2024年5月15日发(作者：师黛)

.

机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案拟定 3

二、电动机的选择 3

三、运动、动力学参数计算 5

四、传动零件的设计计算 6

五、轴的设计 11

六、轴承的选择和计算 24

七、键连接的校核计算 26

八、联轴器选择 27

九、箱体设计 28

十、减速器附件 28

十一、密封润滑 29

十二、设计小结 30

十三、参考文献 31

.

.

计算过程及计算说明 注释及说明

一、传动方案拟定

设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器

工作条件：

输送机连续单向运转工作时有轻微震动，空载启动，卷筒效率

为0.96，输送带工作速度误差为



5%；每年按300个工作日计

算，使用期限为10年，大修期4年，单班制工作；在专门工厂

小批量生产

（1） 原始数据：运输机工作周转矩：T=1800N·m；带速

V=1.30m/s；

滚筒直径D=360mm

T=1800N·m

V=1.30m/s

D=360mm

1—电动机；2联轴器；3—减速器；4—鼓轮；5—传送带

.

二、电动机选择

1、电动机类型的选择

： Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

.

（1）工作机所需功率：

P

W

=Tn/9550,

因为

V



Dn/6000

，把数据带入式子中得n=68.97r/min,所以

P

W

=1800*68.97/9550=13.00kW

(2)

1）传动装置的总效率：

η

总

=η

滚筒

×η

4

轴承

×η

圆柱齿轮

×η

4

2

联轴器

P

W

=13.00kW

η

总

=0.86

×η

圆锥齿轮

P

d

=15.13kW

n

w

=68.97r/min

2

=0.96×0.99×0.98×0.99×0.97

=0.86

2)电动机的输出功率：

P

d

= P

W

/η

总

=13.00/0.86

=15.13kW

3、确定电动机转速：

计算工作机轴工作转速：

n

w

=60×1000V/πD

=60×1000×1.30/π×360

=68.97r/min

按表14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动

的一级减速器传动比范围分别为2~3和3~5，则总传动比范围

为I’

d

=6~15。故电动机转速的可选范围为

n

d

=I’

d

×n

w

=（6~15）×68.97=413.8~1034.6r/min

.

.

符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。

4、确定电动机型号

由上可见，电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两

种不同的传动比方案

方

案

电

动

机

型

号

额

定

功

率

P

ed

/

kW

1 Y20

0L1

-6

2 Y22

5S-

8

综合各方面因素选择第一种方案，即选电动机型号为

Y225S-8机。

电动机的主要参数见下表

型号 额定功率

/kW

满载转速

n

m

(r/min

电动机转

速

同

步

转

速

满

载

转

速

电

动

机

重

量

/kg

传动装置的传动

比

传

动

比

圆

锥

传

动

比

圆

柱

传

动

比

电动机型号

Y200L1—6

18.

5

100

0

970 220 14 3.5 4

18.

5

750 730 266 10.

6

2.6

6

3.9

9

i

总

=10.6

i

1

=2.66

i

2

=3.99

中心高

mm

轴伸尺寸

《机械设计学

习指导》57页

)

Y225S-8

18.5 730 225 60*140

n

I

=730r/min

n

II

=274.4r/min

.

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

1、总传动比：

i=n

m

/n

w

=730/68.97=10.58

2、分配各级传动比:

取i直=1.52 i锥

锥齿轮啮合的传动比：i

1

=0.25i=2.66

圆柱齿轮啮合的传动比：i

2

=i/ i

1

=10.58/2.66=3.99

n

III

=68.8r/min

n

IV=

n

III

=68.8

P

I

=14.98Kw

P

II

=14.3kW

P

III

=13.9kW

P

IV

=13. 8 kW

1.计算各轴转速（r/min）

n

I

=n

m

=730

n

II

=n

I

/i

1

=730/2.66=274.4

T

d

=198 N·m

T

I

=196N·m

n

III

=n

II

/i

2

=274.4/4=68.8

T

II

=497.7N·m

n

IV=

n

III

=68.8

T

III

=1929.4N·

m

P

I

=P

d

·η

联轴器

=15.13×0.99=14.98

T

W

=1910.1

N·m

P

II

=P

I

·η

轴承

·η

圆锥齿轮

=14.98×0.99×0.98=14.3

P

III

=P

II

·η

轴承

·η

圆柱齿轮

=14.3×0.99×0.98=13.9

P

IV

= P

Ⅲ*

η

轴承*

η

联轴器

=13.9×0.99×0.99=13. 8

2.计算各轴的功率（kW）

3.计算各轴扭矩（N·m）

T

d

=9550* P

d

/ n

m

=9550×15.13/730=198

T

I

=9550*P

I

/n

I

=194

T

II

=9550*P

II

/n

II

=497.7

T

III

=9550*P

III

/n

III

=1929.4

T

W

=9550* P

W

/n

W

=1910.1

.

.

T

d

、T

I

、T

II

、T

III

、T

W

=依次为电动机轴，Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ和工作

机轴的输入转矩。

参数 轴名

V= 1.296m/s

电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 工作机轴

转

r/min

速

730 730 274.4 68.8 68.8

功率P/kW

转矩/n*m

传动比

效率

15.13

198

1

0.99

14.98

196

2.66

0.97

14.3

497.7

3.99

0.97

13.9 13.8

1929.4 1910.1

1

0.98

1

4.验证带速

V= n

III

=1.296m/s

60*1000

1.291.3

误差为

=-0.003<5%,合适

1.3



D1

四、传动零件的设计计算

1. 圆锥齿轮的设计计算

已知输入功率P

1

=P

Ⅰ

=14.98Kw,小齿轮的转速为730r/min，

齿数比为u=2.66，由电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作

300天），单班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，

空载启动。

σ

Fp1

=446Mpa

σ

Fp2

= 338Mpa

σ

Hp2n

=580Mpa

（1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力

1）该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度

（GB10095-88）

2)选择小齿轮材料为35SiMn钢调质，硬度为229～286HBS，

大齿轮为45钢（调质），硬度为229～286HBS，按齿面硬度中

.

.

间值，有图5-29b按碳钢查MQ线得

σ

Flim1

=290Mpa σ

Flim2

=220Mpa

同理由图5-32b查得

σ

Hlim1

=700Mpa σ

Hlim2

=580Mpa

3）有式（5-29），（5-30）分别求得

σ

Fp1

=σ

Flim1

Y

ST

Y

N

Y

x

/S

Fmin

=446Mpa

σ

Fp2

=σ

Flim2

Y

ST

Y

N

Y

x

/S

Fmin

=338Mpa

σ

Hp2

=σ

Hlim2

Y

ST

Z

N

Z

W

/S

Hmin

=580Mpa

由于为闭式齿面硬度中，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，

故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根的弯曲强度。

《机械设计基

础第四版》P82

P92~P93

T

（2）按接触疲劳强度进行设计计算

由设计公式进行计算 即

d

1

≥1017{kT

1

Z



2

/[σ

Hp

(1-0.5φ

R

)]

2

φ

R

u[σ

H

]

2

}

1/3

1)小齿轮的名义转矩 T

1

= T

I

=194N·m

2）选取载荷系数K=1.3~1.6

同小齿轮悬臂设置，取k=1.5

3)选取齿宽系数，取



R



0.3

4)选取重合度系数，取Z



0.88

5)初算小齿轮大端分度圆直径

d

1

1017*

3

(

0.88

)

(10.5*0.3)*550

2

*

1.5*150.25

0.3*3.5

109.1mm

6)确定齿数和模数

.

.

选取

z

1

28，则z

2

i

1

*z

1

2.662874.5

取

z

2

=75

大端模数m=

d

1

/z

1

3.89

mm，取m=4

7）计算主要尺寸

d

1

mz

1

428112mm

d

2

mt

2

475300mm

锥距R1/2d

1

2

d

2

2

1/2112

2

300

2

160mm

b

R

*R0.3160mm48mm

m4

z

1

28mm

z

2

75mm

P

70

表51

d

1

112mm

d

2

300mm

2

(3) 校核齿根弯曲疲劳强度

2360KT

1



F



bmz

1

(10.5



R

)

2

Y

Fs

Y







Fp

R160mm

b48mm

1)计算从重合度系数

Y



0.25

0.75





11

)1.72

，所以

z

1

z

2

Y



0.69

Z

V1

29.9

Z

V2

214

（

因为重合度





1.883.2

Y



0.25

0.75

0.69

。

1.72

2)确定

Y

Fs

/



Fp

的大值



1

arctan

1



arctan

z

1

z

arctan28/7520.47

0

2

Z

1

Z

2



2

90







1

69.53



Z

V1



Z

V2



cos



1

cos



2

29.9

214

.

由图5-26查得

Y

Fs1



4.3,Y

Fs2



4.0

。则

.

