圆锥圆柱两级齿轮减速器

设计计算及说明结果

一、设计任务书

传动方案示意图

图1.传动方案简图

原始数据

表1：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）

7000 400

工作条件

两班制，使用年限为8年，连续单向运转，载荷较平稳，小批量生产，

运输链速度允许误差为链速度的5%。

工作量

1、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；

2、传动零件的设计计算；

3、轴的设计计算；

4、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；

5、键联接和联轴器的选择及校核；

6、减速器箱体，润滑及附件的设计；

7、装配图和零件图的设计；

8、设计小结；

9、参考文献；

二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 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w P =FV/1000= F-工作机阻力 v-工作机线速度 (2) 电动机输出功率d P

考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 d P =w P /∑η

∑η为电动机到工作机主动轴之间的总效率，即

5433221ηηηηηη=∑=

1η-联轴器效率取 2η-滚动轴承传动效率取

3η-圆锥齿轮传动效率取 4η-圆柱齿轮传动效率取

5η-卷筒效率取

d P =w P /∑η=

（3）确定电动机的额定功率ed P

因载荷平稳，电动机额定功率ed P 略大于d P 即可。所以可以暂定电动机的额定功率为11kw 3、确定电动机转速 卷筒工作转速

w n =60×1000V/πD=53r/min

由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为10-25，故电动机的转速的可选范围为'1

d n —'2

d n =(10-25）w n =(530—1325)r/min 。

F=7000N V=s

w P =

∑η=

d P =

ed P =11kw

w n =53r/min

可见同步转速为750r/min ,1000r/min 的电动机都符合。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min 的电动机。 选定电动机型号为Y160L-6其主要性能如下表：

表2：电动机主要性能

电动机型号 额定功率/kW

满载转速/(r/min) 启动转矩/额定转矩 最大转矩/

额定转矩 Y160L-6

11

970

传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配

1、传动装置总传动比

/m w i n n ==970/5318.3= 2、分配各级传动比

对于圆锥一圆柱齿轮减速器，为使大锥齿轮的尺寸不致过大，一般可取i i 25.01≤，最好使高速级锥齿轮的传动比 31≤i ，当要求两级传动大齿轮的浸油深度大致相等时，也可取4~5.31=i 故取1i =3.9，

2i =4.692

计算传动装置的运动和动力参数

1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） I n ＝0/i n m =970/min r

Ⅱn ＝1/　Ⅰi n =970/3.9248.7 r /min =

Ⅲn ＝Ⅱn /2i =53r /min =卷n Ⅲn =53r /min 2、各轴输入功率

I ed P P =1η=9.064kw

32ηηI ∏=P P =8.525kw

kw P P 187.842==I I

I I I ηη

选型电动机 为 Y160L-6

1i =3 .9

2i 4.692=

I n =970 Ⅱn =

=卷n Ⅲn

=53r/min

I P = II P = III P =

kw P P 024.821==I I I ηη卷 3、各轴转矩

=?=m d d n P T /1055.9690144.1N.mm =49.0110?

1ηd T T =I =90144.1*0.9989242.4N.mm ==8.92410?

132i T T ηηI I I =327336.8N.mm ==3.27510? ==I I I I I 242i T T ηη1474894.5N.mm =1.47610? ==I I I 21T ηη卷T 1445544.1N.mm =1.45610? 将计算结果汇总列表如下

表3 轴的运动及动力参数

项目

电动机轴 高速级轴I 中间轴II

低速级轴III

卷筒轴

转速（r/min ） 970 970 53 53 功率（kw ）

转矩 4

10

01.9?

4

10?

5

10? 6

10?

6

10?

