机械专业课程设计圆锥圆柱齿轮减速器.docx

目录

第一章 设计任务书……………………………………………………2
第二章 总体方案论证………………………………………………3
第三章 电机选择……………………………………………………3
第四章 计算传动装置运动和动力参数……………………………5
第五章 圆柱圆锥齿轮传动设计……………………………………5
第六章 轴设计计算…………………………………………………13
第七章 轴承设计和校核……………………………………………20
第八章 键选择和连接………………………………………………25
第九章 联轴器选择…………………………………………………26
第十章 箱体设计………………………………………………………26
第十一章 减速器润滑密封……………………………………………27
第十二章 设计心得……………………………………………………28
第十三章 参考文件……………………………………………………29

第一章 设计任务书

试设计一个螺旋输送机传动装置
设计要求：工作机连续单向运转，有轻微冲击，效率为0.95，年限8年，大修期限位2年，每十二个月工作250天，单班制工作，输送机主轴许可转速误差（-0.05~+0.05），专厂小批量生产，功率富裕量为10%。
原始数据
表1
工作机转矩（N·m）
工作轴转速（r/min）
锥齿轮传动比
800
180
2.6

要求：1、确定传动比方案，完场总体方案论证汇报。
2、选择电动机型号
3、设计减速传动装置
4．具体作业
1）机构简图一份；
2）减速器装配图一张；
3）零件工作图二张（输出轴及输出轴上传动零件）；
4）设计说明书一份。

图1

第二章 总体方案论证
考虑到螺旋输送机连续工作性和工作环境，把锥齿轮和传动装置设计为一体，用一个减速箱，减小空间占有量，其确定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久工作，即使所用锥齿轮比较贵，但此方案是最合理。其减速器传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大传动。故设计成二级圆锥圆柱齿轮减速器 ，传动方案见图2:

其中输入轴和电动机和输出轴和工作机连接用半联轴器.
图 2

第三章 电机选择
计算工作机所需要功率：由T=9550000Pn P=15.08kwp/η=P0 其中，η=η12η26η3η42η5其中：η1为啮合效率取0.99 η2为轴承摩擦损耗取0.995 η3 为润滑油飞溅和搅动机损耗取0.995 η4为联轴器传动效率取0.95，η5为工作效率为0.95。所以算需要输入功率为17.57Kw，工作富余量为10%。所以，依据《机械设计手册》（成大先），由工作环境条件，选择效率高、结构为全封闭、自扇冷式、能预防灰尘，铁屑等要求，选择Y系列封闭式三相异步电动机，初步选择电动机额定功率PE=18kw。
电动机转速： 由输送机转速nw=[1-0.05~(1+0.05)]×180r/min=171~189r/min 。依据机械设计手册P16-9，传动比分配以下:iI=0.25i 由:iI=2.6，知i=10.6, iII=4，圆柱齿轮二级传动范围为3~6，越是趋近于6时候，油深几乎相同。所以总传动比范围为（7.8~15.6）所以电动机转速范围1404~2808r/min .
查《机械设计手册》有以下电动机可选
表2
型号
额定功率KW
转速R/min
功率因数
最大/最小转矩
Y2-180M-4
18,.5
1470
0.86
2.3
YR-200L1-4
18.5
1465
0.86
3.0
Y160L2-4
18.5
1436
0.88
2.8

选择Y2-180M-4型号，中心高180mm。

第四章 计算传动装置运动和动力参数
确定传动装置总传动比和各级传动比：i=nmnw=1470180=8.17 ，得:iI=2.6 iII=3.14 。
确定传动装置运动和动力参数

表3 轴运动及动力参数
项目
电动机轴
高速级轴I
中间轴II
低速级轴III
工作机轴IV
转速（r/min）
1470
1470
565.39
180.05
180
功率（kw）
18.5
17.32
16.98
15.09
15.08
转矩()
120.2
120.2
112.5
886.8
880
传动比
1
2.6
3.14
1
效率
0.95
0.94
0.96
0.95

