机械课程设计圆锥圆柱齿轮减速器.docx

螺旋输送机圆锥圆柱减速器
目录

第一章 设计任务书……………………………………………………2
第二章 总体方案的论证………………………………………………3
第三章 电机的选择……………………………………………………3
第四章 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
第五章 圆柱圆锥齿轮传动的设计……………………………………5
第六章 轴的设计计算…………………………………………………13
第七章 轴承的设计与校核……………………………………………20
第八章 键的选择和连接………………………………………………25
第九章 联轴器的选用…………………………………………………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 参考文献……………………………………………………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，有轻微的冲击，效率为0.95，年限8年，大修期限位2年，每年工作250天，单班制工作，输送机主轴允许转速误差（-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，完场总体方案论证报告。
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（输出轴及输出轴上的传动零件）；
4）设计说明书一份。

图1

第二章 总体方案的论证
考虑到螺旋输送机的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，减小空间的占有量，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。故设计成二级圆锥圆柱齿轮减速器 ，传动方案见图2:

其中输入轴与电动机和输出轴与工作机的连接用半联轴器.
图 2

第三章 电机的选择
计算工作机所需要的功率：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。所以算的需要的输入功率为17.57Kw，工作富余量为10%。所以，根据《机械设计手册》（成大先），由工作环境条件，选取效率高、结构为全封闭、自扇冷式、能防止灰尘，铁屑等要求，选取Y系列封闭式三相异步电动机，初步选取电动机额定功率PE=18kw。
电动机的转速： 由输送机的转速nw=[1-0.05~(1+0.05)]×180r/min=171~189r/min 。根据机械设计手册P16-9，传动比分配如下: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的时候，油深几乎相同。所以总的传动比范围为（7.8~15.6）所以电动机的转速范围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 计算传动装置的运动和动力参数
确定传动装置的总传动比和各级传动比：i=nmnw=1470180=8.17 ，得:iI=2.6 iII=3.14 。
确定传动装置的运动和动力参数

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
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的设计

4.1圆锥齿轮传动的设计（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、按齿面接触疲劳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%，根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 查的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选取最小的，故初步算的小齿轮的分度圆直径为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。
齿宽与齿高比b/h
mt=d1tz1=4.2mm，h=2.25×me=9.31mm，b/h=4.83.
计算载荷系数：小齿轮的圆周速度v=π60d1n1=7.49ms ，7级精度，由《机械设计》图10-8查的动载荷系数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
按实际的载荷系数矫正所算的的分度圆直径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]
按照齿根弯曲疲劳强度计算
σF=KFtYFaYSabmm≤[σF] 得m≥34KT1YFaYFS∅R(1-0.5∅R)Z12u2+1[σF]
确定公式内各值:弯曲疲劳极限σF1=500MPa，大锥齿轮σF2=380MPa（查表10-20c），
弯曲疲劳寿命查的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决定的承载能力，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，可去由弯曲强度算的的模数并就近圆整为标准值m=4mm，按照接触强度算的的分度圆直径d1=111.685mm，算出小齿轮齿数 Z1=28 Z2=73
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
几何尺寸的计算
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的设计计算
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、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算
按照公式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，选取区域系数ZH=2.433 。
l 由图查的端面重合度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，根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 查的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 ，根据v=2.345m/s，7级精度，查的动载荷系数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的分度圆直径
d1=d1t3KKt=90.47mm
7)计算模数mn
mn=d1tcosβz1=4.04mm
按照齿根弯曲疲劳强度计算

mn≥32KT1Yβcos2β YFaYFS∅dZ12εα[σF]
（1） 确定计算参数
1）计算载荷系数 K=KVKAKFαKFβ=2.35
2）根据纵向重合度 εβ=1.665，从《机械设计》10-28查的螺旋角影响系数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查的YFa1=2.69 YFa2=2.23
YSa1=1.575 YSa2=1.755
确定公式内各值:弯曲疲劳极限σE1=500MPa，大齿轮σE2=380MPa（查表10-20c），
弯曲疲劳寿命查的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，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn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决定的承载能力，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，可去由弯曲强度算的的模数并就近圆整为标准值m=2.50mm，按照接触强度算的的分度圆直径d1=90.47mm，算出小齿轮齿数 Z1=35 Z2=110
4、几何尺寸的计算
（1）计算中心距 a=（Z1+Z2）mn2cosβ=149.4mm，圆整为150mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β = arcos（Z1+Z2）mn2a=14°84`
因为β值改变不多，故参数εα等不必修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
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，故以选用腹板式结构为宜，其他有关尺寸按照《机械设计》图10-39设计绘制大齿轮零件图如图

