二级圆锥-圆柱齿轮减速器课程设计

1、精选优质文档-倾情为你奉上设计计算及说明结果一、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）14000.3280 1.3工作条件 三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的。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

2、、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，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 设计计算及说明结果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 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 =/

3、为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 =0.776 -v带传动效率取0.96 -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 Pd= P/总 =0.520kW （3）确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0.55Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 nw=60×1000V/D=60×1000×0.30/×280=20.44r/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

4、围为 nd=Id×nw=（815）×25.5=163.52306.6r/min 无法选择合适的电动机，故这时在减速器和电动机之间加以传动比为3的V带，来放大减速器的转速。此时电动机的可选范围490.561450.8r/min符合这一范围的同步转速只有1000r/min。 设计计算及说明F=1400NV=0.3m/s=0.776=0.520kw=0.55kw=109.2r/min 结果 由上可见，电动机同步转速只有1000r/min,一种传动比方案综合各方面因素选择电机方案，即选电动机型号为Y1001L-6机。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速(r/min)中心

5、高mm轴伸尺寸Y80M2-40.75940139060*140 三、运动参数及动力参数计算计算总传动比及分配各级的传动比总传动比：i=nm/nw=68传送带的传送比i=5二级齿轮的减速器的传动比为13.6分配圆柱齿轮的传动比i=4.53锥齿轮传动比i=31.计算各轴转速（r/min）轴（1）是大带轮所连轴轴（2）是大锥齿轮所连轴轴（3）是大圆柱齿轮所连轴2、各轴输入的功率轴（1）kw轴（2）轴（3）3.计算各轴扭矩（N·m）轴（1）轴（2）轴（3）轴的数据轴转速（r/min）功率（kw）转矩（Nm）轴（1）2780.50517.35轴（2）92.60.46547.96轴（3）20.4

6、40.442206.51 选Y80M2-4型电动机 =278=92.6=20.44r/min=0.505kw=0.465 kw=0.442 kw 结果 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=1.128kw、小齿轮转速为=100.3r/min、齿数比为3.396。工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，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

7、为280HBS，大齿轮材料为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 初选螺旋角。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 设计计算及说明小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮： 45钢（调质） 240 HBS7级精度结果 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.32） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.4333） 查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 4） 由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数 5） 由式（10-23）可得螺旋角系数 6） 由教材公式10-13计算应力值环数N=60nj

8、=60×100.3×1×（3×8×300×10）=1.35648×10h N=0.4341X10h7） 查教材10-19图得：K=0.93 K=0.968） 查取齿轮的接触疲劳强度极限600Mpa 550Mpa 9） 由教材表10-7查得齿宽系数=110） 小齿轮传递的转矩=95.5×10×=9550X1.128/100.3=108N.m11） 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:=0.93×600=558 =0.96×550=528 许

9、用接触应力为两者较小者 故：（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0.255m/s3） 计算齿宽b及模数 设计计算及说明=1.3=2.433=189.8=1.652K=0.9 K=0.95650Mpa 550Mpa=1T=108N.m=553.75 MPaV=0.255m/ 结果 b=1X48.789=48.789mm =4) 计算齿宽与高之比 齿高h= =2.25×2.221=5.0 = =9.765) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318X1X24tan=1.9056) 计算载荷系数K 系数=1，根据V=0.255m/s，7级精度查图表（图

10、10-8）得动载系数=1.02 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=1.30 查教材图表（图10-13）得=1.26 所以载荷系数 =1.8567) 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） 试取载荷系数 2） 根据纵向重合度=1.905 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.883） 计算当量齿数 =26.27 设计计算及说明=2.221 =9.76=1.905 =1.4=1.30=1.26=54.94mm=2.221 mm=26.2

11、7 结果95/ =103.994） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.62，=2.185） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.6 ，=1.826） 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa 。7） 查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.9 K=0.94 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 2) 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数： 对比计算结果，

12、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=54.94来计算应有的齿数.2）计算齿数 z=26.65 取z=27 那么z=3.936×27=106.27 取z2 =106 设计计算及说明=103.99=2.62=2.18=1.6=1.82 =0.9=0.94=321.4=255.14m=1.56mmz=27z=106 结果 4、几何尺