Y

Fs1



Fp1

Y

Fs2





4.15

0.00928Mpa

1

446

4.0

0.01183Mpa

1

338



Fp2

YY

因为

Fs1



Fs2

，所以选择大齿轮进行校核



F2

112



FP2



Fp1



Fp2

3)校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度

23601.5194



F2

4.00.69

2

484

2

28（10.50.3）

112Mpa



FP2

338Mpa

故齿根弯曲疲劳强度足够，所选参数合适。

2.圆柱直齿轮的设计计算

已知：输入功率

P

2

14.3kW

，小齿轮转速为274.4r/min，

齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为10年（每年工

作300天）单班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运

转。

(1)选择齿轮材料，确定许用应力

根据题设条件看，大小齿轮均采用20CrMnTi钢渗碳淬

火，硬度56~62HRC。

由图5-29c查得弯曲疲劳强度极限应力



Flim



450Mpa

由图5-32c查得接触疲劳强度极限应力



Hlim



1500Mpa

(2)按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m

m12.6

3

KT

1

Y

FS

Y





Flim

450Mpa



Hlim

1500Mpa



d

Z

1

2





FP

1)确定弯曲应力



FP



FP



Y



FlimST

S

Flim

Y

N

Y

X

.

.

采用国标时，

Y

ST

2.0,S

Fmin

1.5,Y

X

1.

因为齿轮的循环次数

N60nat60274.41(103008)4.010

8



FP1

=563Mpa

所以取

Y

N



1

；则



FP1





Flim

Y

ST

2)小齿轮的名义转矩

T

1

T

1

T



497.7Nm

3)选取载荷系数K=1.6

4）初步选定齿轮的参数

T

1

497.7Nm

S

Flim

Y

N

Y

X

=600Mpa

m=4

Z

1

20，Z

2

80



d

0.5,u4

Y

FS1

4.25

Z

1

20，Z

2

iZ

1

3.992079.8，取Z

2

80



d

0.5,u

Z

2

4

Z

1

5)确定复合齿形系数

Y

FS

,因大小齿轮选用同一材料及热处

理，则



FP

相同，故按小齿轮的复合齿形系数带入即可

由《机械设计基础》第四版P88，图5-26可查得：

Y

FS1



4.25

6）确定重合度系数

Y



11

（）1.7

因为重合度





1.883.2

Z

1

Z

2

所以

Y



0.25

0.75





0.69

将上述各参数代入m式中得

m12.6

3

3

Y



0.68

KT

1

Y

FS

Y





d

Z

1

2





FP

12.6

1.5497.74.060.68

3.3

0.520

2

563

a=200mm

按表5-1，取标准模数

m4mm

。则中心距

.

.

a

1

m(Z

1

Z

2

)200mm

2

7）计算传动的几何尺寸：

d

1

80mm

d

2

320mm

R160mm

b

1

48mm

d

1

mZ

1

42080mm

d

2

mZ

2

480320mm

齿宽：

b

2

48mm

b

2





d

d

1

40mm

b

1

b

2

(5~10)48mm

（3）校核齿面的接触强度

KT（

1

u1)



H

112Z

E

Z



bd

1

u

2





HP

《机械设计课

程设计》P22

1) 重合度系数

Z



0.85

2) 钢制齿轮

Z

E

189.8Mpa

把上面各值代入式中可算得：



H

1125.2Mpa



Hlim

S

Hlim



HP

Z

N

Z

W



1500

111250Mpa

1.2



H





HP

符合要求

（4）校核齿根弯曲强度



F1





F2



2000T

1

K

Y

FS1

Y



351.97

2

bmZ

1

2000T

1

K

Y

FS1

Y343.4

bm

2

Z

1

许用弯曲应力：



F1





F2





Flim

Y

ST

Y

N

S

Fmin

600MPa



F1





FP1

,



F2





FP1

故，轴强度满足要求。

.

.

五、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1．已知：

P1 =14.98kw, n1 =730r/min,T1 =196 N·m

2．选择材料并按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS，



b

=650Mp

根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115



F1





F2

600MPa

dmin=115mm=31.38mm

考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则

d=31.38×(1+5%)mm=33mm

3.初步选择联轴器

要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号

查课本P297,查kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 N·m

查《机械设计课程设计》P298，取HL弹性柱销联轴器，其额

定转矩315 N·m，半联轴器的孔径d

1

=35mm,故取d

12

=35mm,

轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm.

d

min

31.38mm

d

12

=35mm

d

2-3

=42mm

d

3-4

=d

5-6

=45mm

d

4-5

=54mm

d

67

=42mm

l

12

=60mm.

4.轴的结构设计

（1）拟定轴的装配方案如下图：

.

.

l

23

=50

l

3-4

=26mm

l

45=120mm

l56=26mm

l67=78mm

（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位

○1为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=42mm

○2选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用系

列圆锥滚子轴承。参考d2-3=42mm。查《机械设计课程设计》

P311，表18-4.选取标准精度约为03.尺寸系列30309.尺寸：

dDT4510027.25

故d3-4= d5-6=45mm，而l3-4=26mm 此两对轴承均系采用轴

肩定位，查表18-4，3030轴承轴肩定位高度h=4.5mm

因此取d4-5=54mm。

○3取安装齿轮处的直径d67=42mm，使套筒可靠的压在轴承上，

故l56

○4轴承端盖总宽度为20mm，由于装拆及添加润滑油的要求，

轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm，故

l23=20+30=50mm。取l

45=120mm.

.

Ft1 =4117.6N

.

○5圆锥齿轮的轮毂宽度lh=（1.2~1.5）ds，取l

h

=63mm，齿轮端

面与箱壁间距取15mm，故l67=78mm。

○6轴上零件的周向定位

半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计

Fr1=1404.1N

Fa1=524.1N

手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面尺寸

bh1610

,

齿轮键长L=B-（5~10）=57.5mm

配合均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与

轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6

F

BX

=255.6N

F

BY

=704.3N

○7轴圆角：

245

0

F

Cx

5.轴强度的计算及校核

①求平均节圆直径:

已知d1=28mm

dm1= d1(1-0.5R)=4

428(10.50.31)95.2

mm

圆周力：Ft1=2000T1/dm1=

径向力：Fr1=Ft1·

tancos



1

=1404.1N

轴向力：Fa1=Ft1·tanα

sin



1

=524.1N

=6684.0N

FCy=2108.4N

②锥齿轮受力：

已知T1=196N·m,则

=4117.6N

○3轴承的支反力

(1) 绘制轴受力简图（如下图）

.

.

（2）轴承支反力

水平面上的支反力：



M

c



0

tan20

0

cos20.47

0

1404.1N

W0.1d

3

M

Cx

=-347.7N

·m



e



M

e

W

[



1

]

b

59MPa

d

12

d

56

40.34mm

M

Cy1

=64.1N·m

M

C

y2=-24.9N

·m

F

Bx

+

F

Cx

=Ft=4117.6N

解得：

F

Bx

=-255.6 N,

F

Cx

=6684.0N

垂直面上的支反力



M

c



0

FBy ==-704.3 N

FCy=

F

r1

-

FBy=2108.4N

Mec

=275.06N·m

σe =1.36Mpa

(3) 求弯矩，绘制弯矩图（如下图）

MCx=-Ft·CD=-347.7N·m

MCy1 =FBy·BC=-64.1 N·m

MCy2=-Fa·dm/2=-24.9 N·m

M

C1

'

372.8

N·m

.

.

M

C2

'

367

N·m

(4)合成弯矩：

22

M

c1

=

M

cx

M

cy1

=

353.6 N·m

P

2

14.3KW

n

2

274.4r/min

22

M

c2

=

M

cx

M

cy2

348.6 N·m

(5)求当量弯：

T497.7

N·m

2



[



1

]

b

/[



0

]

b

,



b

650MPa

因单向回转，视转矩为脉动循环，

[



1

]

b

59MPa,[



0

]

b

98MPa

.

.

则

d

min

=40.34mm

剖面C的当量弯矩:

M

C1

'

M

C1

2

(T)

2

372.8

N·m

M

C2

M

C2

(T)367

N·m

'22

6断危险截面并验算强度

1）剖面C当量弯矩最大，而直径与邻段直径相差不大，故剖面

C为危险截面。

已知Me= MC 1`=372.8MPa,

W0.1d

3



e



M

e

=40.9MPa<

[



1

]

b

59MPa

W

2)A处虽只受扭矩但截面最小也为危险截面

M



e



e

=27.5MPa<

[



1

]

b

59MPa

W

所以其强度足够.

中间轴的设计

1.已知

：

P

2

14.3KW,n

2

274.4r/min,T

2

497.7N?m

2．选择材料并按扭矩初算轴径

1

选用45#调质，



650M

pa

，硬度217~255HBS

○

b

d

12

= d

56

=50mm

d

23

=d

45

=57mm

d

34

=63mm

根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=108

d

min

C

3

P

2

40.34mm

n

2

3.轴的结构设计

（1）拟定轴的装配方案如下图

l

12

80mm

l

23

=52mm

.

