2
a1
F
Y，
553.1
a1
S
Y；148.2
2
Fa
Y，822.1
2
Sa
Y。
3)教材10—20图c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限a400
1
MP
FE
；
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
a320
2
MP
FE
。
4)教材10—18图查得弯曲疲劳寿命系数88.085.0
21
FNFN
KK，。
5)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4。
a243
4.1
40085.0
11
1
MP
S
K
FEFN
F
a14.201
4.1
32088.0
22
2
MP
S
K
FNFN
F
6)计算大小齿轮的
F
SF
YY
aa并加以比较，
1
a1a1
F
SF
YY
=
01783.0
243
553.1788.2
，
01946.0
14.201
822.1148.2
2
a2a2
F
SF
YY
，大齿
轮的数值大。
2.计算（按大齿轮）
3
aa
2
2
1
2
1
t1uz5.01
4
m
F
SF
RR
YY
KT
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10/4810/48
=
3
22
2
4
01946.0
163.2193.05.013.0
10387.42875.24
=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2.698mm并就近圆整为标准值
5m
n
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
1
d=104.046mm重新修正齿轮齿数，
92.20
5
046.104
m
d
z
n
1
1
,取整21z
1
，则44.552164.2ziz
112
，为了使各个相
啮合齿对磨损均匀，传动平稳，
12
zz与一般应互为质数。故取整56z
2
。
则实际传动比677.2
21
56
z
z
i
1
2
1
，与原传动比相差1.2%，且在
%5
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556.20
z
z
arccot
1
2
1
2)大齿轮444.69556.209090
12
2.分度圆直径：
1)小齿轮mm105215zmd
1n1
2)大齿轮mm280565zmd
2n2
3.齿顶高mm5mm51mhh
naa
4.齿根高mm6mm52.01mchh
naf
5.齿顶圆直径：
1)小齿轮mm363.1149363.052105cosh2dd
1a11a
2)大齿轮mm511.2833511.052280cosh2dd
2a2a2
6.齿根圆直径：
1)小齿轮mm764.939363.062105cosh2dd
1f11f
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2)大齿轮mm787.2753511.06280cosh2dd
2f2f2
7.锥距
mm520.1495621
2
5
zz
2
m
sin2
mz
22
2
2
2
1
R
8.齿宽mm856.44520.1493.0bR
R
，（取整）b=45mm。
则：圆整后小齿宽mm45
1
B，大齿宽mm45
2
B。
9.当量齿数429.22
9363.0
21
cos
z
z
1
1
v1
，499.159
3511.0
56
cos
z
z
2
2
v2
10.分度圆齿厚
mm85.7
2
514.3
2
m
s
11.修正计算结果：
1)由教材10—5表查得：708.2
a1
F
Y，572.1
a1
S
Y；138.2
2
Fa
Y，
837.1
2
Sa
Y。
2)m/s27.5
60000
96010514.3
100060
nd
v1
，再根据8级精度按教材10—8
图查得：动载系数
V
K=1.25；由10—3表查得：齿间载荷分配系数
K=1
FH
KK；取轴承系数
beH
K=1.25，齿向载荷分布系数
K=
HH
KK=875.15.1
be
H
K
3)344.2875.1125.11
HHVA
KKKKK
4)校核分度圆直径
3
2
1
2
1tu5.01
92.2d
RR
H
E
KTZ
=
3
2
4
2
677.23.05.013.0
10387.4344.2
4.374
8.189
92.2
=98.780
5)
1
a1a1
F
SF
YY
=
017518.0
243
572.1708.2
，
019526.0
14.201
837.1138.2
2
a2a2
F
SF
YY
，
大齿轮的数值大，按大齿轮校核。
6)
3
aa
2
2
1
2
1
n1uz5.01
4
m
F
SF
RR
YY
KT
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
12/4812/48
=
3
22
2
4
019526.0
1677.2213.05.013.0
10387.4344.24
=3.08mm
实际mm105d
1
，mm5m
n
，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
1
2
z
z
arctan444.69
锥距R149.520mm
轮缘厚度
mm10m4~3e
n
16mm
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13/4813/48
大端齿顶圆直径
a
d
283.511mm
榖空直径D由轴设计而定50mm
轮毂直径
1
D
D6.1
1
D
80mm
轮毂宽度L
D2.1~1L
取55mm
腹板最大直径
0
D
由结构确定188mm
板孔分布圆直径
2
D
2
10
2
DD
D
134mm
板孔直径
0
d
由结构确定24mm
腹板厚度C
mm1017.0~1.0RC
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
n
m
5mm
锥角
2
1
444.69
556.20
齿数
2
1
z
z
21
56
传动比
1
i
2.667
分度圆直径
2
1
d
d
105mm
280mm
齿顶圆直径
2a2a2
1a11a
cosh2dd
cosh2dd
114.363mm
283.511mm
齿根圆直径
2f2f2
1f11f
cosh2dd
cosh2dd