传动比 1 1 效率η

P 卷=

41001.9?=d T

41092.8?=I T 51027.3?=I I T

6

1047.1?=I I I T

6

1045.1?=卷T

三、传动零件的设计计算

、直齿圆锥齿轮传动的设计计算

已知输入功率I P =(略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：

I n =970r/min,大齿轮的转速为I I n =248.7r /min ，mm N T .1092.84

1?=传

动比 3.9i =，由电动机驱动，工作寿命8年（设每年工作300天），两班制，连续单向运转，载荷较平稳。 1.选定齿轮类型、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，齿形制11060JB -,齿形角20α=，齿顶高系数*1a h =，顶隙系数*0.2c =5，螺旋角0m β=，不变位。

（2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 （3）、材料选择，小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度相差40HBS 。 （4）、选小齿轮齿数=1Z 24，大齿轮齿数94249.32=?=Z 2.按齿面接触疲劳强度设计 公式：

1t d ≥[]3

2

1

22.92

(10.5)E F R

R Z KT u σφφ?? ? ?-??

（1）、确定公式内的各计算值

1）查得材料弹性影响系数1

2

189.8E Z MPa =。

2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H MPa σ=，大齿轮的接触疲劳极限lim2550H MPa σ= 3）计算应力循环次数

小齿轮：91110235.2)830082(19706060?=??????==h jL n N 大齿轮：81

1

210730.5?==

i N N 小齿轮： 40Cr （调质） 280 HBS

大齿轮： 45

钢

（调质）

240 HBS

7级精度

=1Z 24

942=Z

189.8

E Z =lim1600

H σ=lim 2550H σ=

9

110235.2?=N

8

210730.5?=N 10.93HN K =

4）查得接触疲劳寿命系数

=1HN K 0.93 =2HN K 1.04

5）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得: MPa S K HN H 55860093.0/][1lim 11=?==σσ MPa S K HN H 57255004.1/][2lim 22=?==σσ （2）计算

试选 1.2v K =，查得

1.0,1, 1.5 1.25 1.875a K K K σβ===?=

所以， 1.0 1.21 1.875 2.25a v K K K K K σβ=???=???= 1）试算小齿轮的分度圆直径，带入[]H σ中的较小值得

=-???? ??≥321

2

1)5.01(][92.2u T K Z d R R t H E t φφσ86.195mm

计算圆周速度v

s m s m n

d v lt /38.4/600001==π

2）计算载荷系数。

根据v=4.38m /s ，7级精度，由图10-8查得动载系数=v K 1.13； 直齿轮，;1==ααF H K K 由表10-2查得使用系数;1=A K

=βH K 1.875 故载荷系数

==βαH H A K K K K K v 2.12

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为

502.8425

.212.2195.8633

11=?==t t K K d d mm 04.12=HN K

1[]558H σ=

572

][2=H σ

1.13

v K =α

αF H K K =;1==A K

;1=A K

=βH K

1.875

12.2=K

mm d 502.841=

3）计算模数m 。 m 84.502/24 3.52mm == 3.按齿根弯曲强度设计

3

2121]

[1)5.01(4F R R Sa

Fa u z Y Y KT m σφφ+-≥

（1）确定公式内的各计算数值

1）由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ；大齿轮的弯曲疲劳强度MPa FE 3802=σ

2）由图10-8取弯曲疲劳寿命系数87.0,83.021==FN FN K K 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=，有10-22得

==S K FE FN F 111][σ

σ296.43MPa

==S K FE FN F 222][σ

σ236.14MPa

4）计算载荷系数K . K 2.12= 5）节圆锥角

?==381.141

arctan 1u

δ

???=-=619.75381.14902δ 6）当量齿数

25cos 111==δz

z v 379cos 222==δz z v 7）查取齿形系数。

由表10-5查得 62.21=Fa Y ；=2Fa Y 8）查取应力校正系数

由表10-5查得 59.11=Sa Y ；=2Sa Y 9）计算大小齿轮的

[]