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

PI=17.32kw
nI=1470r/min
TI=112.5N·m

由d≥Ao3pn查表课本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.求作用在齿轮上的力
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
同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩：
，则Tca=TI∙KA=146250N∙mm
结合电动机的参数，选用弹性柱销联轴器，型号HL6联轴器，工程转矩为250000N∙mm,该端选用的半联轴器的孔径dI=32mm，故取轴径dI=32mm，半联轴器长度为L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔的长度LI=62mm。
根据轴向定位的要求确定州的各段直径和长度。
1.为了满足半联轴器的轴向定位要求，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的0.07~0.1d)，由联轴器的毂孔长度L 和直径d及相关要求，可确定
d1=32mm l1=58mm 。

（2）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图

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，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6008（GB/T274--1994），其尺寸为d×D×B=40×68×15mm 。
为了利于固定，一般取比b小1mm如图，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的要求可得，l4=2.5d3-l3=86mm.
4）根据轴承安装方便的要求，取d2,d5都比d3小1mm，所以d2=d5=39mm。

根据安装轴承旁螺栓的要求，取 。
根据齿轮与内壁的距离要求，取l5=16mm。？
5）根据齿轮孔的轴径和长度，取d6=35mm ,l6=55mm。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
（3）、轴上的零件的周向定位
齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按半联轴器与轴配合的l1段。由课本表6-1查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面b×h=10mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm（标准键长见）。选用B型键（平头平键）。8级以上的精度需要有定心精度要求。同时为了保证半联轴器于轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配合为H7K6;同样，锥齿轮与轴的连接，选用A型平键b×h=10mm×8mm，长度为40mm，配合为H7n6; 两个滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选的轴的直径尺寸公差m6。
（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸
查课本表15-2，取1.2×45°，各轴肩处的圆角半径分别如下:1~2,R2 其余为R1 。

（5）、求轴上的载荷
根据轴的结构图做出轴的计算简图
（齿轮取齿宽中点处的平均分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）

按照弯扭合成应力校核轴的刚度，进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的刚度，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力时取α=0.6，
轴的计算应力
σca=M12+(αT1)2W =2.9Mpa ，由前面已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查的【σ】=60MPa，因此安全。
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）的设计
1、求输出轴上的功率、转速和转矩
PIII=16.72KW nIII=180.5r/min TIII=886800N·mm

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

圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示

初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），取，得
dmin=50.72mm
输出轴的最小直径为安装联轴器的直径dI-II，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 ， 故选取故选取DI-II=55mm，
半联轴器长度l=112mm ，半联轴器与轴配合的轮毂长度L1=84mm 。
4、轴的结构设计
（1） 拟定轴上零件的装配方案
选用课本15-22a所示的装配方案。

（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段轴右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径62mm, 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径65mm，半联轴器与轴配合长度L1=84 , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，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，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据2-3段的直径62mm，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。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向的定位，由手册上查的30313型轴承的定位轴肩高度为h=6mm ，所以，取dVI-VII=77mm 。
3） 取安装齿轮处的轴段IV-V的直径dIV-V=70mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为95mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴承硬略短于轮毂宽度，故取LIV-V =90mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h>0.07d，故取h=6mm，则轴环处的直径dV-VI=82mm，轴环的宽度b≥1.4h，取LV-VI=12mm。
4） 轴承端盖总宽度为20cm，（减速器的结构设计结果），根据轴承端盖的装拆和便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离l=30mm，故取lII-III=50mm。
5） 取齿轮据箱体内壁之距离a=16mm,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，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， 已初步确定了轴的各段直径和长度。
（3），轴上零件的轴向定位
齿轮，半联轴器和轴的周向定位均采用平键连接，按照，dIV-V由表查的平键截面b×h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长63mm,同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7n6,同样，半联轴器与轴的连接，选用平键16×10×70mm,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m6。
（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸

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30313型的支点距离a=29mm。所以作为简支梁的轴承跨距为226mm,做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：
取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。