13、寸计算（1） 计算中心距 a=137.072 将其圆整为137mm（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=55.624 取整为56 d=218.376 取整为218（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60mm 采用实心结构大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为222mm 采用腹板式结构其零件图如下 图二、斜齿圆柱齿轮 设计计算及说明 a=137mm=d=56d=218结果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=1.199.kw、小齿轮转速为=313

14、.33r/min、齿数比为3.125由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，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（第九版）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=1.32） 小齿轮传递的转矩=9

15、5.5×10×=36.6KN.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600Mpa 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 =60×313.33×1×（3×8×300×10）=1.35648×10h N=0.434×10h7) 查教材10-19图得：K=0.91 K=0.928) 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:

16、=0.91×600=546 设计及设计说明=1.3 K=0.92=546 结果 =0.92×550=506 （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 调整小齿轮分度圆直径： 2） 计算圆周速度V 0.875m/s3） 计算载荷系数 系数=1，根据V=0.875m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.05 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，小齿轮悬臂布置得=1.320 得载荷系数 =1.3864） 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

17、公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =1.33352）3） 计算当量齿数 =25.2 设计及设计说明=506=62.78mmV=0.875m/sK=1.386=2.67mmK=1.3335 结果 =246.154） 由教材表10-5查得齿形系数 应力校正系数 4) 由教材图20-20c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=0.91 K=0.926) 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=2mm 对比计算结果，由齿面接触

18、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/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=64.135来计算应有的齿数. 设计及设计说明K=0.91K=0.92M=1.325mm 结果 计算齿数 z=33 取z=33 那么z=3.125×33=104 4、计算几何尺寸（1） d=66mm（2） d=208mm（3）（4）（5） mm圆整取= =33mm（6） 机构设计 小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直

19、径为95.76mm 采用实心结构其零件图如下 大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为203mm 采用腹板式结构 图三、直齿锥齿轮z=33 =104d=66d=208=33mm=33mm设计计算及说明结果5、 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 =1.2 kw =313.33r/min =36.6N.M 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 圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示 图四、输入轴载荷图 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45钢（调质），根据机械设计（第九版）表15-3，取，得 设计计算及说

20、明Ft=1304.8NFr=452.67NFa=143.65N结果 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（第九版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 =1.3X36.6=47580N.Mm 查机械设计课程设计表14-4，选LT4型弹性柱销联轴器其工称转矩为63N.m，而电动机轴的直径为28mm所以联轴器的孔径不能太小。取=28mm，半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为44mm。 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五）98Lb La 图五、输入轴轴上零件的装配（

21、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，查机械设计书，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=58mm2） 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30307，其尺寸为 35mm80mm22.75mm所以而=22.75mm 设计计算及说明=28mm=58mm=22.75mm结果这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表13-1查得30307型轴承的定位轴肩高度，

22、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=21mm，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） 有机械设计手册得锥齿轮轮毂宽度为1.2=40mm，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（第九版）表6-1查得平键截面键宽x键高，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；滚动轴承与轴的周向定

23、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（30307型的a=16.8mm。所以俩轴承间支点距离为120mm 右轴承与齿轮间的距离为60mm。）（见图四）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T =36.6N.M 设计计算及说明=21mm，=50mm结果 6、按弯扭合成应力校核轴的强度7 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

24、全。5.2输出轴（轴）的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 =1.083 kw =25.5r/min =406.5N.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（第九版）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 设计计算及说明M=2.0mmFt=3722.5.5NFr=1395.6NFa=919.8N 结果械设计（第九版）表14-1，由于转矩

25、变化很小，故取，则 图六、输出轴的载荷图 =1.3406.5=528.45N.M查机械设计课程设计表14-4选Lx3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）lll 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段的 设计计算及说明40mm 结果直径，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

26、上，故1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30309，其尺寸为=45mmX100mmX27.25mm，=45mm，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30309型轴承的定位轴肩高度，因此取54mm。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

27、，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取10mm。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） 齿轮距附近箱体内壁的距离为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附近箱体内壁一段距离s=8mm。可求得53.25mm， 75.3mm （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（第九版）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 设计计算及87ll说明54mm

28、58mm55mm10mm53.25mm75.3mm 结果 ；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 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30309型的支点距离a=21.3mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=56.95mm，L2=113.3mm。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=.1N.mm