93.764mm
275.787mm
锥距2
2
2
1
zz
2
m
sin2
mz
R
149.520mm
齿宽
2
1
B
B
45mm
45mm
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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19
3
z，根据传动比4i
2
，则大齿轮齿数76419
234
izz，取
2
z=76。
实际传动比4
2
u
5.选取螺旋角。初选螺旋角β=14。
（二）按齿面接触强度设计
2
1
3
1
)
][
(
1
2
H
EH
d
t
t
ZZ
u
u
TK
d
1.确定各参数的值:
1)试选载荷系数
t
K=1.3
2)计算小齿轮传递的扭矩。
mmNT5
2
1009.1
3)查课本
205
P表10-7选取齿宽系数1
d
。
4)查课本
201
P表10-6得材料的弹性影响系数2
1
8.189
aE
MPZ。
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a570
lim1
MP
H
；
10—21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限a390
lim2
MP
H
。
6)按式(10—13)计算应力循环次数
7)8
h11
1037.653658216.36360jn60LN；
8
8
1
2
1059.1
4
1037.6
u
N
N
；
8)查教材10—19图接触疲劳寿命系数97.0
1
HN
K，98.0
2
HN
K。
9)计算接触疲劳许用应力
H
取失效概率为1%，安全系数为S=1，
则
1
H
=a9.55257097.0lim11MP
S
K
HHN
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a2.38239098.0lim22
2
MP
S
K
HHN
H
H
=
a55.467
2
2.3829.552
2
21MPHH
<1.23
2
H
10)查课本
217
P图10-30选取区域系数Z
H
=2.433。
11)查课本
215
P图10-26得754.0
1
，886.0
2
，则
21
=0.754+0.886=1.64。
2.计算
1)试算小齿轮分度圆直径d
t1
，由计算公式得
2
2
2
21
3
3
)
][
(
1
2
H
EH
d
t
t
ZZ
u
u
TK
d
=2
5
3
)
55.467
8.189433.2
(
4
14
64.11
1009.13.12
=59.506mm
2)计算圆周速度
100060
23
nd
t
sm/13.1
100060
6.363506.5914.3
3)计算齿宽b和模数
nt
m
b=mmd
td
59.50659.5061
1
nt
m=
mm
z
d
t04.3
19
14cos59.506
cos
1
1
4)齿高mmmh
nt
84.6mm04.325.225.2
h
b
=7.8
84.6
59.506
5)计算纵向重合度
506.114tan191318.0tan318.0
1
z
d
6)计算载荷系数K
已知使用系数1
A
K，根据v=1.13m/s，8级精度，查课本
194
P图10-8得动载
系数08.1
v
K；查课本
196
P表10-4得K
H
=1.454；查课本
198
P图10-13得
K
F
=1.388；查课本
193
P表10-3得2.1
FH
KK。
故载荷系数
884.1454.12.108.11
HHvA
KKKKK
7)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
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mm
K
K
dd
t
t
340.67
3.1
884.1
59.506
3
3
33
8)计算模数
n
m
n
m=
mm
z
d
44.3
19
14cos340.67
cos
1
3
（三）按齿根弯曲强度设计
t
m≥
][
cos2
2
1
2
1
3
F
SF
ad
YY
z
YKT
1.确定计算参数
1)计算载荷系数
789.1388.12.108.11
FFvA
KKKKK
2)小齿轮传递的扭矩mmNT5
2
1009.1
3)根据纵向重合度506.1
，查课本
217
P图10-28得螺旋角影响系数
Y=0.88。
4)计算当量齿数
80.20
14cos
19
cos33
3
3
z
z
v
20.83
14cos
76
cos33
4
4
z
z
v
5)查取齿形系数
Fa
Y和应力校正系数
Sa
Y
查课本
200
P表10-5得773.1,214.2;558.1,768.2
4433
SaFaSaFa
YYYY。
6)计算弯曲疲劳许用应力
查课本
208
P图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限
aFEaFE
MPMP320,400
43
。
查课本
206
P图10-18得弯曲疲劳寿命系数95.0,92.0
43
FNFN
KK。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则
a
FEFN
F
MP
S
K
857.262
4.1
40092.0
33
3
a
FEFN
F
MP
S
K
143.217
4.1
32095.0
44
4
7)计算大﹑小齿轮的
F
SaFa
YY
并加以比较
01641.0
857.262
558.1768.2
3
33
F
SaFa
YY
01808.0
143.217
773.1214.2
4
44
F
SaFa
YY
大齿轮的数值大，选用大齿轮。
2.设计计算
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mmm145.201808.0
64.1191
14cos88.01009.1789.12
2
25
3
t
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数
n
m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mm3m
n
（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
1
d=67.340mm重新修正齿轮齿数，
78.21
3
14cos340.67