.

l

34

16mm

l

45

=46mm。

l

56

116mm

（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位

○1初步选择滚动轴承。

因轴承同时受到径向力和轴向力，故 选用单列圆锥滚子轴承

，参照工作要求并根据

d

12

d

56

40.34mm

，

Ft1=12442.5N

Fr1=4528.7N

Ft2=3903.5N

Fr2= 496.87N

查<<机械设计课程设计>>取30310型，尺寸

dDT50mm110mm29.25mm

故d12= d56=50mm， 此两对轴承均系采用套筒定位，

查表18-4， 轴定位轴肩高度h=4.5mm,因此取套筒直径

为59mm.

○2取安装齿轮处的直径：d23=d45=57mm，锥齿轮右端与左轴

承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长lh=（1.2~1.5）ds，

取lh=55m为了使套筒可靠的压紧端面，故取

l

23

=52mm,

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h=4mm,则

此处轴环的直径d34=63mm.

○3已知圆锥直齿轮的齿宽为b1=48mm,为了使套筒端面可靠地

.

Fa1= 1331.1N

.

压紧齿轮端面，此处轴长l45

l

45

=46mm。

○4以箱体——小圆锥齿轮中心线为对称轴，取

AB=92mm,

BC=65mm,

CD=125mm

l

12

80mm,l

34

16mm,l

56

116mm

(3) 轴上零件的周向定位

半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由

设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面

尺寸

bh1610

mm，齿轮键长L=B-（5~10）=50mm

配合均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内

圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6

(4) 轴圆角：2



45度

4. 轴强度的计算及校核

1.（1）小直齿轮分度圆直径:已知d1=80mm，

T

2

497.7N•m

圆周力：Ft1=2000T2/d1=12442.5N

径向力：Fr1=Ft1·tanα=4528.7N

(2) 锥齿轮受力：

已知T

2

=497.7N·m ,dm2= d2(1-0.5



R

)= 255mm

则

圆周力：Ft2=2000T2/dm2=3903.5N

径向力：Fr2=Ft1·tanαcos



2

=496.87N

轴向力：Fa1=Ft2·tanα

sin



2

=1331.1N

（3）求轴承的支反力

轴承的受力简图

F

AX

=-8145.3N

F

DX

=-8200.7N

F

AY

1070.83N

.

.

F

DY

2961N

M

B

749.37N•m

M

B1

'98.52N•m

M

B2

'268.2N•m

水平面上,竖直面上的支反力平衡则：



FF

DX

F

t2

F

t1

0



AX



F

AY

F

DY

F

r2

F

t1

对A求矩



Ft2•ABF

t1

•ACF

DX

•AD0





d

2

F•ADFF

r2

•AB-F

r1

•AC0

DYa2



2

解方程组得：

F

AX

=-8145.3N,

F

DX

=-8200.7N,

F

AY

1070.83N,F

DY

2961N

Mc11089.9N•m

M

B2

795.93N•m

'

M

B1

847.51N•m

'

M

C1

1128.1N•m

(4)画弯矩图

.

.



b

650MPa,

[



1

]

b

59MPa,

[



0

]

b

98MPa

2. B.处的弯矩：

水平：M

B

F

tAX

•AB749.37N•m

竖直：M

B1

'F

AY

•AB98.52N•m

M

B2

'F

DY

•BDFr1•BC268.2N•m

C处的弯矩：

水平：M

c

F

DX

•CD1025.3N•m

竖直：M

C1

'F

Dy

•CD370.2N•m

M

c2

'F

Ay

•AcF

a2

•d

2

/2F

r2

•BC370.13N•m

3.合成弯矩：

2'2

Mc1M

Bc

M

b1

1089.9N•m

2'2

M

B2

M

B

M

b2

795.93N•m

d

min

65.7mm

4.转矩

T

2

497.7N•m

5. 因单向回转，视转矩脉动循环



[



-1

]

b

/[



0

]

b

,已知



b

735MPa

，查表12-1[



1

]

b

=65MPa,

[



a

]

b

118

MPa

,

则



65/1180.585

.

.

剖面B处的当量弯矩:

2

M

'

B1

M

B2

(



T

2

)847.51N•m

2

剖面C处的当量弯矩图：

'

M

C1

(



T

2

)

2

1128.1N•m

M

C1

2

(7) 判断危险截面并验算强度

剖面C当量弯矩最大，而直径与邻段直径相差不大，故剖

面C为危险截面。

已知:M

e

= M

C 1

`=1128.1MPa,

[



1

]

b

69M

pa

，

W=0.1



e



M

e

M

60.1M

pa

[



1

]

b

69M

pa

3

W

0.1d

d

1-2

=70mm

d

2-3

=77mm

d

34

d

78

80mm

所以其强度合适。

输出轴设计（Ⅲ轴）

已知：输出轴功率为P

3

=13.9kW，转速为68.8r/min,转矩为

1929.4N·m,大圆柱齿轮的直径为320 mm，齿宽为4mm。

1.选择轴的材料



b

650MPa,

选取轴的材料为45钢（调质），

[



1

]

b

59MPa,

[



0

]

b

98MPa

2. 按扭矩初算联轴器处的最小直径

先据表12-2，按45钢（调质）取C=110,则：

d

min

d

45

92mm

d

56

=104mm

d

67

=90mm

P

C

3

3

65.7mm

，考虑到最小直径处要连接联轴器

n

3

要有键槽，将直径增大5%，则d=65.7×(1+5%)mm=69mm

要使轴径d

12

与联轴器轴孔相适应，故选择连轴器型号

.

l

1-2

=130mm

l

23

=50mm

.

查课本P

297,

查T

A

=1.5,

设计扭矩：T

c

=T

A

T

3

=1.51929.4=2893.5N·m,查《机械设计课

程设计》P

298，

取HL6弹性柱销联轴器，额定扭矩为3150N·m

其半联轴器的孔径d =70mm,长度为132mm。故取d

1-2

=70mm，

l

1-2

=130mm

l

34

=42.5mm

l

45

90.5mm

l

56

=10mm

l

67

52mm

l

78

113mm

3. 轴的结构设计

（1）拟定轴的装配方案如下图：

（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位

1）为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d

2-3

=77mm,

轴承端盖总宽度为20mm，由于装拆及添加润滑油的要求，轴

承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm，故

l

23

=20+30=50mm挡圈直径D=78mm

2）选取轴承型号：圆锥滚子轴承30316型号，

d



D



T=80mm



170mm



42.5mm

F

t2

1066.8N

F

r2

3530.8N

所以取

.

.

d

34

d

78

80mm

3）根据轴承采用轴肩定位，轴肩高度h=6mm,选

d

45

92mm

4）齿轮与右轴承间采用套筒定位，套筒直径为92mm,

F

DX

6315.5N

F

BX

5743.3N

齿轮的轮毂宽度

l

h



(1.2~1.5)

d

s

故取

l

h

为60mm,轴肩h>0.07d,

取h=7mm,轴环处处的直径

d

56

=104mm,

l

56

>1.4h,取

l

56

=10mm,

F

BY

2090.4N

F

DY

2298.6N

l

67

52mm

5)取

箱体——小圆锥齿轮的中心线为对称轴，

l

45

90.5mm,l

78

113mm,

M

CX

871.5N•m

M

Cy

317.2N•m

6）轴上的周向定位

齿轮与轴用键连接查《机械设计课程设计》取

L=B-(5~10)=55mm.同时保证齿轮与轴有良好

bh2514

，

对中性，选择齿轮轮毂与轴合为H7/m6,滚动轴承宇宙的轴

向定位有过渡配合来保证，轴尺寸公差为m6

7)确定轴的倒角尺寸：2

45

。

0

M

C

927N•m

4.轴的强度校核

1）齿轮上的作用力的大小

F

t2

1066.8N,F

r2

3530.8N

2）求直反力

.

.

水平方向：F

BX

F

DX

F

t2



M

B

0,

F

t2

•BC

6315.5NF

DX



F

BX

F

BY

F

DY

BD

5743.3N

竖直方向：

F

r2

•CD2090.4N

BD

F

r2

•BC2298.6N

BD

3）画弯矩图：

M

CX

F

BX

•BC871.5N•m

M

Cy

F

BY

•BC317.2N•m

M

C

M

CX

2

M

Cy

2

927N•m

.

.

4）画扭矩图：

T

3

1929.4N•m

5）弯扭合成：



[



1

]

b

/[



0

]

b

,



b

650MPa

因单向回转，视转矩为脉动循环，

[



1

]

b

59MPa,[



0

]

b

98MPa

则

剖面C的当量弯矩:

M

C

'

M

C

2

(T)

2

1486.1

N·m

T

=1161.5

N·m

6）判断危险剖面：

C截面：



e



M

e



24.2MPa<

[



1

]

b

59MPa

W

M

e



33.9MPa<

W

A截面直径最小也为危险截面：



e



[



1

]

b

59MPa

满足强度要求

.

.