第五章圆锥圆柱齿轮设计

4.1圆锥齿轮传动设计（关键参考教材《机械设计（第八版）》）
已知输入功率为平、PI=17.32kw、小齿轮转速为nI=1470r/min、齿数比为2.6。
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）运输机为通常工作机器，速度不高，故选择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（调质后表面淬火），硬度为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z1=23,z2=17×2.6=59.8取为60。
2、按齿面接触疲惫强度计算按下式设计计算
载荷系数K=KVKAKαKβ
KA=1.25，KV=1.2 Kα=1 Kβ=1 ，由齿数比u=2.6，估算安全系数s=1失效率为1%，依据工作寿命计算应力循环次数N1=1.4112×109 N2=5.4277×108， 由《机械设计》图10-19 查KHN1=0.9 KHN2=0.95[σH]1=KHN1σlim1S=540 MPa [σH]2=KHN2σlim2S=522.5 MPa
de1≥2.923(ZEσH)2KT1∅R(1-0.5∅R)2U

转矩TI=112.5N·m，由《机械设计》ZE=188.9MPa1/2，∅R（锥齿齿宽系数）取1/3，而σH选择最小，故初步算小齿轮分度圆直径为d1=97.361mm，de2=u·de1`=253mm ，锥距R=d1u2+12=191.69mm。大端模数me=dz=4.2mm，大端分度圆直径de1=97.316mm，de2=252mm， 平均分度圆直径dm1=de1（1-0.5∅R）=81.1mm，dm2=de2（1-0.5∅R）=210mm，平均模数mm=me1-0.5∅R=3.5mm，齿宽b=∅R·Re ，分锥角δ1=tan-1z2z1=21°04`，δ2=68°96` ，外锥距Re=de1/(2sinδ)=135.59mm，b=45.197mm，取为45mm。
齿宽和齿高比b/h
mt=d1tz1=4.2mm，h=2.25×me=9.31mm，b/h=4.83.
计算载荷系数：小齿轮圆周速度v=π60d1n1=7.49ms ，7级精度，由《机械设计》图10-8查动载荷系数KV=1.2，使用系数KA=1.25，载荷分配系数KHα=1，KH,β=1.5，轴承系数KHβbe=1.5×1.25=1.9查表10-9
ZE=188.9MPa1/2，K=KVKAKHαKH,β=2.28
按实际载荷系数矫正所算分度圆直径d1=d1t3KKt=111.6849mm，取为111.685mm。计算模数m=d1Z1=4.86mm。
于是σH=5ZE3KT1∅R(1-0.5∅R)2d13u=505.25MPa<[σH]
根据齿根弯曲疲惫强度计算
σF=KFtYFaYSabmm≤[σF] 得m≥34KT1YFaYFS∅R(1-0.5∅R)Z12u2+1[σF]
确定公式内各值:弯曲疲惫极限σF1=500MPa，大锥齿轮σF2=380MPa（查表10-20c），
弯曲疲惫寿命查KFN1=0.85 KFN2=0.88
[σF1]=KFN1σFE1S=303.57MPa。 [σF2]=238.86MPa。
对于大锥齿轮KFα=KHα KFβ=KHβ
K=KVKAKFαKF,β=2.28
由《机械设计》表10-5 查得：YFa1=2.69 YFa2=2.28
YSa1=1.57 YSa2=1.73
比较大小齿轮[YFaYSaσF]
YFa1YSa1σF=0.01394 YFa2YSa2σF=0.01657>YFa1YSa1σF
以上数据代入
m≥34KT1YFaYFS∅R(1-0.5∅R)Z12u2+1[σF]=3.692
故me=4.826>m ，所以成立。
对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅和齿轮直径相关，可去由弯曲强度算模数并就近圆整为标准值m=4mm，根据接触强度算分度圆直径d1=111.685mm，算出小齿轮齿数 Z1=28 Z2=73
这么设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲惫强度，又满足了齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
几何尺寸计算
分度圆直径 d1=Z1m=112mm d2=Z2m=292mm
锥距R=d1u2+12=155.998mm
齿宽b=R∅R=51.999mm，圆整为B1=55mm，B2=50mm