29、扭矩T =406.5N.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=17.32mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第九版）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 设计计算及说明结果 由弯矩和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

30、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=406.5N.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（第九版）附表3-2查取。因，经插值后查得 又由机械设计（第九版）附图3-1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（第九版）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（第九版）附图3-4得表面质量系数为设计计算及说明结果1.82轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1.612.801.26又取碳钢的特性系数为

31、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=406.5N.M74326.9 截面上的弯曲应力4.48MPa截面上的扭转切应力12.22MPa 设计计算及说明结果大锥齿轮：功率0.465kw转速92.6r/min转矩47.98 1.1.1. 小斜齿轮 轴的结构设计与计算 选的L1段轴承直径d1=25mm，经查课程设计GB/T 297-1994，选用30205代号轴承，dXDXT=25X52X16.25,所以L1=34mm=L5。因为大锥齿的宽度24mm，所以L2=24，选d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之间使用轴环进行定位，所以L3=10

32、mm。小斜齿轮的宽度为47mm，选用L4=44mm，d4=30mm。键的选择因为大锥齿轮的孔毂是37mm，所以查课程设计表12-11（GB/T 1095-2003）查得需选用bXh=10X8，因为L1=24mm，键长L=16mm。斜齿轮的孔毂是30mm，所以查课程设计表12-11（GB/T 1095-2003）查得需选用bXh=10X8，因为L1=44mm，键长L=34mm。轴的受力分析载荷水平面H垂直面V支反力F支反力弯矩52199N mm56447N mm总弯矩76883N mm扭矩47.96N m轴的计算应力 由于轴是45钢（调质），查得，故安全。1.2. 轴3功率0.442kw转速20

33、.44r/min转矩206.51 1.3. 轴3的设计与计算因为L1段是与联轴器配合的部分，选用弹性联轴器，查课程设计表14-4可知，选用LX2弹性联轴器，所以可选d1=35mm，查得L1=42mm,查课程设计GB/T 297-1994，选用30208代号轴承，dXDXT=40X80X19.75,所以d2=d6=40mm,L2=L6=50mm。因为L3是轴肩定位，所以d3=45mm,L3=40.大斜齿轮的定位是采用轴环定位的，可选d4=62mm，L4=9mm。由于大斜齿轮的宽度是42，L5=41mm，选d5=50mm。 结果功率0.465kw转速92.6r/min转矩47.98大锥齿轮： 1.

34、3.1. 小斜齿轮 轴的结构设计与计算 选的L1段轴承直径d1=25mm，经查课程设计GB/T 297-1994，选用30205代号轴承，dXDXT=25X52X16.25,所以L1=34mm=L5。因为大锥齿的宽度24mm，所以L2=24，选d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之间使用轴环进行定位，所以L3=10mm。小斜齿轮的宽度为47mm，选用L4=44mm，d4=30mm。键的选择因为大锥齿轮的孔毂是37mm，所以查课程设计表12-11（GB/T 1095-2003）查得需选用bXh=10X8，因为L1=24mm，键长L=16mm。斜齿轮的孔毂是30mm，所以查课程设计表12-11（GB

35、/T 1095-2003）查得需选用bXh=10X8，因为L1=44mm，键长L=34mm。轴的受力分析载荷水平面H垂直面V支反力F支反力弯矩52199N mm56447N mm总弯矩76883N mm扭矩47.96N m轴的计算应力 由于轴是45钢（调质），查得，故安全。1.4. 轴3功率0.442kw转速20.44r/min转矩206.51 1.5. 轴3的设计与计算因为L1段是与联轴器配合的部分，选用弹性联轴器，查课程设计表14-4可知，选用LX2弹性联轴器，所以可选d1=35mm，查得L1=42mm,查课程设计GB/T 297-1994，选用30208代号轴承，dXDXT=40X80X