m
cosd
z
n
3
3
,取整22z
3
，则实际传动4
22
88
z
z
i
3
4
2
，与原
分配传动比4一致。
3.几何尺寸计算
1)计算中心距
mm05.170mm
14cos2
3)8822(
cos2
)(
43
n
mzz
a
将中心距圆整为170mm。
2)按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos'''
435055139505.13
1702
3)8822(
arccos
2
)(
a
mzz
n
因值改变不多,故参数
,
K
,
H
Z等不必修正。
3)计算大﹑小齿轮的分度圆直径
mm
mz
dn68
9505.13cos
322
cos
3
3
mm
mz
dn272
9505.13cos
5.2113
cos
4
4
4)计算齿轮宽度
mmdb
d
68681
1
圆整后取b=68mm
小齿轮mm74
3
B，大齿轮mm70
4
B
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。
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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
3
Dd6.1
3
D
112mm
轮毂宽度L
4
BL70mm（取为与齿宽
4
B相等）
腹板最大直径
0
D
na0
m14~10dD
240mm
板孔分布圆直径
1
D
2
30
1
DD
D
176mm
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板孔直径
2
D
302
35.0~25.0DDD
（32~44.8）mm
腹板厚度C
BC3.0~2.0
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
n
m
3mm
法面压力角
n
20
螺旋角
“505513'
齿数
4
3
z
z
22
88
传动比
2
i
4
分度圆直径
4
3
d
d
68mm
272mm
齿顶圆直径
a4a4
a33a
h2dd
h2dd
74mm
278mm
齿根圆直径
f4f4
f33f
h2dd
h2dd
60.5mm
264.5mm
中心距
cos2
zzm
a43n
170mm
齿宽
4
3
B
B
74mm
70mm
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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103126
0
A，取高
速轴126
01
A，中间轴120
02
A，低速轴112
03
A。按扭转强度初定该轴的最
小直径
min
d，即：
n
d3
m
0min
P
A
。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：mm946.20
960
41.4
126
n
d
3
3
1
1
011min
P
A，因高速轴安装联轴器有一
键槽，则：946.2007.01d
min1
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
T
=9550
m71.54
960
5.5
9550
n
•N
P
计算转矩m065.8271.545.1
c
•NKTT（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=42mm，则选取LX3型联轴器。其中：
公称转矩
r/min4700nm1250
n
•许用转速，NT，联轴器孔直径d=（30、32、35、38、
40、42、45、48）满足电机直径d电机=42mm。
3)确定轴的最小直径。根据d轴=（0.8~1.2）d电机，所以mm6.33d
1min
。取
mm35d
1min
2.中间轴：
mm016.27
363.6
4.149
120
n
d
3
3
2
022min
P
A
考虑该处轴径尺寸应大于
高速级轴颈处直径，取mm45d
min2
。
3.低速轴：
mm356.39
9.90
944.3
112
n
d
3
3
3
03min3
P
A
。考虑该处有一联轴器有
一个键槽，则：mm111.42mm356.3907.01d
min3
，取整：mm45d
min3
。
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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○1轴段○1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d
1
>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LX333*82GB/T5014—2003，相
应的轴段○1的直径d
1
=35mm。其长度略小于孔宽度，取L
1
=80mm半联轴器与轴的配合为
6
7
k
H
。
（3）轴承与轴段○3和○5的设计在确定轴段○3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d
3
=50mm，联轴器定位轴套
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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L
3
=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d
5
=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
L
5
=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L
2
=45mm,
又根据大带轮的轴间定位要求以及密封圈标准，取d
2
=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，d
6
=40mm，
L
6
=63mm。选用普通平键14945mm,小锥齿轮与轴的配合为
6
7
n
H
。
（6）因为d
4
为轴环段，应大于d
3
，所以取d
4
=60mm，又因为装配关系箱体结构确定L
4
=110mm。
列表
轴段dL
135mm80mm
240mm40mm
350mm24mm