Fa Sa

F Y Y σ,并加以比较

5001=FE σ380

2=FE σ87

.083

.02

1==FN FN K K =1][F σ 296.43

=2][F σ 236.14 K 2.12=

62.21=Fa Y =2Fa Y 2.06

59.11=Sa Y =2Sa Y 1.97

01719.014

.23697

.106.2][01405.043.29659

.162.2][222111=?==?=F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ

大齿轮的数值大。 （2）设计计算：

代入公式计算得：mm m 89.2≥

综合分析：按弯曲强度得：mm m 3=，按接触强度算得：mm d 502.841= 算出小齿轮齿数: 291

1≈=

m

d z 大齿轮齿数：114z ,1.113299.322==?=取z 故齿数比931.329

114

==

u 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.计算几何尺寸 1）计算分度圆直径

mm

mz d mm mz d 342872211====

2）计算中心距

mm d d a 5.2142

342

87221=+=+= 3）计算节圆锥角

93347590126114arctan

1221

1'

''=-='''==?

?

?δδδd d

4）计算锥距

mm u d R 445.1762

1

2

1=+= 5）计算齿轮宽度

mm R b R 81.58==φ 圆整取mm B mm B 65,6012==

mm m 3=

291

1≈=

m

d z

114z 2=

931

.329114

==u

mm

d mm d 3428721==

mm a 5.214=

93347512611421''='''=??δδ

138.175=R

mm

B mm B 656012==

、斜齿圆柱齿轮的传动的设计计算

已知输入功率为II P =、小齿轮转速为Ⅱn =min 、齿数比为，转矩

mm N T ??=I I 51027.3为由电动机驱动，工作寿命8年（设每年工作300天），两班制，连续单向运转，载荷较平稳。 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）齿数22z 1=,则大齿轮齿数104z ,2.103z 692.4i 212===故取 初选螺旋角?=14β。

2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算

2

1

3

1)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα

?±?

≥

（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数1t k =

2）查教材图表（图10-30）选取区域系数H Z = 3）查教材表10-6选取弹性影响系数E Z = 1

2

MPa 4）查教材图表（图10-26）得 1a ε= 2a ε= 12a a a εεε=+= 5）由教材公式10-13计算应力循环次数：

N 1=60n 1j h L =60××1×（2×8×300×8）=×108 N 2=×108/=810221.1? 6）查教材10-19图得：=HN 1,K 2H N =

7）查取齿轮的接触疲劳强度极限=Hlim1σ650Mpa =Hlim2σ550Mpa 8）由教材表10-7查得齿宽系数d φ=1

9）小齿轮传递的转矩1T =mm N T ??=I I 51027.3

小齿轮： 40Cr （调质） 280 HBS 大齿轮： 45

钢

（调质） 240 HBS 7级精度

22z 1=

?=14β

1t k = H Z = E Z =

1a ε= 2a ε=

=HN 1

K 2H N =

=Hlim1σ650

=Hlim2σ550

d φ=1

10）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:

[H σ]1=S K H HN 1lim 1σ

=×650=676MPa

[H σ]2=S K H HN 2lim 2σ

=×550= MPa

许用接触应力为

MPa H H H 75.6482/)][]([][21=+=σσσ

（2）设计计算

1）按式计算小齿轮分度圆直径1t d

2

1

3

1)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα

?+?

≥

=

mm 425.72)75

.6488.189433.2(692.4692.5693.111027.36.122

53

=??????? 2）计算圆周速度s m

n d t /943.0100060V 1

1=?=

π 3)计算齿宽b 及模数nt m b=d φ1t d =

nt m =mm Z d t 194.322

14cos 425.72cos 11=?

?=β

4) 计算齿宽与高之比h

b

齿高h= nt m 25.2=×=mm

h

b =187.7425.72 = 5) 计算纵向重合度βε βε=d φ1Z β=?14= 6) 计算载荷系数K

系数A K =1，根据V=s ，7级精度查图表（图10-8）得动载系数v K = 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数H F K K α

α

==

由教材图表(表10-4）查得1H K β= 查教材图表（图10-13）得1F K β= 所以载荷系数

A V H H K K K K K αβ==

943.0V =

7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径1d 3

t t

K

d d K ==mm 67.796

.113

.2425.723

=? 8) 计算模数1n m

n m =mm Z d 51.32214cos 67.79cos 11

=?