六．轴承的选择与计算

1． 输入轴的轴承：30309圆锥滚子轴承

1

○

F

BX

2556.4N,F

BY

704.3N,F

CX

6684.0N.F

BX

2108.4N,n730r/min

C

r

108000N

e=0.35,Y=1.7

2

轴承内部轴向力：○

F

RB

F

BX

2

F

BY

2

2661.3N,F

RC

F

CX

2

F

CY

2

F

sB

F

RB

/2Y782.7N,F

sc

F

RC

/2Y2061.3N,

=7008.5N

F

sB

F

sc

故轴承B被压紧

F

AC

'F

a

524.1N，F

AB

'FaF

SC

2585.3N

F

C

'

F'

0.07e0.35,

B

0.97e0.35

F

RC

F

RB

3

查得：f

p

1.2,x0.4,当量动载荷P

c

f

p

•F

RC

8410.2N

○

P

B

f

p

(xF

RB

YF

B

')6551.4N

P

B

P

c

,校核C轴承就行

C

10

6

10/3,实际寿命，L

h

(

r

)113118h

60730P

C

4

滚子轴承

单班制工作预期寿命：30081024000h

○

故实际寿命大于预期寿命，合适！

2.中间轴轴承30310圆锥滚子轴承

1

○

F

R1

8718.9N,F

R2

8215.42N,F

a2

1331.05N.n274.4r/min

C

r

130000N

e=0.35,Y=1.7

.

.

2

轴承内部轴向力：○

F

s1

F

R1

/2Y2564.38N,F

S2

F

R2

/2Y2416.3N,

=7008.5N

F

s1

F

a2

F

s2

故轴承2被压紧

F

A1

F

s1

2564.4N，F

A2

FaF

S1

3895.4N

F

A!

F

0.29e0.35,

A2

0.0.47e0.35

F

R1

F

R2

3

查得：f

p

1.2,x0.4,当量动载荷P

○

1

f

p

•F

R1

10462.7N

P

2

f

p

(xF

1

YF

A2

)19836.8N

P

1

P

2

,校核2轴承就行

4

滚子轴承○

C

10

6

10/3,实际寿命，L

h

(

r

)31792.06h

60274.7P

2

单班制工作预期寿命：30081024000h

故实际寿命大于预期寿命，合适！

3.输出轴轴承30316圆锥滚子轴承

1

○

F

BX

5743.3N,F

BY

2090.4N,F

DX

6315.5N.F

DY

2298.6N,n68.8r/min

C

r

278000N

e=0.35,Y=1.7

2

轴承内部轴向力：○

F

RB

F

BX

2

F

BY

2

6112N,F

RD

F

DX

2

F

DY

2

6720.8N

F

sB

F

RB

/2Y1797.6N,F

sD

F

RD

/2Y1976.7N,

F

sB

F

sD

故轴承B被压紧

F

AD

'F

AB

'1976.7N

.

.

F

AD

'F'

0.3e0.35,

AB

0.29e0.35

F

RD

F

RB

3

查得：f

p

1.2,x0.4,当量动载荷P

D

f

p

•F

RD

8064.9N

○

P

B

f

p

F

RB

7334.4N

P

B

P

D

,校核D轴承就行

C

10

6

10/3,实际寿命，L

h

(

r

)32000000h

6068.8P

C

4

滚子轴承

单班制工作预期寿命：30081024000h

○

故实际寿命大于预期寿命，合适！

七．键的计算校核

1.输入轴上的键

1

联轴器处：○

bhL161057,K4.3,轴径d

1

35mm,T

i

196N•m，

l=L-b=41mm



p



4T

54.6MPa[



p

]120MPa

dhl

满足强度要求，单个A键即可

2

小锥齿轮处： ○

bhL12855,K3.3,轴径d

2

42mm,T

1

196N•m，

l=L-b=43mm



p



4T

54.3MPa[



p

]120MPa

dhl

满足强度要求，单个A键即可

2.轴的键的校核计算：

1

大锥齿轮处： ○

bhL161050,K4.3,轴径d

3

57mm,T

2

497.7N•m，

l=L-b/2=42mm

.

.



p



4T

83.2MPa[



p

]120MPa

dhl

满足强度要求，单个C键即可

2

小直齿轮处： ○

bhL161043,轴径d

4

57mm,

T

2

497.7N•m，

l=L-b=35mm



p



4T

99.8MPa[



p

]120MPa

dhl

满足强度要求，单个C键即可

3.输出轴键的校核：

1

直齿轮处的键： ○

bhL251455,轴径d

5

80mm,T

3

1929.4N•m，

l=L=55mm



p



4T

110MPa[



p

]120MPa

dhl

满足强度要求，单个B键即可

2

联轴器处键的校核： ○

bhL2012122,轴径d70mm,T

3

1929.4N•m，

l=L-b=102mm



p



4T

90.1MPa[



p

]120MPa

dhl

满足强度要求，单个A键即可

八．联轴器的选择

输入轴联轴器：

查《机械设计课程设计》P298，取HL弹性柱销联轴器，其额

定转矩315 N·m，半联轴器的孔径d1 =35mm,轴孔长度L=82mm,

联轴器的轴配长度L1 =60mm.

.

.

输出轴联轴器：

查《机械设计课程设计》P

298，

取HL6弹性柱销联轴器，额定扭

矩为3150N·m其半联轴器的孔径d =70mm,长度为132mm。

所选联轴器的额定扭矩均大工作扭矩故，满足需求。

九．减速器箱体结构尺寸

名称

机座壁厚

机盖壁厚

机座凸缘厚度

机盖凸缘厚度

机座凸底缘厚度

地脚螺钉直径

地脚螺钉数目

轴承旁连接螺栓直径

机盖与机座连接螺栓

直径

联接螺栓d

2

的间距

轴承端盖螺钉直径

符号 结果

8

8

12

12

20

M20

4

M16

M10



1

0.025a3



1

0.02a3

b=1.5



1

b

1

1.5



1

b

2

2.5



d

f

=0.036a+12=19.2

n

d

1

0.75d

f

d

2

(0.5~0.6)d

f

9.6~11.52

l=150~200

d

3

(0.4~0.5)d

f

7.68~9.6

180

M8

窥视孔盖螺钉直径

d

4

(0.3~0.4)d

f

5.76~7.68

M8

定位销直径

d(0.7~0.8)d

2

7~8

8

d

f、

d

1、

d

2

到外机壁

C

1

(27,23,17)

.

27,23,17

.

距离

d

1、

d

2

离

至凸缘边缘距

C

2

(21,15) 21,15

轴承旁凸台半径

凸台高度

外机壁至轴承座端面

距离

大齿轮顶圆与内机壁

距离

齿轮端面与内机壁距

离

机盖、机座肋厚

R

1

= C

2

(21,15)

h=20mm

21,15

l

1=

C

1

+C

2

+（8~12）=44~48 46

△

1＞1.2



12

△

2＞



10

m

1

≈0.85



0.85



1

，

m

2

≈

7

轴承端盖外径 D2=1.25D+10 135,148,

223

轴承端盖凸缘厚度

轴承旁联接螺栓距离

t=(1~1.2)d

3

S≈D

2

9

135,148,

223

十．减速器附件的选择

由《机械设计课程设计》选择通气塞M16×1.5,A型压配式

圆形油压表A32JB/T7941.1-1995,外六角螺塞及封油垫M14×

1.5,箱座吊耳，吊环螺钉M16（GB/T825-1988），启盖螺钉M8。

十一.齿轮的密封与润滑

齿轮采用润滑油润滑，由《机械设计基础课程设计》选名

称为工业闭式齿轮油(GB-5903-1995)，代号为L-CKC220润滑

.

.

剂。因为齿轮的速度小于12m/s，所以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。因为大圆锥齿轮的线速度为

4.87m/s>2m/s,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。对箱体进

行密封为了防止外界的灰尘，水分等侵入轴承，并阻止润滑

剂的流失。

十二.设计小结

通过这次对圆锥圆柱二级减速器的设计，使我们真正的了

解了机械设计的概念，在这次设计过程中，反反复复的演算

一方面不断的让我们接进正确，另一方面也在考验我们我们

的耐心，思维的严密性和做研究的严谨性。我想这也是这次

设计我们是哟应该达到的。这些让我感受颇深。通过三个星

期的设计实践，我们真正感受到了设计过程的谨密性，为我

们以后的工作打下了一定的基础。

机械设计是机械这门学科的基础的基础，是一门综合性较

强的技术课程，他融汇了多门学科中的许多知识，例如，《机

械设计》，《材料力学》，《工程力学》，《机械设计课程设计》

等，我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。也

让我们认识到，自己还有好多东西还不知道，以后更要加深

自己的知识内涵，同时，也非常感谢老师对我们悉心的指导，

得已让我们能更好的设计。

.

.

参考文献：

1. 黄华梁、彭文生编《机械设计》四版 高等教育出版社2007

2. 王旭、王积森 《机械设计课程设计》 机械工业出版社 2003

3. 朱文坚 《机械设计课程设计》 科学出版社

4. 刘鸿文主编 《材料力学》 第四版 高等教育出版社 2003

.