460mm110mm
550mm24mm
640mm63mm
3.2.2中间轴直径长度确定
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(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○1及轴段○5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○1及轴段○5
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d
min
=45mm，取轴承
30209，由表得轴承内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm，故d
1
=45mm，
)(
4311
LbBL=42mm。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5
=45mm，
)2(
211
LbBL
=40mm。轴的配合为公差为m6。
齿轮轴段○2与轴段○4的设计轴段○2上安装齿轮3，轴段○4上安装齿轮2。为于
齿轮的安装，d
2
和d
4
应略大于d
1
和d
5
，选d
2
=50mm，d
5
=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）d
4
=72～90mm，取其轮毂宽度
mml74
4
，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○2长度应比齿轮2的轮毂略短，故L
2
=55mm。
选用普通平键14945mm大锥齿轮与轴的配合为
6
7
n
H
。
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轴段○3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)d
2
=3.5～5mm，所以可得d
3
=57mm，
3143
2bLBL
x
=20mm。
轴段
dL
145mm42mm
250mm53mm
357mm20mm
474mm74mm
545mm40mm
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
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25/4825/48
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LX345*84GB/T5014—2003，相应的轴段○1的
直径d
1
=45mm。其长度略小于孔宽度，取L
1
=82mm。，半联轴器与轴的配合为
6
7
k
H
。
（3）密封圈与轴段○2的设计在确定轴段○2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）d
1
=（0.07～
0.1）*45mm=3.15～4.5mm。轴段○2的轴径d
2
=d
1
+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d
2
=50mm，
BKBLL
dt2
=40mm。
（4）轴承与轴段○3和轴段○7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○3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d
3
=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L
3
=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
mm5
。
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d
7
=55mm，轴段○7的长度为
)(
6447
LbBL=44mm。轴的配合为公差为m6。
（5）齿轮与轴段○6的设计轴段○6上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d
6
应略大于
d
7
，齿轮4轮廓的宽度范围为（1.2～1.5）*57=68.4～85.5mm，所以取d
6
=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○6长度应比齿轮4的轮毂略短，取L
6
=68mm
轴段○5和轴段○4的设计轴段○5为齿轮提供轴向定位作用，定位轴肩的高度为
h=（0.07～0.1)d
6
=4.9～7mm，取h=7mm,则d
5
=80mm，L
5
=1.4h=9.8mm，取L
5
=20mm。
轴段○4的直径可取轴承内圈定位直径，即d
4
=70mm，则轴段○4的长度
5444
LbBL
x
=20mm。大斜齿轮与轴的配合为
6
7
n
H
。
轴段dL
145mm82mm
250mm40mm
355mm42mm
470mm55mm
580mm20mm
670mm68mm
755mm44mm
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
26/4826/48
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：
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
27/4827/48
圆周力
N
TT
F
R
08.983
3.05.01105
10387.42
5.01d
2
d
24
1
1
m1
1
t1
径向力NFF64.125556.20sin20tan08.983sintan
1t1r1
轴向力NFF03.335556.20cos20tan08.983costan
11tac1
mmN
dF
a
a
•
5607
2
M1m1
1
(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
0
1
M
则：
0172-124
t12N
FF
H
NF6.1363
2NH
则NF
NH
55.380
1
。
2.计算水平面支反力（V平面）
与上步骤相似，计算得：NF47.84
1NV
，NF5.194
2NV
(四)绘扭矩和弯矩图
1.垂直面内弯矩图如上图。
弯矩47190124
1NH1
FM
H
2.绘水平面弯矩图，如图所示
V
M.