二、低速级传动圆柱斜齿轮设计计算
已知输入功率为PII=16.98kw、小齿轮转速为nI=565.39r/min、齿数比为3.142。
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）输送机为通常工作机器，速度不高，故选择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（调质后表面淬火），硬度为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z1=21,z2=67。
（4）初选螺旋角β=14°。
2、按齿面接触疲惫强度计算按下式设计计算
根据公式d1t≥32KtT1∅dεαu±1u(ZHZE[σH])2
(1)，确定公式内各值
l 试选载荷系数Kt=1.6
l 查《机械设计》10-30，选择区域系数ZH=2.433 。
l 由图查端面重合度εα1=0.78 εα2=0.87 则εα=εα1+εα2=1.65
l 小齿轮转矩TII=286809N·mm
l 齿宽系数∅d=1
l 查表10-9 ZE=188.9MPa1/2，依据工作寿命计算应力循环次数N1=5.43×108 N2=1.727×108， 由《机械设计》图10-19 查KHN1=0.92 KHN2=0.95
l 许用接触应力[σH]= [σH]1+ [σH]22 =537.25MPa
（2）
1)计算小齿轮分度圆直径
d1t≥32KtT1∅dεαu±1u(ZHZE[σH])2=79.26mm
2)计算圆周速度v=π60d1tn1=2.345m/s
3)计算齿宽及模数mnt
b=∅dd1t=79.26mm mnt=d1tcosβz1=3.66mm h=2.25mnt=8.24mm b/h=9.62
4)计算纵向重合度εβ=0.318∅dz1tanβ = 1.665
5)计算载荷系数K
已知使用系数KA=1.25 ，依据v=2.345m/s，7级精度，查动载荷系数KV=1.11 KHβ=1.430 齿间载荷分配系数 KFβ=1.41 KHα=KFα=1.2 故载荷系数K=KVKAKHαKHβ=2.38
6) 按实际载荷系数矫正所算得分度圆直径
d1=d1t3KKt=90.47mm
7)计算模数mn
mn=d1tcosβz1=4.04mm
根据齿根弯曲疲惫强度计算

mn≥32KT1Yβcos2β YFaYFS∅dZ12εα[σF]
（1） 确定计算参数
1）计算载荷系数 K=KVKAKFαKFβ=2.35
2）依据纵向重合度 εβ=1.665，从《机械设计》10-28查螺旋角影响系数Yβ=0.88
3）计算当量齿数。zv1=z1cos3β=22.99 zv1=z2cos3β=73.34
4）查取齿形系数。
由表10-5查YFa1=2.69 YFa2=2.23
YSa1=1.575 YSa2=1.755
确定公式内各值:弯曲疲惫极限σE1=500MPa，大齿轮σE2=380MPa（查表10-20c），
弯曲疲惫寿命查KFN1=0.88 KFN2=0.9 取安全系数为1.4
[σF1]=KFN1σFE1S=314.29MPa。 [σF2]=244.29MPa。
比较大小齿轮[YFaYSaσF]
YFa1YSa1σF=0.01348 YFa2YSa2σF=0.0160>YFa1YSa1σF
以上数据代入
mn≥32KT1Yβcos2β YFaYFS∅dZ12εα[σF]=2.129
故mn=4.04>m ，所以成立。
对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数mn大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅和齿轮直径相关，可去由弯曲强度算模数并就近圆整为标准值m=2.50mm，根据接触强度算分度圆直径d1=90.47mm，算出小齿轮齿数 Z1=35 Z2=110
4、几何尺寸计算
（1）计算中心距 a=（Z1+Z2）mn2cosβ=149.4mm，圆整为150mm
（2）按圆整后中心距修正螺旋角
β = arcos（Z1+Z2）mn2a=14°84`
因为β值改变不多，故参数εα等无须修正。
（3）计算大小齿轮分度圆直径
d1=z1mncosβ=90.52mm d2=z2mncosβ=284.49mm
（4）计算齿轮宽度
b = ∅dd1 =90.52mm
圆整后取B1=90mm； B2=85mm。
（5）结构设计
以大齿轮为例，因为齿轮齿顶圆直径大于160mm。而又小于500mm，故以选择腹板式结构为宜，其它相关尺寸根据《机械设计》图10-39设计绘制大齿轮零件图图

