圆锥齿轮圆柱齿轮减速器(内含装配图和零件图)

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 (25)

3.3.1 高速轴 (25)

3.3.2 中间轴 (27)

3.3.3 低速轴 (29)

第4章滚动轴承的选择及计算 (33)

4.1.1 输入轴滚动轴承计算 (33)

4.1.2 中间轴滚动轴承计算 (35)

4.1.3 输出轴滚动轴承计算 (36)

第5章键联接的选择及校核计算 (38)

5.1 输入轴键计算 (38)

5.2 中间轴键计算 (38)

5.3 输出轴键计算 (38)

第6章联轴器的选择及校核 (39)

6.1 在轴的计算中已选定联轴器型号。 (39)

6.2 联轴器的校核 (39)

第7章润滑与密封 (39)

第8章设计主要尺寸及数据 (40)

第9章设计小结 (41)

第10章参考文献： (42)

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

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 =

1000w w V F =1000

5

.12400?=3.6kw 2. 各机械传动效率的参数选择：1η=0.99（弹性联轴器）， 2η=0.98（圆锥

滚子轴承），3η=0.96（圆锥齿轮传动），4η=0.97（圆柱齿轮传动），5η=0.96（卷筒）.

所以总传动效率：∑η=2

1η4

2η3η4η5η

=96.097.096.098.099.042???? =0.808

3. 计算电动机的输出功率：d P =

∑

ηw

P =

808

.06

.3kw ≈4.4547kw 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 =

315

14.35

.1100060d v 100060w ???=

?π=90.95r/min ，所以电动机转速范围为 min /r 75.2273~6.72795.9025~8n i n w d ）（）（’=?=

=∑。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（3i i 25.0i ≤=I ∑I 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 Y132M2-6

5.5

960

42

110

2.0

2.0

1.2 计算传动比：

2. 总传动比：555.1095

.90960n n i w m ≈==

∑ 3. 传动比的分配：I I I ∑?=i i i ，∑I =i 25.0i =64.2555.1025.0=?<3，成立

64

.2555

.10i i i =

=

I ∑∏=4 1.3 计算各轴的转速：

Ⅰ轴 r/m in 960n n m ==I Ⅱ轴 r/min 6.36364

.2960

i n n ===

I I ∏

Ⅲ轴 r/min 9.904

6

.363i n n ===

∏∏I I I 1.4 计算各轴的输入功率：

Ⅰ轴 kw 41.499.04547.41d =?==I ηP P Ⅱ轴 kw 149.496.098.041.432=??==I ∏ηηP P Ⅲ轴 42ηη∏I I I =P P =4.149×0.98×0.97=3.944kw 卷筒轴 kw 826.399.098.0944.312=??==I I I ηηP P 卷

1.5 各轴的输入转矩

电动机轴的输出转矩mm 104315.4960

4547

.41055.9n 1055.946m d 6

d ??=??=?=N P T 故Ⅰ轴 =??==I 41d 1099.04315.4ηT T 4.387mm 10

4

??N

Ⅱ轴 mm 1009.110644.296.098.0387.4i 5432??=????==I I ∏N T T ηη Ⅲ轴 mm 101436.410497.098.009.1i 5542??=????==∏∏I I I N T T ηη

卷筒轴 m

m 100196.41099.098.01436.45

512??=???==I I I N T T ηη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

材料牌

热处理方

强度极限

屈服极限

硬度（HBS ）

平均硬度

号 号 法

Pa /M B σ a /MP S σ 齿芯部

齿面部

（HBS ）

小齿轮 45 调质处理 650 360 217~255 240 大齿轮

45

正火处理

580

290

162~217

200

二者硬度差约为40HBS 。

4. 选择小齿轮齿数=1z 19，则：1.501964.2z i z 12=?==I ，取50z 2=。实际齿

比63.219

50z z u 12===

5. 确定当量齿数 63.2tan cot u 21===δδ ∴ 178.69822.2021==δδ， ∴ 30.209347.019cos z z 11v1===

δ，70.1403554

.050

cos z z 22v2===δ 。 (三) 按齿面接触疲劳强度设计

[]()3

21

2

1u 5.0192.2d R

R H E t KT Z Φ-Φ???? ??≥σ 1. 确定公式内的数值

1) 试选载荷系数3.1t =K

2) 教材表10—6查得材料弹性系数2

1a 8.189MP Z E =（大小齿轮均采用锻钢） 3) 小齿轮传递转矩 =I T 4.387mm 104??N

4) 锥齿轮传动齿宽系数3.035.0b

25.0=Φ≤=

Φ≤R R R

，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

a 570lim1MP H =σ；10—21c 图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限

a 390lim2MP H =σ。 6) 按

式

(

1

—

1

3

)