弯矩：mm.52018
1NV
NM
3.合成弯矩图如图
最大弯矩值：mm.79022
1
NM
4.转矩图
T
mm.43870
2
NTT
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a60
1
MP
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
28/4828/48
应用第三强度理论
1
22
W
TM）（
由轴为单向旋转取=0.6
333
1
12500501.01.0Wmmd
MPaMPa
W
TM
ca
600.6
12500
438706.070234
1
22
1
2
2
1
1
）（
）（
故强度足够。
3.3.2中间轴
(一)轴的力学模型建立
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
29/4829/48
(二)计算轴上的作用力
大锥齿轮2：
圆周力
N
TT
FF
R
08.983
3.05.01105
10387.42
5.01d
2
d
24
1
1
m1
1
t1t2
径向力NFFF03.335556.20cos20tan08.983costan
11tac12r
轴向力NFFF64.125556.20sin20tan08.983sintan
1t1r1ac2
斜小圆齿3：
圆周力NN
T
F88.3205
68
1009.12
d
25
3
2
t3
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
30/4830/48
径向力NNFF31.1202
9505.13cos
20tan
88.3205
cos
tan
t3r3
轴向力NNFF37.7969505.13tan88.3205tan
t3ac3
mmN
dF
ac
a
•
27076
2
M33
3mmN
dF
a
a
•
39870
2
M2m2
2
(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0
AV
M则：
08.1919.1424.58
4N2rr3
H
FFF
NNF58.1708
8.191
9.14208.9834.5888.3205
4NH
同理
则NF
NH
38.2480
3
。
2.计算水平面支反力（V平面）
与上步骤相似，计算得：NF23.1153
3NV
，NF
BH
56.76-
(四)绘扭矩和弯矩图
6.垂直面内弯矩图如上图。
弯矩4485014.58
3NH1
FM
H
弯矩
mm.835509.48
42H
NFM
NH
7.绘水平面弯矩图，如图所示
V
M.
弯矩：mm.67348
3NV
NM
弯矩：mm.78.37439.48
4NV2V
NFM
8.合成弯矩图如图
最大弯矩值：mm.1597022
1
NM
最大弯矩值：mm.8360078.3743-835502
2
2
NM
9.转矩图
T
mm.109000
2
NTT
10.弯扭合成强度校核
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
31/4831/48
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a60
1
MP
应用第三强度理论
1
22
W
TM）（
由轴为单向旋转取=0.6
3
2
2
3
2
2
10750
232
Wmm
d
tdbtd
33
3
33
31440681.01.0Wmmd
MPaMPa
W
TM
ca
6049.5
31440
109006.0159700
1
22
3
2
2
1
3
）（
）（
MPaMPa
W
TM
ca
6087.9
10750
109006.083600
1
22
2
2
2
2
4
）（
）（
故强度足够。
3.3.3低速轴
(一)轴的力学模型建立
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
32/4832/48
(二)计算轴上的作用力
斜大圆齿4：
圆周力
NN
T
FF
t
88.3205
68
1009.12
d
25
3
2
t34
径向力
NNFFF
r
31.1202
9505.13cos
20tan
88.3205
cos
tan
t3r34
轴向力NNFFF
ac
37.7969505.13tan88.3205tan
t3ac34
mmN
dF
ac
a
•
108300
2
M44
3
(三)计算支反力
1.计算垂直面支反力（H平面）
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
33/4833/48
如图由绕支点5的力矩和0
5
M则：
018756-
6t4
NH
FF
NF05.960
6NH
同理
则NF
NH
83.2245
5
。
2.计算水平面支反力（V平面）
与上步骤相似，计算得：NF11.263
5NV
，NF
BH
2.939
(四)绘扭矩和弯矩图
1.垂直面内弯矩图如上图。
弯矩125700-56-
5NH5
FM
H
2.绘水平面弯矩图，如图所示
V
M.