2024年5月15日发(作者：师黛)

.

机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案拟定 3

二、电动机的选择 3

三、运动、动力学参数计算 5

四、传动零件的设计计算 6

五、轴的设计 11

六、轴承的选择和计算 24

七、键连接的校核计算 26

八、联轴器选择 27

九、箱体设计 28

十、减速器附件 28

十一、密封润滑 29

十二、设计小结 30

十三、参考文献 31

.

.

计算过程及计算说明 注释及说明

一、传动方案拟定

设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器

工作条件：

输送机连续单向运转工作时有轻微震动，空载启动，卷筒效率

为0.96，输送带工作速度误差为



5%；每年按300个工作日计

算，使用期限为10年，大修期4年，单班制工作；在专门工厂

小批量生产

（1） 原始数据：运输机工作周转矩：T=1800N·m；带速

V=1.30m/s；

滚筒直径D=360mm

T=1800N·m

V=1.30m/s

D=360mm

1—电动机；2联轴器；3—减速器；4—鼓轮；5—传送带

.

二、电动机选择

1、电动机类型的选择

： Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

.

（1）工作机所需功率：

P

W

=Tn/9550,

因为

V



Dn/6000

，把数据带入式子中得n=68.97r/min,所以

P

W

=1800*68.97/9550=13.00kW

(2)

1）传动装置的总效率：

η

总

=η

滚筒

×η

4

轴承

×η

圆柱齿轮

×η

4

2

联轴器

P

W

=13.00kW

η

总

=0.86

×η

圆锥齿轮

P

d

=15.13kW

n

w

=68.97r/min

2

=0.96×0.99×0.98×0.99×0.97

=0.86

2)电动机的输出功率：

P

d

= P

W

/η

总

=13.00/0.86

=15.13kW

3、确定电动机转速：

计算工作机轴工作转速：

n

w

=60×1000V/πD

=60×1000×1.30/π×360

=68.97r/min

按表14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动

的一级减速器传动比范围分别为2~3和3~5，则总传动比范围

为I’

d

=6~15。故电动机转速的可选范围为

n

d

=I’

d

×n

w

=（6~15）×68.97=413.8~1034.6r/min

.

.

符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。

4、确定电动机型号

由上可见，电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两

种不同的传动比方案

方

案

电

动

机

型

号

额

定

功

率

P

ed

/

kW

1 Y20

0L1

-6

2 Y22

5S-

8

综合各方面因素选择第一种方案，即选电动机型号为

Y225S-8机。

电动机的主要参数见下表

型号 额定功率

/kW

满载转速

n

m

(r/min

电动机转

速

同

步

转

速

满

载

转

速

电

动

机

重

量

/kg

传动装置的传动

比

传

动

比

圆

锥

传

动

比

圆

柱

传

动

比

电动机型号

Y200L1—6

18.

5

100

0

970 220 14 3.5 4

18.

5

750 730 266 10.

6

2.6

6

3.9

9

i

总

=10.6

i

1

=2.66

i

2

=3.99

中心高

mm

轴伸尺寸

《机械设计学

习指导》57页

)

Y225S-8

18.5 730 225 60*140

n

I

=730r/min

n

II

=274.4r/min

.

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

1、总传动比：

i=n

m

/n

w

=730/68.97=10.58

2、分配各级传动比:

取i直=1.52 i锥

锥齿轮啮合的传动比：i

1

=0.25i=2.66

圆柱齿轮啮合的传动比：i

2

=i/ i

1

=10.58/2.66=3.99

n

III

=68.8r/min

n

IV=

n

III

=68.8

P

I

=14.98Kw

P

II

=14.3kW

P

III

=13.9kW

P

IV

=13. 8 kW

1.计算各轴转速（r/min）

n

I

=n

m

=730

n

II

=n

I

/i

1

=730/2.66=274.4

T

d

=198 N·m

T

I

=196N·m

n

III

=n

II

/i

2

=274.4/4=68.8

T

II

=497.7N·m

n

IV=

n

III

=68.8

T

III

=1929.4N·

m

P

I

=P

d

·η

联轴器

=15.13×0.99=14.98

T

W

=1910.1

N·m

P

II

=P

I

·η

轴承

·η

圆锥齿轮

=14.98×0.99×0.98=14.3

P

III

=P

II

·η

轴承

·η

圆柱齿轮

=14.3×0.99×0.98=13.9

P

IV

= P

Ⅲ*

η

轴承*

η

联轴器

=13.9×0.99×0.99=13. 8

2.计算各轴的功率（kW）

3.计算各轴扭矩（N·m）

T

d

=9550* P

d

/ n

m

=9550×15.13/730=198

T

I

=9550*P

I

/n

I

=194

T

II

=9550*P

II

/n

II

=497.7

T

III

=9550*P

III

/n

III

=1929.4

T

W

=9550* P

W

/n

W

=1910.1

.

.

T

d

、T

I

、T

II

、T

III

、T

W

=依次为电动机轴，Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ和工作

机轴的输入转矩。

参数 轴名

V= 1.296m/s

电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 工作机轴

转

r/min

速

730 730 274.4 68.8 68.8

功率P/kW

转矩/n*m

传动比

效率

15.13

198

1

0.99

14.98

196

2.66

0.97

14.3

497.7

3.99

0.97

13.9 13.8

1929.4 1910.1

1

0.98

1

4.验证带速

V= n

III

=1.296m/s

60*1000

1.291.3

误差为

=-0.003<5%,合适

1.3



D1

四、传动零件的设计计算

1. 圆锥齿轮的设计计算

已知输入功率P

1

=P

Ⅰ

=14.98Kw,小齿轮的转速为730r/min，

齿数比为u=2.66，由电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作

300天），单班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，

空载启动。

σ

Fp1

=446Mpa

σ

Fp2

= 338Mpa

σ

Hp2n

=580Mpa

（1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力

1）该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度

（GB10095-88）

2)选择小齿轮材料为35SiMn钢调质，硬度为229～286HBS，

大齿轮为45钢（调质），硬度为229～286HBS，按齿面硬度中

.

.

间值，有图5-29b按碳钢查MQ线得

σ

Flim1

=290Mpa σ

Flim2

=220Mpa

同理由图5-32b查得

σ

Hlim1

=700Mpa σ

Hlim2

=580Mpa

3）有式（5-29），（5-30）分别求得

σ

Fp1

=σ

Flim1

Y

ST

Y

N

Y

x

/S

Fmin

=446Mpa

σ

Fp2

=σ

Flim2

Y

ST

Y

N

Y

x

/S

Fmin

=338Mpa

σ

Hp2

=σ

Hlim2

Y

ST

Z

N

Z

W

/S

Hmin

=580Mpa

由于为闭式齿面硬度中，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，

故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根的弯曲强度。

《机械设计基

础第四版》P82

P92~P93

T

（2）按接触疲劳强度进行设计计算

由设计公式进行计算 即

d

1

≥1017{kT

1

Z



2

/[σ

Hp

(1-0.5φ

R

)]

2

φ

R

u[σ

H

]

2

}

1/3

1)小齿轮的名义转矩 T

1

= T

I

=194N·m

2）选取载荷系数K=1.3~1.6

同小齿轮悬臂设置，取k=1.5

3)选取齿宽系数，取



R



0.3

4)选取重合度系数，取Z



0.88

5)初算小齿轮大端分度圆直径

d

1

1017*

3

(

0.88

)

(10.5*0.3)*550

2

*

1.5*150.25

0.3*3.5

109.1mm

6)确定齿数和模数

.

.

选取

z

1

28，则z

2

i

1

*z

1

2.662874.5

取

z

2

=75

大端模数m=

d

1

/z

1

3.89

mm，取m=4

7）计算主要尺寸

d

1

mz

1

428112mm

d

2

mt

2

475300mm

锥距R1/2d

1

2

d

2

2

1/2112

2

300

2

160mm

b

R

*R0.3160mm48mm

m4

z

1

28mm

z

2

75mm

P

70

表51

d

1

112mm

d

2

300mm

2

(3) 校核齿根弯曲疲劳强度

2360KT

1



F



bmz

1

(10.5



R

)

2

Y

Fs

Y







Fp

R160mm

b48mm

1)计算从重合度系数

Y



0.25

0.75





11

)1.72

，所以

z

1

z

2

Y



0.69

Z

V1

29.9

Z

V2

214

（

因为重合度





1.883.2

Y



0.25

0.75

0.69

。

1.72

2)确定

Y

Fs

/



Fp

的大值



1

arctan

1



arctan

z

1

z

arctan28/7520.47

0

2

Z

1

Z

2



2

90







1

69.53



Z

V1



Z

V2



cos



1

cos



2

29.9

214

.

由图5-26查得

Y

Fs1



4.3,Y

Fs2



4.0

。则

.