计

算

应

力

循

环

次

数

()9h 1110682.1536582196060j n 60?=??????==L N ；

89

12104.663

.210682.1u ?=?==N N

7) 查教材10—19图接触疲劳寿命系数91.01=HN K ，96.02=HN K 。

8) 计算接触疲劳许用应力[]H σ 取失效概率为1%，安全系数为S=1，

则 []1H σ=

a 7.51857091.0lim1

1MP S K H HN =?=σ []a 4.37439096.0lim2

22MP S

K H HN H =?==

σσ []a 4.374MP H =∴σ取

2. 计算

1) 计算小齿轮分度圆直径1d （由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）

[]()3

21

2

1t u 5.0192.2d R

R H E KT Z Φ-Φ???? ??≥σ =()3

2

42

63.23.05.013.010387.43.14.3748.18992.2??-??????

?

??? =86.183 mm

2) 计算圆周速度

()mm d d R t mt 256.735.0111=-=φ

m /s

68.360000

960

256.7314.3100060n d v t 1=??=?=

I m π 3) 计算齿宽b 及模数m =+??=+Φ=Φ=2

1

64.233.0130.8521u d b 22t 1R R R 39.654mm 4052.325

130

.85z d m 1t 1nt ===

mm 4) 齿高m m 6617.74052.325.2m 25.2h nt =?==

1756.56617

.7654.39h 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αK =1==ααF H K K ；取轴承系数be βH K =1.25，齿向载荷分布系数βK =αβH H K K ==875.15.1be =?βH K

所以：2875.2875.1122.11=???==βαH H V A K K K K K 6) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径 mm 046.1043

.12875.2183.86d d 33

t t

11=?==K K

7) 就算模数： 476.519

046.104z d m 11n ===

mm (四) 按齿根弯曲疲劳强度设计

m ()[]

3

a

a 2

12

11u z 5.014F S F R R Y Y KT σ+Φ-Φ≥

1. 确定计算参数

1) 计算载荷2875.2875.1122.11=???==βαF F V A K K K K K

2) 查取齿数系数及应了校正系数 由教材10—5表得：788.2a1=F Y ，

553.1a1=S Y ；148.22=Fa Y ，822.12=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 a 4001MP FE =σ；

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

a 3202MP FE =σ。

4) 教材10—18图查得弯曲疲劳寿命系数 88.085.021==FN FN K K ，。 5) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 。 []a 2434.1400

85.0111MP S K FE FN F =?==

σσ []a 14.2014

.1320

88.0222MP S K FN FN F =?==

σσ 6) 计算大小齿轮的

[]

F S F Y Y σa

a 并加以比较，

[]1

a1

a1F S F Y Y σ=

01783.0243

553

.1788.2=? ，[]01946.014.201822.1148.22a2a2=?=F S F Y Y σ ，大齿轮的数值大。

2. 计算（按大齿轮）

()[]

3

a

a 2

2

1

2

1

t 1

u z 5.014m F S F R R Y Y KT σ+Φ-Φ≥

=

()3

2

2

2

4

01946.01

63.2193.05.013.010387.42875.24?+???-????

=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 2.698 mm 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1d =104.046mm 重新修正齿轮齿数，

92.205

046.104m d z n 11===

,取整21z 1=，则44.552164.2z i z 112=?==，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，12z z 与一般应互为质数。故取整56z 2=。 则实际传动比677.221

56

z z i 121===

，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

556.20z z arccot

1

21==δ 2) 大齿轮 444.69556.20909012=-=-=δδ 2. 分度圆直径：

1) 小齿轮 m m 105215z m d 1n 1=?== 2) 大齿轮 m m 280565z m d 2n 2=?== 3. 齿顶高 mm 5mm 51m h h n a a =?==*

4. 齿根高 ()

()mm 6mm 52.01m c h h n a f =?+=+=**

5. 齿顶圆直径：

1) 小齿轮 m m 363.1149363.052105cos h 2d d 1a 11a =??+=+=δ 2) 大齿轮 m m 511.2833511.052280cos h 2d d 2a 2a2=??+=+=δ

6. 齿根圆直径：

1) 小齿轮 m m 764.939363.062105cos h 2d d 1f 11f =??-=-=δ 2) 大齿轮 m m 787.2753511.06280cos h 2d d 2f 2f2=??-=-=δ 7. 锥距 mm 520.14956212

5z z 2m sin 2mz 222

221=+?=+==

δR 8. 齿宽 m m 856.44520.1493.0b =?=Φ=R R ，（取整）b=45mm 。

则：圆整后小齿宽 m m 451=B ，大齿宽 m m 452=B 。 9. 当量齿数 429.229363.021cos z z 11v1===δ，499.1593511

.056

cos z z 22v2===δ 10. 分度圆齿厚 mm 85.72

5

14.32

m

s =?=

=π 11. 修正计算结果：

1) 由教材10—5表查得：708.2a1=F Y ，572.1a1=S Y ；138.22=Fa Y ，

837.12=Sa Y 。

2) m/s 27.560000

960

10514.3100060n d v 1=??=?=

I π，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

αK =1==ααF H K K ；取轴承系数be βH K =1.25，齿向载荷分布系数βK =αβH H K K ==875.15.1be =?βH K

3) 344.2875.1125.11=???==βαH H V A K K K K K 4) 校核分度圆直径

[]()3

21

2

1t u 5.0192.2d R

R H E KT Z Φ-Φ???? ??≥σ =()3

2

42

677

.23.05.013.010387.4344.24.3748.18992.2??-???????