36、19.75,所以d2=d6=40mm,L2=L6=50mm。因为L3是轴肩定位，所以d3=45mm,L3=40.大斜齿轮的定位是采用轴环定位的，可选d4=62mm，L4=9mm。由于大斜齿轮的宽度是42，L5=41mm，选d5=50mm。dm2=176.8mm6 结果功率0.465kw转速92.6r/min转矩47.98大锥齿轮： 1.5.1. 小斜齿轮 轴的结构设计与计算 选的L1段轴承直径d1=25mm，经查课程设计GB/T 297-1994，选用30205代号轴承，dXDXT=25X52X16.25,所以L1=34mm=L5。因为大锥齿的宽度24mm，所以L2=24，选d2=37mm。大

37、锥齿轮与小斜齿轮之间使用轴环进行定位，所以L3=10mm。小斜齿轮的宽度为47mm，选用L4=44mm，d4=30mm。键的选择因为大锥齿轮的孔毂是37mm，所以查课程设计表12-11（GB/T 1095-2003）查得需选用bXh=10X8，因为L1=24mm，键长L=16mm。斜齿轮的孔毂是30mm，所以查课程设计表12-11（GB/T 1095-2003）查得需选用bXh=10X8，因为L1=44mm，键长L=34mm。轴的受力分析载荷水平面H垂直面V支反力F支反力弯矩52199N mm56447N mm总弯矩76883N mm扭矩47.96N m轴的计算应力 由于轴是45钢（调质），查

38、得，故安全。1.6. 轴3功率0.442kw转速20.44r/min转矩206.51 1.7. 轴3的设计与计算因为L1段是与联轴器配合的部分，选用弹性联轴器，查课程设计表14-4可知，选用LX2弹性联轴器，所以可选d1=35mm，查得L1=42mm,查课程设计GB/T 297-1994，选用30208代号轴承，dXDXT=40X80X19.75,所以d2=d6=40mm,L2=L6=50mm。因为L3是轴肩定位，所以d3=45mm,L3=40.大斜齿轮的定位是采用轴环定位的，可选d4=62mm，L4=9mm。由于大斜齿轮的宽度是42，L5=41mm，选d5=50mm。 结果大锥齿轮：功率0.

39、465kw转速92.6r/min转矩47.98 1.7.1. 小斜齿轮 轴的结构设计与计算 选的L1段轴承直径d1=25mm，经查课程设计GB/T 297-1994，选用30205代号轴承，dXDXT=25X52X16.25,所以L1=34mm=L5。因为大锥齿的宽度24mm，所以L2=24，选d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之间使用轴环进行定位，所以L3=10mm。小斜齿轮的宽度为47mm，选用L4=44mm，d4=30mm。键的选择因为大锥齿轮的孔毂是37mm，所以查课程设计表12-11（GB/T 1095-2003）查得需选用bXh=10X8，因为L1=24mm，键长L=16mm。斜齿

40、轮的孔毂是30mm，所以查课程设计表12-11（GB/T 1095-2003）查得需选用bXh=10X8，因为L1=44mm，键长L=34mm。轴的受力分析载荷水平面H垂直面V支反力F支反力弯矩52199N mm56447N mm总弯矩76883N mm扭矩47.96N m轴的计算应力 由于轴是45钢（调质），查得，故安全。 结果 轴承的校核1.8. 输入轴1轴承校核 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30208，其尺寸为dXDXT=40X80X19.75，轴向力 ，e=0.37 ，Y=1.6，X=0.9载荷水平面H垂直面V支反力F支反力则 则则<e<e

41、， 由表机械设计课程设计13-1得Cr=63000N ,𝜀=10/3故轴承寿命为为 合格1.9. 输入轴2轴承校核 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30208，其尺寸为dXDXT=25X52X16.25，轴向力 ，e=0.37 ，Y=1.6，X=0.9载荷水平面H垂直面V支反力F支反力 由表机械设计课程设计13-1得Cr=32200N ,𝜀=10/3 合格1.10. 输入轴3轴承校核 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30208，其尺寸为dXDXT=40X80X19.75，轴向力 ，e=0.37 ，Y=1.6，X=0.9载荷水平面H垂直面V支反力F支反力 由表机械设计课程设计13-1得Cr=32200N ,𝜀=10/3 合格 结果1.11. 输入轴1轴承校核 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30208，其尺寸为dXDXT=40X80X19.75，轴向力 ，e=0.37 ，Y=1.6，X=0.9载荷水平面H垂直面V支反力F支反力则 则则<e<e， 由表机械设计课程设计13-1得Cr