轴设计和计算
一、减速器高速轴I设计
初步选择45钢,调质处理。1.求输出轴上功率，转速和转矩

PI=17.32kw
nI=1470r/min
TI=112.5N·m

由d≥Ao3pn查表书本15-3知道A0=120
所以d≥27.31mm
现有联轴器，有一根键，轴径增加5%，
2.求作用在齿轮上力
圆锥小齿轮
dm1=d(1-0.5/∅R)=93.33mm
Ft1=2TIdm1=2410.7 N
Fr1=Ft tanαcosδ1=819N
Fa1=Fttanαsinδ1=314.19N
同时选择联轴器型号，联轴器计算转矩：
，则Tca=TI∙KA=146250N∙mm
结合电动机参数，选择弹性柱销联轴器，型号HL6联轴器，工程转矩为250000N∙mm,该端选择半联轴器孔径dI=32mm，故取轴径dI=32mm，半联轴器长度为L=82mm，半联轴器和轴配合毂孔长度LI=62mm。
依据轴向定位要求确定州各段直径和长度。
1.为了满足半联轴器轴向定位要求，L1段右端需要制出一个轴肩，取l2=35mm(定位轴肩高度取配合轴径0.07~0.1d)，由联轴器毂孔长度L 和直径d及相关要求，可确定
d1=32mm l1=58mm 。

（2）、依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度，以下图

2）初步选择滚动轴承。
轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选择单列深沟球轴承。参考工作要求，并依据尺寸，选择0基础游隙组、标准精度级单列深沟球轴承6008（GB/T274--1994），其尺寸为d×D×B=40×68×15mm 。
为了利于固定，通常取比b小1mm图，故可确定d3=40mm , l3=14mm.
3）由经验公式算轴肩高度：h4=0.07×40+3.1~4.1=5.9~6.9mm取轴肩高为6mm，d4=52mm由《课程设计指导书》P47图46要求可得，l4=2.5d3-l3=86mm.
4）依据轴承安装方便要求，取d2,d5全部比d3小1mm，所以d2=d5=39mm。

依据安装轴承旁螺栓要求，取 。
依据齿轮和内壁距离要求，取l5=16mm。？
5）依据齿轮孔轴径和长度，取d6=35mm ,l6=55mm。
至此，已初步确定了轴各段直径和长度。
（3）、轴上零件周向定位
齿轮、联轴器和轴周向定位均采取平键联接。按半联轴器和轴配合l1段。由书本表6-1查得，半联轴器和轴联接处平键截面b×h=10mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm（标准键长见）。选择B型键（平头平键）。8级以上精度需要有定心精度要求。同时为了确保半联轴器于轴配合有良好对中性，故选择半联轴器和轴配合为H7K6;一样，锥齿轮和轴连接，选择A型平键b×h=10mm×8mm，长度为40mm，配合为H7n6; 两个滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴直径尺寸公差m6。
（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸
查书本表15-2，取1.2×45°，各轴肩处圆角半径分别以下:1~2,R2 其它为R1 。

（5）、求轴上载荷
依据轴结构图做出轴计算简图
（齿轮取齿宽中点处平均分度圆直径作为力作用点，轴承在宽度中点为作用点）

根据弯扭合成应力校核轴刚度，进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面刚度，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力时取α=0.6，
轴计算应力
σca=M12+(αT1)2W =2.9Mpa ，由前面已经选定轴材料为45钢，调质处理，由表15-1查【σ】=60MPa，所以安全。
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=858.21N
FNV1=-372.645N
FNH2=1552.49N

FNV2=1191.645N

弯矩M
MH=54240.75N∙mm

MV1=-37264.5N·mm
总弯矩
M1=92920.54N·mm
M2=54240.75N·mm
扭矩T
T1=112500N·mm

输出轴（轴）设计
1、求输出轴上功率、转速和转矩
PIII=16.72KW nIII=180.5r/min TIII=886800N·mm

2、求作用在齿轮上力
已知大斜齿轮分度圆直径为
D=284.49mm Ft=2TIIId=6234.31N Fr=Ft·tanα/cosβ=2346.97N
Fa=Fttanβ=1647.18N