Y

Fs1



Fp1

Y

Fs2





4.15

0.00928Mpa

1

446

4.0

0.01183Mpa

1

338



Fp2

YY

因为

Fs1



Fs2

，所以选择大齿轮进行校核



F2

112



FP2



Fp1



Fp2

3)校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度

23601.5194



F2

4.00.69

2

484

2

28（10.50.3）

112Mpa



FP2

338Mpa

故齿根弯曲疲劳强度足够，所选参数合适。

2.圆柱直齿轮的设计计算

已知：输入功率

P

2

14.3kW

，小齿轮转速为274.4r/min，

齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为10年（每年工

作300天）单班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运

转。

(1)选择齿轮材料，确定许用应力

根据题设条件看，大小齿轮均采用20CrMnTi钢渗碳淬

火，硬度56~62HRC。

由图5-29c查得弯曲疲劳强度极限应力



Flim



450Mpa

由图5-32c查得接触疲劳强度极限应力



Hlim



1500Mpa

(2)按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m

m12.6

3

KT

1

Y

FS

Y





Flim

450Mpa



Hlim

1500Mpa



d

Z

1

2





FP

1)确定弯曲应力



FP



FP



Y



FlimST

S

Flim

Y

N

Y

X

.

.

采用国标时，

Y

ST

2.0,S

Fmin

1.5,Y

X

1.

因为齿轮的循环次数

N60nat60274.41(103008)4.010

8



FP1

=563Mpa

所以取

Y

N



1

；则



FP1





Flim

Y

ST

2)小齿轮的名义转矩

T

1

T

1

T



497.7Nm

3)选取载荷系数K=1.6

4）初步选定齿轮的参数

T

1

497.7Nm

S

Flim

Y

N

Y

X

=600Mpa

m=4

Z

1

20，Z

2

80



d

0.5,u4

Y

FS1

4.25

Z

1

20，Z

2

iZ

1

3.992079.8，取Z

2

80



d

0.5,u

Z

2

4

Z

1

5)确定复合齿形系数

Y

FS

,因大小齿轮选用同一材料及热处

理，则



FP

相同，故按小齿轮的复合齿形系数带入即可

由《机械设计基础》第四版P88，图5-26可查得：

Y

FS1



4.25

6）确定重合度系数

Y



11

（）1.7

因为重合度





1.883.2

Z

1

Z

2

所以

Y



0.25

0.75





0.69

将上述各参数代入m式中得

m12.6

3

3

Y



0.68

KT

1

Y

FS

Y





d

Z

1

2





FP

12.6

1.5497.74.060.68

3.3

0.520

2

563

a=200mm

按表5-1，取标准模数

m4mm

。则中心距

.

.

a

1

m(Z

1

Z

2

)200mm

2

7）计算传动的几何尺寸：

d

1

80mm

d

2

320mm

R160mm

b

1

48mm

d

1

mZ

1

42080mm

d

2

mZ

2

480320mm

齿宽：

b

2

48mm

b

2





d

d

1

40mm

b

1

b

2

(5~10)48mm

（3）校核齿面的接触强度

KT（

1

u1)



H

112Z

E

Z



bd

1

u

2





HP

《机械设计课

程设计》P22

1) 重合度系数

Z



0.85

2) 钢制齿轮

Z

E

189.8Mpa

把上面各值代入式中可算得：



H

1125.2Mpa



Hlim

S

Hlim



HP

Z

N

Z

W



1500

111250Mpa

1.2



H





HP

符合要求

（4）校核齿根弯曲强度



F1





F2



2000T

1

K

Y

FS1

Y



351.97

2

bmZ

1

2000T

1

K

Y

FS1

Y343.4

bm

2

Z

1

许用弯曲应力：



F1





F2





Flim

Y

ST

Y

N

S

Fmin

600MPa



F1





FP1

,



F2





FP1

故，轴强度满足要求。

.

.

五、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1．已知：

P1 =14.98kw, n1 =730r/min,T1 =196 N·m

2．选择材料并按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS，



b

=650Mp

根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115



F1





F2

600MPa

dmin=115mm=31.38mm

考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则

d=31.38×(1+5%)mm=33mm

3.初步选择联轴器

要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号

查课本P297,查kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 N·m

查《机械设计课程设计》P298，取HL弹性柱销联轴器，其额

定转矩315 N·m，半联轴器的孔径d

1

=35mm,故取d

12

=35mm,

轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm.

d

min

31.38mm

d

12

=35mm

d

2-3

=42mm

d

3-4

=d

5-6

=45mm

d

4-5

=54mm

d

67

=42mm

l

12

=60mm.

4.轴的结构设计

（1）拟定轴的装配方案如下图：

.

.

l

23

=50

l

3-4

=26mm

l

45=120mm

l56=26mm

l67=78mm

（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位

○1为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=42mm

○2选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用系

列圆锥滚子轴承。参考d2-3=42mm。查《机械设计课程设计》

P311，表18-4.选取标准精度约为03.尺寸系列30309.尺寸：

dDT4510027.25

故d3-4= d5-6=45mm，而l3-4=26mm 此两对轴承均系采用轴

肩定位，查表18-4，3030轴承轴肩定位高度h=4.5mm

因此取d4-5=54mm。

○3取安装齿轮处的直径d67=42mm，使套筒可靠的压在轴承上，

故l56

○4轴承端盖总宽度为20mm，由于装拆及添加润滑油的要求，

轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm，故

l23=20+30=50mm。取l

45=120mm.

.

Ft1 =4117.6N

.

○5圆锥齿轮的轮毂宽度lh=（1.2~1.5）ds，取l

h

=63mm，齿轮端

面与箱壁间距取15mm，故l67=78mm。

○6轴上零件的周向定位

半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计

Fr1=1404.1N

Fa1=524.1N

手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面尺寸

bh1610

,

齿轮键长L=B-（5~10）=57.5mm

配合均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与

轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6

F

BX

=255.6N

F

BY

=704.3N

○7轴圆角：

245

0

F

Cx

5.轴强度的计算及校核

①求平均节圆直径:

已知d1=28mm

dm1= d1(1-0.5R)=4

428(10.50.31)95.2

mm

圆周力：Ft1=2000T1/dm1=

径向力：Fr1=Ft1·

tancos



1

=1404.1N

轴向力：Fa1=Ft1·tanα

sin



1

=524.1N

=6684.0N

FCy=2108.4N

②锥齿轮受力：

已知T1=196N·m,则

=4117.6N

○3轴承的支反力

(1) 绘制轴受力简图（如下图）

.

.

（2）轴承支反力

水平面上的支反力：



M

c



0

tan20

0

cos20.47

0

1404.1N

W0.1d

3

M

Cx

=-347.7N

·m



e



M

e

W

[



1

]

b

59MPa

d

12

d

56

40.34mm

M

Cy1

=64.1N·m

M

C

y2=-24.9N

·m

F

Bx

+

F

Cx

=Ft=4117.6N

解得：

F

Bx

=-255.6 N,

F

Cx

=6684.0N

垂直面上的支反力



M

c



0

FBy ==-704.3 N

FCy=

F

r1

-

FBy=2108.4N

Mec

=275.06N·m

σe =1.36Mpa

(3) 求弯矩，绘制弯矩图（如下图）

MCx=-Ft·CD=-347.7N·m

MCy1 =FBy·BC=-64.1 N·m

MCy2=-Fa·dm/2=-24.9 N·m

M

C1

'

372.8

N·m

.

.

M

C2

'

367

N·m

(4)合成弯矩：

22

M

c1

=

M

cx

M

cy1

=

353.6 N·m

P

2

14.3KW

n

2

274.4r/min

22

M

c2

=

M

cx

M

cy2

348.6 N·m

(5)求当量弯：

T497.7

N·m

2



[



1

]

b

/[



0

]

b

,



b

650MPa

因单向回转，视转矩为脉动循环，

[



1

]

b

59MPa,[



0

]

b

98MPa

.

.

则

d

min

=40.34mm

剖面C的当量弯矩:

M

C1

'

M

C1

2

(T)

2

372.8

N·m

M

C2

M

C2

(T)367

N·m

'22

6断危险截面并验算强度

1）剖面C当量弯矩最大，而直径与邻段直径相差不大，故剖面

C为危险截面。

已知Me= MC 1`=372.8MPa,

W0.1d

3



e



M

e

=40.9MPa<

[



1

]

b

59MPa

W

2)A处虽只受扭矩但截面最小也为危险截面

M



e



e

=27.5MPa<

[



1

]

b

59MPa

W

所以其强度足够.

中间轴的设计

1.已知

：

P

2

14.3KW,n

2

274.4r/min,T

2

497.7N?m

2．选择材料并按扭矩初算轴径

1

选用45#调质，



650M

pa

，硬度217~255HBS

○

b

d

12

= d

56

=50mm

d

23

=d

45

=57mm

d

34

=63mm

根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=108

d

min

C

3

P

2

40.34mm

n

2

3.轴的结构设计

（1）拟定轴的装配方案如下图

l

12

80mm

l

23

=52mm

.