弯矩：mm.14734-
5NV
NM
弯矩：mm.123000131
6NV6NV
NFM
11.合成弯矩图如图
最大弯矩值：mm.-1257002
2
5
NM
最大弯矩值：mm.17590023
2
6
NM
12.转矩图
T
mm.414360
3
NTT
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a60
1
MP
应用第三强度理论
1
22
W
TM）（
由轴为单向旋转取=0.6
3
2
2
3
2
2
10750
232
Wmm
d
tdbtd
33
3
33
31440681.01.0Wmmd
MPaMPa
W
TM
ca
6049.5
31440
109006.0159700
1
22
3
2
2
1
3
）（
）（
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
34/4834/48
MPaMPa
W
TM
ca
60879
10750
109006.083600
1
22
2
2
2
2
4
。
）（
）（
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：
11640,275,155BMPaMPaMPa
。取1.02.05.05.0
3.截面上的应力
抗弯截面系数333mm34300701.01.0dW
抗扭截面系数33mm686002.0dW
T
截面左侧
左
M=175900PaM128900
131
35-131
mm414360T
3
•N
弯曲应力幅
a758.3a
34300
128900
0
a
MPMP
W
M
，弯曲平均应力0
m
；
扭转切应力幅
a04.6a
68600
121030
2
T
MPMP
W
T
T
，平均切应力a02.3
am
MP
。
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。0286.0
70
2r
d
14.1
70
80D
d
由附表3-2查取
10.1
28.1
查附图3-1得
85.0
82.0q
q
所以
085.1110.185.0111k
23.1128.182.0111k
q
q
由附图3-2、3-3查得
81.0
66.0
轴按磨削加工，由教材附图3—4求出表面质量系数：92.0
。
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
35/4835/48
故得综合影响系数：
95.11
92.0
1
66.0
23.1
1
1
k
K
426.11
92.0
1
81.0
085.1
1
1
k
K
5.疲劳强度校核
查P25页得
05.01.005.0
1.02.01.0
取—
取—
轴在截面的安全系数为：
526.37
01.0758.395.1
275
ma
1
K
S
77.34
02.305.002.3426.1
155
ma
1
K
S
5.15.25
77.34526.37
77.34526.37
2222
ca
S
SS
SS
S
取许用安全系数SSS
ca
,5.1有，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/T297-1994），其尺寸为，
mmmmmmTDd248050
362aFN
，，
0.32e
,Y=1.9,NKN
r
768008.76C
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
36/4836/48
则
12=389.8,1426.67FrNFrN
1
1
2
2
389.8
105.58
23.8
1426.67
375.44
221.9
d
d
Fr
FN
Y
Fr
FN
Y
因为211
375.44125.64501.08102.58dd
ac
FFNFN
则轴有右移的倾向。轴承1压紧，轴承2放松。
2
2
11
2
+375.44125.64501.08
375.44
adac
ad
FFFN
FFN
则
1
1
501.08
1.2850.32
389.8
a
r
F
e
F
，2
2
375.44
0.2630.32
1426.67
a
r
F
e
F
由表13-5得轴承1，轴承2：
0,1X
9.1,40.0X
22
11
Y
Y
由表13-6得1.01.2
P
f取2.1
P
f
11111
Pf=(0.4389.81.9501.08)1329.57
Pac
XFrYFN
2
P1.211426.671712N
因为
12
PP
10
66
3
2
6
101076800
6
5.571029200
r
h
C
L
nP
hh
故合格。
载荷水平面H垂直面V
支反力F1380.55NHFN184.47NVFN
21363.6NHFN2419.5NVFN
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
37/4837/48
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
mmmmmmTDd75.208545
32
=461.34a
acac
FFFN
0.4e
，NKNCY
r
678008.67,5.1
322735.36,1710.3FrNFrN
则
3
4
3
4
2735.36
911.79
221.5
1710.3
570.1
221.5
d
d
Fr
FN
Y
Fr
FN
Y
则NFNFF
dacd
79.91144.103134.4611.570
34
轴有左移的倾向。轴承3压紧，轴承4放松。
4
4
3c
4
570.1461.341031.44
911.79
ada
ad
FFFN
FFN
载荷水平面H垂直面V
支反力F32480.38NHFN11153.23NVFN
21708.58NHFN276.56NVFN
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
38/4838/48
则
3
3
1031.44
0.3770.4
2735.36
a
r
F
e
F
，4
4
911.79
0.5330.4
1710.3
a
r
F
e
F
则由表13-5得轴承3，轴承4：
5.1,40.0X
0,1X
44
33
Y
Y
由表13-6得1.01.2
P
f取2.1
P
f
33333
Pf=(1273.3601031.44)3282
Pac
XFrYFN
44444
Pf=(0.41710.31.5911.79)2462
Pac
XFrYFN
则
10
66
3
3
6
101067800
6060363.63282
1.1091029200
r
h
C
L
nP
hh
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
