二级减速器装配图

二级减速器装配图

山药做法-文件管理应用

2023年2月16日发(作者：支部换届选举选票)

......

...专业..

工业大学科技学院

课程设计资料

课程名称：机械设计

设计题目：二级锥形圆柱齿轮减速器

......

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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

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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

......

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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

设计容：

（1）设计说明书（一份）

（2）减速器装配图（1）

（3）减速器零件图（不低于3

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=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380v220v。

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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

w

=

1000

ww

VF

=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

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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：

d

P=





w

P

=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围



'i=8~40min/r2400~4806040~8nin

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

Y132M1-64960421102.02.0

1.2计算传动比：

2.总传动比：1660960

n

n

i

w

m



3.传动比的分配：



i25.0i=41625.0，5i



1.3计算各轴的转速：

Ⅰ轴r/min960nn

m





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Ⅱ轴r/min240

4

960

i

n

n







Ⅲ轴r/min48

5

240

i

n

n







Ⅳ轴n4=n3=48r/min

1.4计算各轴的输入功率：

Ⅰ轴kwP06.3



Ⅱ轴kw01.3



P

Ⅲ轴88.2



Pkw

Ⅳ轴kw83.24P

1.5各轴的输入转矩

Ⅰ轴mmNT.50.30



Ⅱ轴mm58.119•



NT

Ⅲ轴mm21.574•



NT

Ⅳ轴mm79.562•NT

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）96

实际功率

（kw）

3.633.063.012.882.83

转矩（N.M）31.4430.50119.58574.21562.79

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传动比145

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

10682.60jn60LN；

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。

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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



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；

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由10—3表查得：齿间载荷分配系数



K=1

FH

KK；取轴承系数

beH

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

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











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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







=



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

误差围。

(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



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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



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mm856.44520.1493.0bR

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

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

K=1

FH

KK；取轴承系数

beH

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







=



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

......

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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

arctan444.69

锥距R149.520mm

轮缘厚度mm10m4~3e

n



16mm

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

DD6.1

1

D80mm

轮毂宽度LD2.1~1L

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

......

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板孔直径

0

d

由结构确定24mm

腹板厚度Cmm1017.0~1.0RC

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

......

...专业..

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。

mmNT5

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

1037.653658216.36360jn60LN；

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



......

...专业..

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

......

...专业..

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mmNT5

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。

......

...专业..

2.设计计算

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

......

...专业..

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

......

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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

BL

70mm（取为与齿宽

4

B相

等）

腹板最大直径

0

D



na0

m14~10dD

240mm

板孔分布圆直径

1

D

2

30

1

DD

D



176mm

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

......

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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

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

......

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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

。

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版理工大学），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。

......

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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）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，

......

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选用圆锥滚子轴承，初选轴承33010，由表得轴承径d=50mm，外径D=90mm，宽度

B=20mm，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，

联轴器定位轴套顶到轴承圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承圈宽度，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圈右端面，该处轴段长度应比轴承圈宽度略短，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14945mm,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

......

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640mm63mm

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

......

...专业..

(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，又符合轴承径系列。根据d

min

=45mm，取轴

承30209，由表得轴承径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

d

5

=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14945mm大锥齿轮与轴的配合为

6

7

n

H

。

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

......

...专业..

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，

许用转速4750r/min，轴孔围为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，

......

...专业..

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，又符合轴承径系列。

现取轴承为30211由表得轴承径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，取轴承靠近箱体壁

的端面与箱体壁距离

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，

......

...专业..

取L

5

=20mm。轴段○4的直径可取轴承圈定位直径，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

3.3轴的校核

3.3.1高速轴

(一)轴的力学模型建立

......

...专业..

(二)计算轴上的作用力

小锥齿轮1：

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



......

...专业..

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

......

...专业..

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





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

......

...专业..

(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



......

...专业..

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







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.垂直面弯矩图如上图。

弯矩4485014.58

3NH1

FM

H

弯矩

mm.835509.48

42H

NFM

NH



......

...专业..

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

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。

......

...专业..

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：

......

...专业..

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）

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

......

...专业..

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



















）（

）（

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。

......

...专业..

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333mm34300701.01.0dW

抗扭截面系数33mm686002.0dW

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





。

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

......

...专业..

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

......

...专业..

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

载荷水平面H垂直面V

支反力F1380.55NHFN184.47NVFN

21363.6NHFN2419.5NVFN

......

...专业..

10

66

3

2

6

101076800

6

5.571029200

r

h

C

L

nP

hh













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

mmmmmmTDd75.208545

32

=461.34a

acac

FFFN

0.4e

，NKNCY

r

678008.67,5.1

322735.36,1710.3FrNFrN

则

载荷水平面H垂直面V

支反力F32480.38NHFN11153.23NVFN

21708.58NHFN276.56NVFN

......

...专业..

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





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

......

...专业..

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

载荷水平面H垂直面V

支反力F52245.83NHFN5263.11NVFN

6960.05NHFN6939.2NVFN

......

...专业..

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

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。

......

...专业..

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



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1250Nm•，min/4700rn，

半联轴器的孔径135dmm，故取1235dmm，半联轴器长度82Lmm，半联

......

...专业..

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。

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。

......

...专业..

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b1.512

机盖凸缘厚度b1

1.5

1



12

机座底凸缘厚度P2.520

地脚螺钉直径

f

d81018.0

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

......

...专业..

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

然这次课程设计已经完成，但是我觉得还是有缺陷，因为觉得自身基础不够扎实。在这

次课程设计中我明白了要想把课程设计做好必须得有严谨的学习态度及扎实的基础。

外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(5～10)40

机壁至轴承座端面距离L28~5

21

cc

58

大齿轮顶圆与机壁距离

2.112

齿轮端面与机壁距离



16

机盖、机座肋厚m1,m

2

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

......

...专业..

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。

[2]王连明宋宝玉主编《机械设计课程设计》（第三版）工业大学。

[3]申永胜主编《机械原理教程》第二版清华大学。

[4]荣涵锐主编《机械设计课程设计简明图册》工业大学。

[5]朱辉桄唐保宁大复等编《画法几何及工程制图》第六版科学技术。

[6]廖念钊古营菴莫雨松硕根兴骏编著《互换性与技术测量》第五版中国计量。