?=β 3、按齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式n m ≥)][(cos 212213

F S F a

d Y Y Z Y KT σεφββ?

?设计 （1）确定公式内各计算数值

1）计算载荷系数 A V F F K K K K K αβ==

2）根据纵向重合度βε= 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数Y β= 3）计算当量齿数

85.113cos 08

.24cos 32

231

1====β

βz z z z v v 4）查取齿形系数 查教材图表（表10-5）1F Y α= ，2F Y α=

5）查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）1S Y α= ，2S Y α= 6）查教材图表（图10-20c ）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限

1FE σ=500MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限2FE σ=380MPa 。

7）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K 1FN = K 2FN = 8）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=，由式[]FN FE

F K S

σσ=

得 [F σ]1=71.3104.1500

87.011=?=

S K FF FN σ [F σ]2=

2474

.1380

91.022=?=S K FF FN σ 9）计算大、小齿轮的

[]

F S F Y Y αα

σ，并加以比较

01347.071

.3105808

.16476.2][111=?=F S F F Y σαα

01582.0247

80180

.116892.2][2

22=?=

F S F F Y σαα 大齿轮的数值大.

（2）设计计算 1）计算模数

mm mm m n 78.2693

.122101582

.014cos 88.01027.306.222

253

=????????≥

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 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 n =3mm 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 1=mm 来计算应有的齿数.

2）计算齿数 z 1=mm m n 77.2514cos 67.79=?? 取z 1=26 那么z 2=

×26= 取2z =122 4、几何尺寸计算 （1）计算中心距

a=βcos 2)(21n m z z +=??+14cos 23

)12226(=mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β

=arccos 4101480

.2282312226arccos 221'''?=??+=+)(α)m Ζ(Ζn 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

d 1=mm m z n 39.800037.14cos 3

26cos 1=?=?

β d 2=

mm m z n 21.3770037.14cos 3

122cos 2=?

?=β （4）计算齿轮宽度

m n =3mm d 1= z 1=26

2z =122

a=

β

41014'''?=

B =mm mm d 39.8039.8011=?=Φ 2180,85B mm B mm ==

四、 轴的设计计算

输入轴（I 轴)的设计

1、求输入轴上的功率I P 、转速I n 和转矩ⅠT

1280.39377.21d mm d mm

==

280B mm = 185B mm =

I P = kw I n =970r/min ⅠT = 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 mm 5.725.01d d R 11m =-=）（φ 则N d T

Ft m 24615

.7289200

221

=?==

N 868Ft.tan20Fr 1=?=δcos N 222sin Ft.tan20F 1=?=δα

圆周力t F 、径向力r F 及轴向力a F 的方向如图2

图2、弯矩与扭矩图

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（第八版）》表15-3，取0112A =，得

I

P = kw

I n =970r/m in ⅠT =

mm

5.72d 1m =N

Ft 2461=N

868Fr =N 222F =α

59.23d min =

mm 59.23970

064.9112n P A d 33

I I 0min === 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径12d ，为了使所选的轴直径

12d 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2ca A T K T =，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取 1.3A K =，则

2ca A T K T ==1.389200115960N.m 115.96N.m m ?== 查《机械设计课程设计》表13-1，选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为，而电动机轴的直径为42mm 所以联轴器的孔径不能太小.故取

12d =30mm ，半联轴器长度L=112mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm 。

4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案（见图2）

图3输入轴轴上零件的装配

（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，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径mm 37d 23

=。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L 所以取12L =58mm

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 查得圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据mm 37d 23=，由《机械设计课

程设计》表12-4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30308，其尺寸为=??T D d ??所以mm 40d 43=而34L =这对轴承

2

ca A T K T =115.96N.m

12d =30mm L 112mm =

均采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程设计》表12-430311型轴承的定位轴肩高度mm 49d =a ，因此取mm 49d 45=

3）取安装齿轮处的轴段67的直径mm 35d 67=；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取56L =24mm ，mm 40d 56=