??? =98.780 5)

[]1

a1

a1F S F Y Y σ=

017518.0243

572

.1708.2=? ，[]019526.014.201837.1138.22a2a2=?=

F S F Y Y σ ，大齿轮的数值大，按大齿轮校核。

6) ()[]

3

a

a 2

2

1

2

1

n 1

u z 5.014m F S F R R Y Y KT σ+Φ-Φ≥

=

()3

2

2

2

4

019526.01

677.2213.05.013.010387.4344.24?+???-????

=3.08mm

实际m m 105d 1=，mm 5m 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δ

1

2

z z arctan

=δ 444.69

锥距 R

149.520mm 轮缘厚度 ()m m 10m 4~3e 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1D D 6.11=D

80mm

轮毂宽度L ()D 2.1~1=L

取55mm

腹板最大直径0D 由结构确定

188mm 板孔分布圆直径

2D

2

1

02D D D +=

134mm 板孔直径0d 由结构确定

24mm 腹板厚度C

()m m 1017.0~1.0≥=R C

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

5 mm

锥角

2

1

δδ

444.69556.20

齿数 2

1z z

21 56 传动比 1i

2.667

分度圆直径

2

1d d

105mm 280mm

齿顶圆直径

2a 2a21a 11a cos h 2d d cos h 2d d δδ+=+=

114.363mm 283.511mm 齿根圆直径 2

f 2f21f 11f cos h 2d d cos h 2d d δδ-=-=

93.764mm 275.787mm 锥距

2

221z z 2

m sin 2mz +==

δR 149.520mm

齿宽

2

1B B

45mm 45mm

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193=z ，根据传动比4i 2=，则大齿轮齿数76419234=?==i z z ，取

2z =76。

实际传动比42=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)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα

?±?

≥

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。 mm N T ??=521009.1

3) 查课本205P 表10-7选取齿宽系数1=d φ。

4) 查课本201P 表10-6得材料的弹性影响系数2

1

8.189a E MP Z =。

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a 570lim1MP H =σ；

10—21c 图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限a 390lim2MP H =σ。 6) 按式(10—13)计算应力循环次数

7) ()8

h 111037.653658216.36360j n 60?=??????==L N ；

88

121059.14

1037.6u ?=?==N N ；

8) 查教材10—19图接触疲劳寿命系数97.01=HN K ，98.02=HN K 。 9) 计算接触疲劳许用应力[]H σ 取失效概率为1%，安全系数为S=1，

则 []1H σ=

a 9.55257097.0lim1

1MP S K H HN =?=σ []a 2.38239098.0lim2

22MP S

K H HN H =?==

σσ ∴ []H σ=

[][]a 55.4672

2

.3829.5522

2

1MP H H =+=

+σσ<1.23[]2H σ

10) 查课本217P 图10-30 选取区域系数 Z H =2.433。 11) 查

课

本

215

P 图10-26 得

754

.01=αε，

886

.02=αε，则

21αααεεε+==0.754+0.886=1.64 。 2. 计算

1) 试算小齿轮分度圆直径d t 1，由计算公式得

2

2221

3

3)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα

?+?

≥

=

2

53

)55

.4678.189433.2(41464.111009.13.12??+?????

=59.506mm

2) 计算圆周速度 =?=

10006023　n d t πυs m /13.11000

606.363506.5914.3=???

3) 计算齿宽b 和模数nt m

b=mm d t d 59.50659.50611=?=φ

nt m =mm z d t 04.31914cos 59.506cos 11=?=

β

4) 齿高 mm m h nt 84.6m m 04.325.225.2=?==

h b =7.884

.659.506= 5) 计算纵向重合度

506.114tan 191318.0tan 318.01=???== βφεβz 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194P 图10-8得动载系数08.1=v K ；查课本196P 表10-4得K βH =1.454；查课本198P 图10-13得K βF =1.388；查课本193P 表10-3得2.1==ααF H K K 。 故载荷系数

884.1454.12.108.11=???==βαH H v A K K K K K

7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

mm K K

d d t t

340.673

.1884.159.50633

33=?== 8) 计算模数n m

n m =mm z d 44.319

14cos 340.67cos 13=?=

β

（三） 按齿根弯曲强度设计

t m ≥

][cos 22

1213

F

S F a d Y Y z Y KT σεφββ?