圆周力、径向力及轴向力方向图所表示

初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢（调质），取，得
dmin=50.72mm
输出轴最小直径为安装联轴器直径dI-II，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，
故需同时选择联轴器型号。联轴器计算转矩取，
=1152840N·mm，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 ，半联轴器孔径DI=55mm ， 故选择故选择DI-II=55mm，
半联轴器长度l=112mm ，半联轴器和轴配合轮毂长度L1=84mm 。
4、轴结构设计
（1） 确定轴上零件装配方案
选择书本15-22a所表示装配方案。

（2） 依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度，
1） 为了满足半联轴器轴向定位，1段轴右端需制出一轴肩，故取2-3段直径62mm, 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径65mm，半联轴器和轴配合长度L1=84 , 为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故1-2段长度应比略短些，现取82mm,
2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择单列圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据2-3段直径62mm，由《机械设计课程设计》表13-1中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30313,其尺寸为d×D×T=65mm×140mm×36mm,故dIII-IV=dVII-VIII=65mm；而LVII-VIII=36mm。
右端滚动轴承采取轴肩进行轴向定位，由手册上查30313型轴承定位轴肩高度为h=6mm ，所以，取dVI-VII=77mm 。
3） 取安装齿轮处轴段IV-V直径dIV-V=70mm，齿轮左端和左轴承之间采取套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为95mm，为了使套筒端面可靠压紧齿轮，此轴承硬略短于轮毂宽度，故取LIV-V =90mm。齿轮右端采取轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=6mm，则轴环处直径dV-VI=82mm，轴环宽度b≥1.4h，取LV-VI=12mm。
4） 轴承端盖总宽度为20cm，（减速器结构设计结果），依据轴承端盖装拆和便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面和半联轴器右端面间距离l=30mm，故取lII-III=50mm。
5） 取齿轮据箱体内壁之距离a=16mm,锥齿轮和圆柱齿轮之间距离c=20mm,考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一整段距离s.取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=36mm,大锥齿轮轮毂长l=50mm,则lIII-IV=65mm lVI—VII=82mm。
至此， 已初步确定了轴各段直径和长度。
（3），轴上零件轴向定位
齿轮，半联轴器和轴周向定位均采取平键连接，根据，dIV-V由表查平键截面b×h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长63mm,同时为了确保齿轮和轴配合含有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为H7n6,一样，半联轴器和轴连接，选择平键16×10×70mm,半联轴器和轴配合为，滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为m6。
（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸

5、求轴上载荷
依据轴结构图做出轴计算简图，在确定支点时查得30313型支点距离a=29mm。所以作为简支梁轴承跨距为226mm,做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值以下：
取轴端倒角为，轴肩处倒角可按R1.6-R2合适选择。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=3728.6N
FNV1=1345.24N
FNH2=1965.1N
FNV2=728.75N
弯矩M
MH=287102N∙mm

MV=302679N·mm
总弯矩
M=417183.6N·mm
扭矩T
T3=886800N·mm

6） 按弯扭合成应力校核轴刚度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯扭和扭矩截面，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴计算应力
σca=M2+(αT3)2W =19.71MPa 。
前已选定轴材料为45钢，调质处理，查σ=60MPa 。所以安全。

中间轴设计计算.
由上述所知:中速轴上面功率PII=16.98KW 转速nII=565.39r/min
转矩286.8N·m
2，求作用在齿轮上力5.3中间轴（II轴）设计
1、求输入轴上功率P、转速n和转矩T
PII=16.98KW nII=565.39r/min TII=286800N·mm

已知小齿轮分度圆直径为
d=mz=98mm
dm1=d(1-0.5/∅R)=93.33mm
Ft3=2T2d=5853.6N
Fr3=Ft3tanα=2130.1N