mmmmmmTDd75.2210055
4
=796.37
ac
FN
0.4e
，NKNCY
r
908008.90,5.1
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
39/4839/48
322261.2,1343.05FrNFrN
则
5
6
6
5
2261.2
753.73
221.5
1343.05
447.68
221.5
d
d
Fr
FN
Y
Fr
FN
Y
则NFNFF
dacd
68.4471.155037.76973.753
645
轴有右移的倾向。轴承6压紧，轴承5放松。
5
5
6c4
5
796.37753.731550.1
753.73
ada
ad
FFFN
FFN
则
5
5
753.73
0.3330.4
2261.2
a
r
F
e
F
，6
6
1550.1
1.1540.4
1343.05
a
r
F
e
F
则由表13-5得轴承5，轴承6：
5.1,40.0X
0,1X
66
55
Y
Y
载荷水平面H垂直面V
支反力F52245.83NHFN5263.11NVFN
6960.05NHFN6939.2NVFN
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
40/4840/48
由表13-6得1.01.2
P
f取2.1
P
f
55555
Pf=1.2(12261.20753.73)2713.44
Pa
XFrYFN
66666
Pf=(0.41343.051.51550.1)3434.84
Pa
XFrYFN
则
10
66
3
6
3
7
101090800
606090.93434.84
1.
r
h
C
L
nP
hh
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
mmmmmmlhb50810
，接
触长度mml401050'，mmhk485.05.0，mmd35；MPa150~120
P
则键联接所受的应力为：
P
1
P
54.19
35404
547102
'
2
MPa
dkl
T
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
mmmmmmlhb45914
，
接触长度mml311445'，mmhk5.495.05.0，mmd40；MPa150~120
P
则键联接所受的应力为：
P
1
P
6.19
40315.4
547102
'
2
MPa
dkl
T
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
mmmmmmlhb45914
，
接触长度mml311445'，mmhk5.495.05.0，
mmd50
；MPa150~120
P
圆锥圆柱齿轮(CAD装配图和零件图)海滨学院
41/4841/48
则键联接所受的应力为：
P
2
P
25.31
50315.4
1090002
'
2
MPa
dkl
T
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
mmmmmmlhb561220
，
接触长度
mml362056'
，
mmhk6125.05.0
，
mmd70
；MPa150~120
P
则键联接所受的应力为：
P
3
P
81.54
70366
4133602
'
2
MPa
dkl
T
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
mmmmmmlhb70914
，接
触长度mml561470'，mmhk5.495.05.0，mmd45；MPa150~120
P
则键联接所受的应力为：
P
3
P
08.73
45565.4
4143602
'
2
MPa
dkl
T
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
Nm•
，min/4700rn，
半联轴器的孔径135dmm
，故取1235dmm
，半联轴器长度
82Lmm
，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
Nm•
，min/4700rn
半联轴器的孔径145dmm
半联轴器长度
84Lmm
，半联轴器与轴配合的毂孔长
度为82mm。
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6.2联轴器的校核
min/r4700min/r9.90
min/r4700min/r960
3
1
nn
nn
查表14-1得5.1K
A
mNTmNT••36.414,87.43
21
mN1250mN54.62136.4145.1
mN1250mN805.6587.435.1
22
11
••
••
TTKT
TTKT
Aca
Aca
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
smv/12
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
3.68/2/vmsms
，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）88
机盖壁厚
1
8101.0
21
mm
dd
8
机座凸缘厚度b1.512
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机盖凸缘厚度b1
1.5
1
12
机座底凸缘厚度P2.520
地脚螺钉直径
f
d81018.0
21
mm
dd
12
地脚螺钉数目n44
轴承旁连接螺栓直径d10.75df10
机盖机座连接螺栓直径d2(0.5～0.6)df6
连接螺栓d
2
的间距ｌ150～200180
轴承端盖螺钉直径d3(0.4～0.5)df6
窥视孔盖螺钉直径d4(0.3～0.4)df4
定位销直径d(0.7～0.8)d25
d
f
d
1
d
2
至外机壁距离c12020
d
f
、d
2
之凸缘的距离c21818
轴承旁凸台半径R199
凸台高度h4040
外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(5～10)40
内机壁至轴承座端面距离L28~5
21
cc
58
大齿轮顶圆与内机壁距离
2.1
12
齿轮端面与内机壁距离
16
机盖、机座肋厚m1,m2
m1＝0.85
1
,m2＝
0.85
8
轴承端盖外径D2D+(5～5.5)d3120
轴承端盖凸缘厚度e1.2d38
轴承旁连接螺栓距离s140
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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.