?? 1. 确定计算参数 1) 计算载荷系数

789.1388.12.108.11=???==βαF F v A K K K K K 2) 小齿轮传递的扭矩mm N T ??=521009.1

3) 根据纵向重合度506.1=βε，查课本217P 图10-28得螺旋角影响系数βY =0.88。 4) 计算当量齿数 80.2014

cos 19

cos 3333===

βz z v 20.8314

cos 76

cos 3344===

βz z v 5) 查取齿形系数Fa Y 和应力校正系数Sa Y

查课本200P 表10-5得773.1,214.2;558.1,768.24433====Sa Fa Sa Fa Y Y Y Y 。 6) 计算弯曲疲劳许用应力

查课本208P 图10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限a FE a FE MP MP 320,40043==σσ。 查课本206P 图10-18得弯曲疲劳寿命系数95.0,92.043==FN FN K K 。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则

[]a FE FN F MP S K 857.2624.1400

92.0333=?==

σσ []a FE FN F MP S K 143.2174

.1320

95.0444=?=

=σσ 7) 计算大﹑小齿轮的[]

F Sa Fa Y

Y σ并加以比较

[]01641.0857

.262558

.1768.23

3

3=?=

F Sa Fa Y Y σ

[]01808.0143

.217773

.1214.24

4

4=?=

F Sa Fa Y Y σ

大齿轮的数值大，选用大齿轮。

2. 设计计算

mm m 145.201808.064

.119114cos 88.01009.1789.122

253

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mm 3m 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，

78.21314cos 340.67m cos d z n 33=?== β,取整22z 3=，则实际传动42288

z z i 342==

=，与原分配传动比4一致。

3. 几何尺寸计算 1) 计算中心距 mm 05.170mm 14

cos 23

)8822(cos 2)(43=??+=+=

βn m z z a 将中心距圆整为170mm 。 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arccos

'''435055139505.13170

23

)8822(arccos 2)( ==??+=+a m z z n

因β值改变不多,故参数αε,βK ,H Z 等不必修正。

3) 计算大﹑小齿轮的分度圆直径

mm m z d n 689505

.13cos 3

22cos 33=?==

β mm m z d n 2729505

.13cos 5

.2113cos 44=?==

β 4) 计算齿轮宽度

mm d b d 686811=?==φ 圆整后取b=68mm

小齿轮mm 743=B ，大齿轮m m 704=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。

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3D d 6.13=D

112mm

轮毂宽度L 4B L =

70mm （取为与齿宽4B 相等）

腹板最大直径0D ()n a 0m 14~10d -≈D

240mm 板孔分布圆直径1D 2

3

01D D D +=

176mm 板孔直径2D

()()30235.0~25.0D D D -≈

（32~44.8）mm

腹板厚度C

()B C 3.0~2.0=

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 α

20

螺旋角

β

“

505513'

齿数

4

3z z

22 88 传动比

2i

4 分度圆直径

4

3d d

68mm 272mm

齿顶圆直径

a 4a4a 33a h 2d d h 2d d +=+=

74mm 278mm 齿根圆直径

f

4f4f 33f h 2d d h 2d d -=-=

60.5mm 264.5mm 中心距

()β

cos 2z z m a 43n +=

170mm 齿宽

4

3B 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1031260≤≤A ，取高速轴 12601=A ，中间轴12002=A ，低速轴11203=A 。按扭转强度初定该轴的最小直径 min d ，即： n d 3

m

min 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：mm 946.20960

41.4126 n d 33

11

01

1min =?=≥P A ，因高速轴安装联轴器有一键槽，则：()=?+=946.2007.01d min 122.41mm 。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 =9550m 71.549605

.59550n ?=?=N P

计算转矩 m 065.8271.545.1c ?=?==N KT T （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= 42 mm ，则选取LX3型联轴器。其中：

公称转矩

[]r/m in 4700 n m 1250n =?=许用转速，N T ，联轴器孔直径 d=（30、32、35、38、

40、42、45、48）满足电机直径d 电机= 42 mm 。

3) 确定轴的最小直径。根据d 轴=（0.8~1.2）d 电机，所以m m 6.33d 1min =。取

m m 35d 1min =

2. 中间轴：mm 016.2736

3.6

4.149120 n d 33

202

2min =?=≥I I

P A 考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直径，取 m m 45d min 2=。 3. 低速轴：mm 356.399

.90944.3112n d 33

303

min 3=?=≥I I I

P A 。考虑该处有一联轴器有一个键槽，则：()m m 111.42m m 356.3907.01d min 3=?+=，取整：mm 45d min 3=。

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LX3 33*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