已知圆锥直齿轮平均分度圆直径 dm2=d(1-0.5/∅R)=243.3mm

圆周力、径向力、及轴向力方向图八所表示
Fr2=Fa1=314.19N
Fa2=Fr1=819N Ft2=2T2dm2= 2731.43N
3、初步确定轴最小直径
先初步估算轴最小直径。选择轴材料为40Cr（调质），依据《机械设计（第八版）》表15-3，取，得，中间
dmin=34.07mm轴最小直径显然是安装滚动轴承直径 。
（2）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择单列圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据d>34.07mm，，由《机械设计手册》中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承3(GB/T 297-1994)，其尺寸为d×D×T=40mm×68mm×19mm，计算轴力作用长度a=14.9mm。
左端轴承采取套筒进行轴向定位，右端轴承采取轴肩进行定位，由《机械设计课程设计》表13.1查得3型轴承定位轴肩高度3mm，所以取套筒直径和另一端轴直径46mm。
2）取安装锥齿轮轴段d=50mm，锥齿轮左端和左轴承之间采取套筒定位，已知锥齿轮轮毂长l=50mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取l2=46mm，齿轮右端采取轴肩定位，轴肩高度，故取h=5mm,，则轴环处直径为d1=51mm。
3）已知圆柱直齿轮齿宽B=100mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴
段应略短于轮毂长，故取l3=95mm，d=45mm。
4）齿轮距箱体内比距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮距离为c=20mm，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。轴承端盖厚度为20mm。
至此，已初步确定州各段直径和长度。
轴上零件轴向定位。
圆锥齿轮周向定位采取平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面b×h=16×10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；圆柱齿轮周向定位采取平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面，b×h=14×9mm键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为，轴肩处倒角可按R1.6-R2合适选择

5、求轴上载荷
依据轴结构图做出轴计算简图，在确定支点时查得3型支点距离a=14.9mm。所以轴承跨距分别为L1=53mm，L2=95mm。L3=80mm做出弯矩和扭矩图。由图八可知斜齿轮支点处截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值以下：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=5853.6N
FNV1=1466.1N
FNH2=3133.7N
FNV2=844.5N
弯矩M
MH=310240.8N∙mm

MV=77698N·mm
总弯矩
M=83669.1·mm
扭矩T
T3=286800N·mm

6、按弯扭合成应力校核轴强度
依据上表中数据及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力为
σca=M12+(αT1)2W =34.43Mpa
前已选定轴材料为（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得，[σ]=70MPa,故安全。
六：轴承校核计算

1、输入轴滚动轴承计算
选择0基础游隙组、标准精度级单列深沟球轴承6008（GB/T274--1994），其尺寸为d×D×B=40×68×15mm ,轴向力Fa=Fttanαsinδ1=314.19N基础额定静载荷Co=11.7KN， 由Fa/Co=0.027,查表13-5知：e=0.22 Y=2.0 X=0.56

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=858.21N
FNV1=-372.645N
FNH2=1552.49N

FNV2=1191.645N

则两个轴承径向力：Fr1=FNH12+FNV12=935.62N Fr2=FNH22+FNV22=1957.1N Fd1=Fr12Y=233.91N Fd2=Fr22Y=489.275N

Fa1=Fd2+Fa=803.456N
Fa2=Fd2=489.275N
又 Fa1Fr1=0.858>e Fa2Fr2=0.25<e
取fp=1 轻微冲击
径向当量动载荷
Pr1=XFr1+YFa1=2130.08N
Pr2=Fr2=1957.1N

因为Pr1> Pr2,所以根据轴承1受力大小验算 ε=3 ,球轴承。C,基础额定动载荷
Lh=10660n×((CP1))ε=5764h>250×2×8=4000h，故合格。
中间轴滚动轴承计算。
选择单列圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据d>34.07mm，，由《机械设计手册》中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承3(GB/T 297-1994)，其尺寸为d×D×T=40mm×68mm×19mm，
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=5853.6N
FNV1=1466.1N
FNH2=3133.7N
FNV2=844.5N

轴向力Fa=819N，e=0.38 Y=1.6 X=0.9
则两个轴承径向力：Fr1=FNH12+FNV12=6034.4N Fr2=FNH22+FNV22=3245.5N Fd1=Fr12Y=1885.75N Fd2=Fr22Y=1014.2N
Fa1=Fd2+Fa=1833.2N
Fa2=Fd2=1014.2N
又 Fa1Fr1=0.30<>e Fa2Fr2=0.313<e
取fp=1 轻微冲击
Pr1=XFr1+YFa1=8364.1N
Pr2=Fr2=3245.5N