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30l mm =，

取23L =50mm 。

5）锥齿轮轮毂宽度为65mm ，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取mm 76L 67=由于，212L L =故取mm 100L 45= 6）轴各部分尺寸综合下表：

表4、轴各部分尺寸

尺寸 1-2 2-3 3-4 4-5 5-6 6-7 L 58 50 100 24 76 d

30

37

40

49

40

35

（3）轴上的周向定位

圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按mm 35d 67=由《机械设计（第八版）》表6-1查得平键截面mm mm h b 810?=?，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm ，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

6

7

n H ；同样，半联轴器处平键截面为

mm mm mm l h b 50810??=??与轴的配合为

6

7k H ；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m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为245??，轴肩处的倒角可按适当选取。

5、求轴上的载荷（30308型的a=。所以俩轴承间支点距离为 右轴承与齿轮间的距离为。）（见图1）

表5、轴上载荷

载荷 水平面H

垂直面V

支反力F

N

F N F NH NH 3690123021==

N

F N F NV NV 123036221==

弯矩M mm N M H .137145= =1V M

mm N M V .80642=

总弯矩 mm

N M mm N M .137812.14296121==

扭矩T

=1T 89200N.mm

6、按弯扭合成应力校核轴的强度

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0.6α=，轴的计算应力为

85.2340

1.0)6.089200(142961)(3

2222=?+=+=

X W T M I ca ασMPa 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[][]1160,ca MPa σσσ--=<，故安全。

中间轴（II 轴）的设计

1、求输入轴上的功率P 、转速n 和转矩T

mm N T r n kw P .1027.3m in,/7.248,525.85?===I I I I I I 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为

85.23=ca σ

mm d 39.80=

N

F F N F F N

d T

F t a n

t

r t 2029tan 3052cos tan 813521

======I I ββ

α 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径

m22R 22222222d d 10.5285mm

22295tan cos 205tan sin 810t m r t a t T

F N

d F F N F F N

?αδαδII =-=======（）

圆周力1t F 、2t F ，径向力1r F 、2r F 及轴向力1a F 、2a F 的方向如下图所示

5

1027.3min /7.248525.8?===I I I I

I I

T r n kw P

mm

d 39.80=

N

F N F N F a r t 202930528135===

mm

285d 2m =N

F N F N F a r t 8102052295222===

图4、弯矩与扭矩图

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（第八版）》表15-3，1120=A ，得mm n P A d 4.3630min ==I I

I I

中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径12d -和56d - 4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图）

图5、间轴上零件的装配

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）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mm d d 4.366521≥=--，由《机

械设计课程设计》表中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为=??T D d 25.259040??这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由《机械设计课程设计》表查得30308型轴承的定位轴肩高度49mm ，因此取套筒直径49mm 。

2）取安装齿轮的轴段==--5432d d 47mm ，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长mm L 65=，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mm L 6032=-，齿轮的右端采

用轴肩定位，轴肩高度0.07h d >，故取h=4mm ，则轴环处的直径为

1120=A

4.36min =d

mm d 5543=-。

3）已知圆柱斜齿轮齿宽mm B 851=，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mm L 8054=-。

4）齿轮距箱体内壁的距离为a 16mm =，大锥齿轮与大斜齿轮的距离为c 20mm =，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s 8mm =。则取mm L 25.5421=-

mm L 2043=- mm L 25.5465=- 综合数据如下表：

表6、轴的尺寸

尺寸 1-2 2-3 3-4 4-5 5-6 L 60 20 80 D

40

47

55

47

40

(3)轴上的周向定位

圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按23d -由《机械设计（第八

版）》表6-1查得平键截面mm mm h b 914?=?，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm ，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7

6H m ；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按45d -由《机

械设计（第八版）》表6-1查得平键截面mm mm h b 914?=?，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm ，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

7

6H m ；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k6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245??，轴肩处的倒角可按适当选取

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30308型的支点距离a=。所以轴承跨距分别为L1=，L2=。L3=72mm 做出弯矩和扭矩图（见图4）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：