.

l

34

16mm

l

45

=46mm。

l

56

116mm

（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位

○1初步选择滚动轴承。

因轴承同时受到径向力和轴向力，故 选用单列圆锥滚子轴承

，参照工作要求并根据

d

12

d

56

40.34mm

，

Ft1=12442.5N

Fr1=4528.7N

Ft2=3903.5N

Fr2= 496.87N

查<<机械设计课程设计>>取30310型，尺寸

dDT50mm110mm29.25mm

故d12= d56=50mm， 此两对轴承均系采用套筒定位，

查表18-4， 轴定位轴肩高度h=4.5mm,因此取套筒直径

为59mm.

○2取安装齿轮处的直径：d23=d45=57mm，锥齿轮右端与左轴

承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长lh=（1.2~1.5）ds，

取lh=55m为了使套筒可靠的压紧端面，故取

l

23

=52mm,

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h=4mm,则

此处轴环的直径d34=63mm.

○3已知圆锥直齿轮的齿宽为b1=48mm,为了使套筒端面可靠地

.

Fa1= 1331.1N

.

压紧齿轮端面，此处轴长l45

l

45

=46mm。

○4以箱体——小圆锥齿轮中心线为对称轴，取

AB=92mm,

BC=65mm,

CD=125mm

l

12

80mm,l

34

16mm,l

56

116mm

(3) 轴上零件的周向定位

半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由

设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面

尺寸

bh1610

mm，齿轮键长L=B-（5~10）=50mm

配合均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内

圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6

(4) 轴圆角：2



45度

4. 轴强度的计算及校核

1.（1）小直齿轮分度圆直径:已知d1=80mm，

T

2

497.7N•m

圆周力：Ft1=2000T2/d1=12442.5N

径向力：Fr1=Ft1·tanα=4528.7N

(2) 锥齿轮受力：

已知T

2

=497.7N·m ,dm2= d2(1-0.5



R

)= 255mm

则

圆周力：Ft2=2000T2/dm2=3903.5N

径向力：Fr2=Ft1·tanαcos



2

=496.87N

轴向力：Fa1=Ft2·tanα

sin



2

=1331.1N

（3）求轴承的支反力

轴承的受力简图

F

AX

=-8145.3N

F

DX

=-8200.7N

F

AY

1070.83N

.

.

F

DY

2961N

M

B

749.37N•m

M

B1

'98.52N•m

M

B2

'268.2N•m

水平面上,竖直面上的支反力平衡则：



FF

DX

F

t2

F

t1

0



AX



F

AY

F

DY

F

r2

F

t1

对A求矩



Ft2•ABF

t1

•ACF

DX

•AD0





d

2

F•ADFF

r2

•AB-F

r1

•AC0

DYa2



2

解方程组得：

F

AX

=-8145.3N,

F

DX

=-8200.7N,

F

AY

1070.83N,F

DY

2961N

Mc11089.9N•m

M

B2

795.93N•m

'

M

B1

847.51N•m

'

M

C1

1128.1N•m

(4)画弯矩图

.

.



b

650MPa,

[



1

]

b

59MPa,

[



0

]

b

98MPa

2. B.处的弯矩：

水平：M

B

F

tAX

•AB749.37N•m

竖直：M

B1

'F

AY

•AB98.52N•m

M

B2

'F

DY

•BDFr1•BC268.2N•m

C处的弯矩：

水平：M

c

F

DX

•CD1025.3N•m

竖直：M

C1

'F

Dy

•CD370.2N•m

M

c2

'F

Ay

•AcF

a2

•d

2

/2F

r2

•BC370.13N•m

3.合成弯矩：

2'2

Mc1M

Bc

M

b1

1089.9N•m

2'2

M

B2

M

B

M

b2

795.93N•m

d

min

65.7mm

4.转矩

T

2

497.7N•m

5. 因单向回转，视转矩脉动循环



[



-1

]

b

/[



0

]

b

,已知



b

735MPa

，查表12-1[



1

]

b

=65MPa,

[



a

]

b

118

MPa

,

则



65/1180.585

.

.

剖面B处的当量弯矩:

2

M

'

B1

M

B2

(



T

2

)847.51N•m

2

剖面C处的当量弯矩图：

'

M

C1

(



T

2

)

2

1128.1N•m

M

C1

2

(7) 判断危险截面并验算强度

剖面C当量弯矩最大，而直径与邻段直径相差不大，故剖

面C为危险截面。

已知:M

e

= M

C 1

`=1128.1MPa,

[



1

]

b

69M

pa

，

W=0.1



e



M

e

M

60.1M

pa

[



1

]

b

69M

pa

3

W

0.1d

d

1-2

=70mm

d

2-3

=77mm

d

34

d

78

80mm

所以其强度合适。

输出轴设计（Ⅲ轴）

已知：输出轴功率为P

3

=13.9kW，转速为68.8r/min,转矩为

1929.4N·m,大圆柱齿轮的直径为320 mm，齿宽为4mm。

1.选择轴的材料



b

650MPa,

选取轴的材料为45钢（调质），

[



1

]

b

59MPa,

[



0

]

b

98MPa

2. 按扭矩初算联轴器处的最小直径

先据表12-2，按45钢（调质）取C=110,则：

d

min

d

45

92mm

d

56

=104mm

d

67

=90mm

P

C

3

3

65.7mm

，考虑到最小直径处要连接联轴器

n

3

要有键槽，将直径增大5%，则d=65.7×(1+5%)mm=69mm

要使轴径d

12

与联轴器轴孔相适应，故选择连轴器型号

.

l

1-2

=130mm

l

23

=50mm

.

查课本P

297,

查T

A

=1.5,

设计扭矩：T

c

=T

A

T

3

=1.51929.4=2893.5N·m,查《机械设计课

程设计》P

298，

取HL6弹性柱销联轴器，额定扭矩为3150N·m

其半联轴器的孔径d =70mm,长度为132mm。故取d

1-2

=70mm，

l

1-2

=130mm

l

34

=42.5mm

l

45

90.5mm

l

56

=10mm

l

67

52mm

l

78

113mm

3. 轴的结构设计

（1）拟定轴的装配方案如下图：

（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位

1）为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d

2-3

=77mm,

轴承端盖总宽度为20mm，由于装拆及添加润滑油的要求，轴

承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm，故

l

23

=20+30=50mm挡圈直径D=78mm

2）选取轴承型号：圆锥滚子轴承30316型号，

d



D



T=80mm



170mm



42.5mm

F

t2

1066.8N

F

r2

3530.8N

所以取

.

.

d

34

d

78

80mm

3）根据轴承采用轴肩定位，轴肩高度h=6mm,选

d

45

92mm

4）齿轮与右轴承间采用套筒定位，套筒直径为92mm,

F

DX

6315.5N

F

BX

5743.3N

齿轮的轮毂宽度

l

h



(1.2~1.5)

d

s

故取

l

h

为60mm,轴肩h>0.07d,

取h=7mm,轴环处处的直径

d

56

=104mm,

l

56

>1.4h,取

l

56

=10mm,

F

BY

2090.4N

F

DY

2298.6N

l

67

52mm

5)取

箱体——小圆锥齿轮的中心线为对称轴，

l

45

90.5mm,l

78

113mm,

M

CX

871.5N•m

M

Cy

317.2N•m

6）轴上的周向定位

齿轮与轴用键连接查《机械设计课程设计》取

L=B-(5~10)=55mm.同时保证齿轮与轴有良好

bh2514

，

对中性，选择齿轮轮毂与轴合为H7/m6,滚动轴承宇宙的轴

向定位有过渡配合来保证，轴尺寸公差为m6

7)确定轴的倒角尺寸：2

45

。

0

M

C

927N•m

4.轴的强度校核

1）齿轮上的作用力的大小

F

t2

1066.8N,F

r2

3530.8N

2）求直反力

.

.

水平方向：F

BX

F

DX

F

t2



M

B

0,

F

t2

•BC

6315.5NF

DX



F

BX

F

BY

F

DY

BD

5743.3N

竖直方向：

F

r2

•CD2090.4N

BD

F

r2

•BC2298.6N

BD

3）画弯矩图：

M

CX

F

BX

•BC871.5N•m

M

Cy

F

BY

•BC317.2N•m

M

C

M

CX

2

M

Cy

2

927N•m

.

.

4）画扭矩图：

T

3

1929.4N•m

5）弯扭合成：



[



1

]

b

/[



0

]

b

,



b

650MPa

因单向回转，视转矩为脉动循环，

[



1

]

b

59MPa,[



0

]

b

98MPa

则

剖面C的当量弯矩:

M

C

'

M

C

2

(T)

2

1486.1

N·m

T

=1161.5

N·m

6）判断危险剖面：

C截面：



e



M

e



24.2MPa<

[



1

]

b

59MPa

W

M

e



33.9MPa<

W

A截面直径最小也为危险截面：



e



[



1

]

b

59MPa

满足强度要求

.

.