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的刚度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯扭和扭矩的截面，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
σca=M2+(αT3)2W =19.71MPa 。
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查的σ=60MPa 。所以安全。

中间轴的设计计算.
由上述所知:中速轴上面的功率PII=16.98KW 转速nII=565.39r/min
转矩286.8N·m
2，求作用在齿轮上的力5.3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
PII=16.98KW nII=565.39r/min TII=286800N·mm

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

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

圆周力、径向力、及轴向力的方向如图八所示
Fr2=Fa1=314.19N
Fa2=Fr1=819N Ft2=2T2dm2= 2731.43N
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40Cr（调质），根据《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的直径 。
（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d>34.07mm，，由《机械设计手册》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32008(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。
左端轴承采用套筒进行轴向定位，右端轴承采用轴肩进行定位，由《机械设计课程设计》表13.1查得32008型轴承的定位轴肩高度3mm，因此取套筒直径和另一端的轴直径46mm。
2）取安装锥齿轮的轴段d=50mm，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，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=5mm,，则轴环处的直径为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，已初步确定州的各段直径和长度。
轴上零件的轴向定位。
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；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，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；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，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32008型的支点距离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
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，轴的计算应力为
σca=M12+(αT1)2W =34.43Mpa
前已选定轴的材料为（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得，[σ]=70MPa,故安全。
六：轴承的校核计算

1、输入轴滚动轴承计算
选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6008（GB/T274--1994），其尺寸为d×D×B=40×68×15mm ,轴向力Fa=Fttanαsinδ1=314.19N基本额定静载荷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

则两个轴承的径向力：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,所以按照轴承1的受力大小验算 ε=3 ,球轴承。C,基本额定动载荷
Lh=10660n×((CP1))ε=5764h>250×2×8=4000h，故合格。
中间轴滚动轴承的计算。
选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d>34.07mm，，由《机械设计手册》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32008(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
则两个轴承的径向力：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,所以按照轴承1的受力大小验算 ε=10/3 ,圆锥滚子轴承。C,基本额定动载荷
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则两个轴承的径向力：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,所以按照轴承1的受力大小验算 ε=10/3 ,圆锥滚子轴承。C,基本额定动载荷
Lh=10660n×((CP1))ε=695963h>250×2×8=4000h，故合格。

七、键联接的选择及校核计算
1)输入轴
下面分别做C键和A键的连接强度分析：
键，轴和联轴器的材料都是钢，由课本表6-2查的许用挤压应力【σp】=100~120MPa ，取其平均值110MPa。键的工作长度l=L=45mm， 键与半联轴器的键槽的接触高度k=0.5h=4mm σp=2T×1000kld=39.0625Mpa<110MPa 。键标记为：键C10×90 GB/T1096-2003。
键的工作长度为l=L-10=35mm。键与锥齿轮的接触高度K=0.5h=4mm，σp=45.918Mpa<110Mpa ，键的标记为：键10×45 GB/T 1096-2003 。
2)中间轴，与大圆锥齿轮连接的键
键和轴的材料都是钢，由课本表6-2查的许用挤压应力【σp】=100~120MPa ，取其平均值110MPa。键的工作长度为l=L-16=24mm，键与锥齿轮的接触高度K=0.5h=5mm，σp=2T×1000kld=95.6Mpa<110MPa。键标记为：键C16×40 GB/T1096-2003。
圆柱齿轮的周向定位平键连接
键的工作长度为l=L-14=31mm，键与锥齿轮的接触高度K=0.5h=4.5mm，σp=2T×1000kld=91.4Mpa<110MPa。键标记为：键C14×45 GB/T1096-2003。
3）输出轴的的键的连接，轴与齿轮的平键连接校核
键，轴和联轴器的材料都是钢，由课本表6-2查的许用挤压应力【σp】=100~120MPa ，取其平均值110MPa。键的工作长度l=L-20=43mm， 键与齿轮的键槽的接触高度k=0.5h=6mm σp=2T×1000kld=98.2Mpa<110MPa 。键标记为：键C20×63 GB/T1096-2003。
同样，半联轴器与轴的连接，选用平键16×10×70mm,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。
键的工作长度为l=L-16=54mm。键与锥齿轮的接触高度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布置连接键。工作长度为70，，则σp=92.1Mpa<110Mpa的标记为： 键A 16×70 GB