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。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。
第10章参考文献：
[1]濮良贵纪名刚主编《机械设计》（第八版）高等教育出版社。
[2]王连明宋宝玉主编《机械设计课程设计》（第三版）哈尔滨工业大学出版社。
[3]申永胜主编《机械原理教程》第二版清华大学出版社。
[4]荣涵锐主编《机械设计课程设计简明图册》哈尔滨工业大学出版社。
[5]朱辉曹桄唐保宁陈大复等编《画法几何及工程制图》第六版上海科学技术出版社。
[6]廖念钊古营菴莫雨松李硕根杨兴骏编著《互换性与技术测量》第五版中国计量
10.1中间轴（Ⅱ轴）及其轴承、键的设计
1.中间轴上的功率
22
2.95,n644/minPkwr转速
转矩4
2
4.3710TNmm
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2.求作用在齿轮上的力
高速大齿轮:
4
2
1
2
11
11
224.3710
448.8
194.73
tantan20
448.8168.3
coscos13.93
tan448.8tan13.93111.3
t
n
rt
at
T
FN
d
a
FFN
FFN
低速小齿轮:
4
2
2
1
22
224.3710
1560.7
56
tan1560.7tan20568.05
t
rtn
T
FN
d
FFaN
3.初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。
根据表15－3，取112
A，于是由式15－2初步估算轴的最小直径
3
3
min22
/1122.95/64420.26dAPnmm
中间轴上有两个键槽，最小轴径应增大10%~15%，取增大12%得
min
22.69dmm，圆
整的
min
25dmm。这是安装轴承处轴的最小直径
1
d
4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)初选型号6205的深沟球轴承参数如下
255215dDB，31
a
dmm，46
a
Dmm，基本额定动载荷14.0
r
CKN基
本额定静载荷7.88
r
CKN，故
15
25ddmm。轴段1和5的长度相同,故取
15
43llmm。
(2)轴段2上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,
2
d应略大与
1
d,可取
2
30dmm。
齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段2的长度
2
l应
比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽
1
55bmm，取
2
48lmm。大齿轮右
端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直径,轴肩高度dh1.0~07.0,取
4
46dmm，
3
10lmm。
(3)轴段4上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,
4
d应略大与
5
d,可取
4
40dmm。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段4
的长度
4
l应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽85bmm，取
5
83lmm。
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取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得
1
52.5Lmm,
2
77.5Lmm，
3
70Lmm
(4)参考表15－2，取轴端为01.545，各轴肩处的圆角半径见图9—3。
第11章
图9—3中间轴的结构布置简图
5.轴的受力分析、弯距的计算
1)计算支承反力：
在水平面上13223
123
()
3026.4tt
AX
FLFLL
FN
LLL
1
350.1
AYa
FFN
12
1818.8
BXttAX
FFFFN
在垂直面上：
2
131223
123
()
2
0,1272.0rar
BAZ
d
FLFFLL
MFN
LLL
故
12
507.1
BZrrAZ
FFFFN
总支承反力：
2222223026.4350.11272.03301.5
AAXAYAZ
FFFFN
22221818.8507.11888.2
BBXBZ
FFFN
2)计算弯矩
在水平面上：
13
1818.870127316
BXBX
MFLNmm
21
3026.452.5158886
AXAX
MFLNmm
11
127316
XBX
MMNmm
22
158886
XAX
MMNmm
在垂直面上：
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47/4847/48
13
35497
BZBZ
MFLNmm
'
2
131
68502.7
2BZBZa
d
MFLFNmm
21
1272.052.566780
AZAZ
MFLNmm
11
35497
zBZ
MMNmm
''
11
68502.7
zBZ
MMNmm
22
66780
ZAZ
MMNmm
故
2222
111
132171.9
XZ
MMMNmm
'2'222
111
.7144575.2
XZ
MMMNmm
2222
222
172349.4
XZ
MMMNmm
3)计算转矩并作转矩图
2
133060TTNmm
出版社。