六．轴承的选择与计算

1． 输入轴的轴承：30309圆锥滚子轴承

1

○

F

BX

2556.4N,F

BY

704.3N,F

CX

6684.0N.F

BX

2108.4N,n730r/min

C

r

108000N

e=0.35,Y=1.7

2

轴承内部轴向力：○

F

RB

F

BX

2

F

BY

2

2661.3N,F

RC

F

CX

2

F

CY

2

F

sB

F

RB

/2Y782.7N,F

sc

F

RC

/2Y2061.3N,

=7008.5N

F

sB

F

sc

故轴承B被压紧

F

AC

'F

a

524.1N，F

AB

'FaF

SC

2585.3N

F

C

'

F'

0.07e0.35,

B

0.97e0.35

F

RC

F

RB

3

查得：f

p

1.2,x0.4,当量动载荷P

c

f

p

•F

RC

8410.2N

○

P

B

f

p

(xF

RB

YF

B

')6551.4N

P

B

P

c

,校核C轴承就行

C

10

6

10/3,实际寿命，L

h

(

r

)113118h

60730P

C

4

滚子轴承

单班制工作预期寿命：30081024000h

○

故实际寿命大于预期寿命，合适！

2.中间轴轴承30310圆锥滚子轴承

1

○

F

R1

8718.9N,F

R2

8215.42N,F

a2

1331.05N.n274.4r/min

C

r

130000N

e=0.35,Y=1.7

.

.

2

轴承内部轴向力：○

F

s1

F

R1

/2Y2564.38N,F

S2

F

R2

/2Y2416.3N,

=7008.5N

F

s1

F

a2

F

s2

故轴承2被压紧

F

A1

F

s1

2564.4N，F

A2

FaF

S1

3895.4N

F

A!

F

0.29e0.35,

A2

0.0.47e0.35

F

R1

F

R2

3

查得：f

p

1.2,x0.4,当量动载荷P

○

1

f

p

•F

R1

10462.7N

P

2

f

p

(xF

1

YF

A2

)19836.8N

P

1

P

2

,校核2轴承就行

4

滚子轴承○

C

10

6

10/3,实际寿命，L

h

(

r

)31792.06h

60274.7P

2

单班制工作预期寿命：30081024000h

故实际寿命大于预期寿命，合适！

3.输出轴轴承30316圆锥滚子轴承

1

○

F

BX

5743.3N,F

BY

2090.4N,F

DX

6315.5N.F

DY

2298.6N,n68.8r/min

C

r

278000N

e=0.35,Y=1.7

2

轴承内部轴向力：○

F

RB

F

BX

2

F

BY

2

6112N,F

RD

F

DX

2

F

DY

2

6720.8N

F

sB

F

RB

/2Y1797.6N,F

sD

F

RD

/2Y1976.7N,

F

sB

F

sD

故轴承B被压紧

F

AD

'F

AB

'1976.7N

.

.

F

AD

'F'

0.3e0.35,

AB

0.29e0.35

F

RD

F

RB

3

查得：f

p

1.2,x0.4,当量动载荷P

D

f

p

•F

RD

8064.9N

○

P

B

f

p

F

RB

7334.4N

P

B

P

D

,校核D轴承就行

C

10

6

10/3,实际寿命，L

h

(

r

)32000000h

6068.8P

C

4

滚子轴承

单班制工作预期寿命：30081024000h

○

故实际寿命大于预期寿命，合适！

七．键的计算校核

1.输入轴上的键

1

联轴器处：○

bhL161057,K4.3,轴径d

1

35mm,T

i

196N•m，

l=L-b=41mm



p



4T

54.6MPa[



p

]120MPa

dhl

满足强度要求，单个A键即可

2

小锥齿轮处： ○

bhL12855,K3.3,轴径d

2

42mm,T

1

196N•m，

l=L-b=43mm



p



4T

54.3MPa[



p

]120MPa

dhl

满足强度要求，单个A键即可

2.轴的键的校核计算：

1

大锥齿轮处： ○

bhL161050,K4.3,轴径d

3

57mm,T

2

497.7N•m，

l=L-b/2=42mm

.

.



p



4T

83.2MPa[



p

]120MPa

dhl

满足强度要求，单个C键即可

2

小直齿轮处： ○

bhL161043,轴径d

4

57mm,

T

2

497.7N•m，

l=L-b=35mm



p



4T

99.8MPa[



p

]120MPa

dhl

满足强度要求，单个C键即可

3.输出轴键的校核：

1

直齿轮处的键： ○

bhL251455,轴径d

5

80mm,T

3

1929.4N•m，

l=L=55mm



p



4T

110MPa[



p

]120MPa

dhl

满足强度要求，单个B键即可

2

联轴器处键的校核： ○

bhL2012122,轴径d70mm,T

3

1929.4N•m，

l=L-b=102mm



p



4T

90.1MPa[



p

]120MPa

dhl

满足强度要求，单个A键即可

八．联轴器的选择

输入轴联轴器：

查《机械设计课程设计》P298，取HL弹性柱销联轴器，其额

定转矩315 N·m，半联轴器的孔径d1 =35mm,轴孔长度L=82mm,

联轴器的轴配长度L1 =60mm.

.

.

输出轴联轴器：

查《机械设计课程设计》P

298，

取HL6弹性柱销联轴器，额定扭

矩为3150N·m其半联轴器的孔径d =70mm,长度为132mm。

所选联轴器的额定扭矩均大工作扭矩故，满足需求。

九．减速器箱体结构尺寸

名称

机座壁厚

机盖壁厚

机座凸缘厚度

机盖凸缘厚度

机座凸底缘厚度

地脚螺钉直径

地脚螺钉数目

轴承旁连接螺栓直径

机盖与机座连接螺栓

直径

联接螺栓d

2

的间距

轴承端盖螺钉直径

符号 结果

8

8

12

12

20

M20

4

M16

M10



1

0.025a3



1

0.02a3

b=1.5



1

b

1

1.5



1

b

2

2.5



d

f

=0.036a+12=19.2

n

d

1

0.75d

f

d

2

(0.5~0.6)d

f

9.6~11.52

l=150~200

d

3

(0.4~0.5)d

f

7.68~9.6

180

M8

窥视孔盖螺钉直径

d

4

(0.3~0.4)d

f

5.76~7.68

M8

定位销直径

d(0.7~0.8)d

2

7~8

8

d

f、

d

1、

d

2

到外机壁

C

1

(27,23,17)

.

27,23,17

.

距离

d

1、

d

2

离

至凸缘边缘距

C

2

(21,15) 21,15

轴承旁凸台半径

凸台高度

外机壁至轴承座端面

距离

大齿轮顶圆与内机壁

距离

齿轮端面与内机壁距

离

机盖、机座肋厚

R

1

= C

2

(21,15)

h=20mm

21,15

l

1=

C

1

+C

2

+（8~12）=44~48 46

△

1＞1.2



12

△

2＞



10

m

1

≈0.85



0.85



1

，

m

2

≈

7

轴承端盖外径 D2=1.25D+10 135,148,

223

轴承端盖凸缘厚度

轴承旁联接螺栓距离

t=(1~1.2)d

3

S≈D

2

9

135,148,

223

十．减速器附件的选择

由《机械设计课程设计》选择通气塞M16×1.5,A型压配式

圆形油压表A32JB/T7941.1-1995,外六角螺塞及封油垫M14×

1.5,箱座吊耳，吊环螺钉M16（GB/T825-1988），启盖螺钉M8。

十一.齿轮的密封与润滑

齿轮采用润滑油润滑，由《机械设计基础课程设计》选名

称为工业闭式齿轮油(GB-5903-1995)，代号为L-CKC220润滑

.

.

剂。因为齿轮的速度小于12m/s，所以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。因为大圆锥齿轮的线速度为

4.87m/s>2m/s,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。对箱体进

行密封为了防止外界的灰尘，水分等侵入轴承，并阻止润滑

剂的流失。

十二.设计小结

通过这次对圆锥圆柱二级减速器的设计，使我们真正的了

解了机械设计的概念，在这次设计过程中，反反复复的演算

一方面不断的让我们接进正确，另一方面也在考验我们我们

的耐心，思维的严密性和做研究的严谨性。我想这也是这次

设计我们是哟应该达到的。这些让我感受颇深。通过三个星

期的设计实践，我们真正感受到了设计过程的谨密性，为我

们以后的工作打下了一定的基础。

机械设计是机械这门学科的基础的基础，是一门综合性较

强的技术课程，他融汇了多门学科中的许多知识，例如，《机

械设计》，《材料力学》，《工程力学》，《机械设计课程设计》

等，我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。也

让我们认识到，自己还有好多东西还不知道，以后更要加深

自己的知识内涵，同时，也非常感谢老师对我们悉心的指导，

得已让我们能更好的设计。

.

.

参考文献：

1. 黄华梁、彭文生编《机械设计》四版 高等教育出版社2007

2. 王旭、王积森 《机械设计课程设计》 机械工业出版社 2003

3. 朱文坚 《机械设计课程设计》 科学出版社

4. 刘鸿文主编 《材料力学》 第四版 高等教育出版社 2003

.