因为Pr1> Pr2,所以根据轴承1受力大小验算 ε=10/3 ,圆锥滚子轴承。C,基础额定动载荷
Lh=10660n×((CP1))ε=36781.6h>250×2×8=4000h，故合格。
输出轴滚动轴承校核计算
选择单列圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据，由《机械设计课程设计》表13-1中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30313（GB/T297-1994）,其尺寸为d×D×T=65mm×140mm×36mm,
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=3728.6N
FNV1=1345.24N
FNH2=1965.1N
FNV2=728.75N

e=0.35 Y=1.7 X=1则两个轴承径向力：Fr1=FNH12+FNV12=3963.9N Fr2=FNH22+FNV22=2095.9N Fd1=Fr12Y=1165.9N Fd2=Fr22Y=616.4N

Fa1=Fd2+Fa=616.4N
Fa2=Fd2=616.4N
又 Fa1Fr1=0.156<e Fa2Fr2=0.294<e
取fp=1.1 轻微冲击
Pr1=fp(XFr1+YFa1)=5512.9N
Pr2=Fr2=2095.9N

因为Pr1> Pr2,所以根据轴承1受力大小验算 ε=10/3 ,圆锥滚子轴承。C,基础额定动载荷
Lh=10660n×((CP1))ε=695963h>250×2×8=4000h，故合格。

七、键联接选择及校核计算
1)输入轴
下面分别做C键和A键连接强度分析：
键，轴和联轴器材料全部是钢，由书本表6-2查许用挤压应力【σp】=100~120MPa ，取其平均值110MPa。键工作长度l=L=45mm， 键和半联轴器键槽接触高度k=0.5h=4mm σp=2T×1000kld=39.0625Mpa<110MPa 。键标识为：键C10×90 GB/T1096-。
键工作长度为l=L-10=35mm。键和锥齿轮接触高度K=0.5h=4mm，σp=45.918Mpa<110Mpa ，键标识为：键10×45 GB/T 1096- 。
2)中间轴，和大圆锥齿轮连接键
键和轴材料全部是钢，由书本表6-2查许用挤压应力【σp】=100~120MPa ，取其平均值110MPa。键工作长度为l=L-16=24mm，键和锥齿轮接触高度K=0.5h=5mm，σp=2T×1000kld=95.6Mpa<110MPa。键标识为：键C16×40 GB/T1096-。
圆柱齿轮周向定位平键连接
键工作长度为l=L-14=31mm，键和锥齿轮接触高度K=0.5h=4.5mm，σp=2T×1000kld=91.4Mpa<110MPa。键标识为：键C14×45 GB/T1096-。
3）输出轴键连接，轴和齿轮平键连接校核
键，轴和联轴器材料全部是钢，由书本表6-2查许用挤压应力【σp】=100~120MPa ，取其平均值110MPa。键工作长度l=L-20=43mm， 键和齿轮键槽接触高度k=0.5h=6mm σp=2T×1000kld=98.2Mpa<110MPa 。键标识为：键C20×63 GB/T1096-。
一样，半联轴器和轴连接，选择平键16×10×70mm,滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为m6。
键工作长度为l=L-16=54mm。键和锥齿轮接触高度K=0.5h=5mm，σp=119.4Mpa>110Mpa ，可见连接挤压强度不够，考虑到相差不多问题，改用平键平头C部署连接键。工作长度为70，，则σp=92.1Mpa<110Mpa标识为： 键A 16×70 GB/T 1096- 。
八、 联轴器选择
在轴计算中已选定了联轴器型号。
结合电动机参数，选择弹性柱销联轴器，型号HL6联轴器，工程转矩为250000N∙mm,该端选择半联轴器孔径dI=32mm，故取轴径dI=32mm，半联轴器长度为L=82mm，半联轴器和轴配合毂孔长度LI=62mm。

输出轴选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.M ，半联轴器孔径DI=55mm。
九、润滑和密封
齿轮采取浸油润滑，由《机械设计》表10-11和表10-12查得选择100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995），油量大约为3.5L。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油深度最少为半齿宽，圆柱齿轮通常浸入油深度为一齿高、但大于10mm，大齿