二级圆锥-圆柱齿轮减速器 课程设计

二级圆锥-圆柱齿轮减速器 课程设计 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 设计计算及说明 结果 一、设计任务书 1.1传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 示意图 图一、传动方案简图 1.2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) 2500 1.6 280 1.3工作条件 三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输 链速度允许误差为链速度的。 ,5% 1.4工作量 1、传动系统方案的分析; 2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算; 3、传动零件的设计计算; 4、轴的设计计算; 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核; 6、键联接和联轴器的选择及校核; 7、减速器箱体，润滑及附件的设计; 8、装配图和零件图的设计; 9、设计小结; 10、参考文献; 二、传动系统方案的分析 传动方案见图一，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。 三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 结果 1 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 设计计算及说明 3.1 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: P (1)工作机所需功率=FV/1000 ,ωwF=2500N F-工作机阻力 V=1.6m/s v-工作机线速度 ,ω -工作机效率可取0.96 P (2) 电动机输出功率 d 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 PP =/,αdw ,α 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 42,α,,,,,, =0.83312345 =0.833 ,, ,-滚动轴承传动效率取0.99 -圆锥齿轮传动效率取0.95 ,12 ,, -圆柱齿轮传动效率取0.97 -联轴器效率取0.99 34 -卷筒效率取0.96 ,5 2500，1.6P = PFV/1000 ,ω,α,,5kw=5kw dd1000，0.96，0.833 P (3)确定电动机的额定功率 ed PPP 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额=5.5kw edded定功率为5.5Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 nn =60×1000V/πD=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/min =109.2 ww 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，故电动机的转速的可选r/min 范围为 ''n —=(8-15) =873.6—1638r/min。 nnwd1d2 可见同步转速为1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转 速为1000r/min ，1500r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大 传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量、价格及总传动比。 2 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 设计计算及说明 结果 表2 电动机方案比较表(指导书 表19-1) 方案 电动机型额定功率电动机转速(r/min) 电动机传动装置 号 (kw) 质量总传动比 同步 满载 (kg) 1 Y132M2-6 5.5 1000 960 73 8.79 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 43 13.19 选Y132M2-6 由表中数据可知，方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用 型电动机 方案1，选定电动机型号为Y132M2-6 3.2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 inn,/ =960/109.2=8.79 mw 2、分配各级传动比 高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其传i1,0.25i i1=2.2 动比可大些。所以可取 =4 i2i1 =2.2 =4 i2 3.3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) n=960 , n/in ,=960r/min m0, n=436.36 ?nn/i ,=960/202=436.36r/min ??　1 nn, ?IVnni ,/=436.36/4=109.2r/min ??2=109.2r/min nn, =109.2r/min ?IV 2、各轴输入功率 P=4.95 kw IPP, =4.95kw η4Ied P=4.65 kw IIPP,,, . =4.655kw ,III12P=4.47 kw IIIPP,,,,,=4.47kw IIIII23 P=4.38 kw IVPP =.=4.38kw η1.η4IVIII PIT,，9550 3、各轴转矩 =49.24N.m InI 3 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 设计计算及说明 结果 PII T,，9550=101.88N.m IInII PIIIT,，9550 =390.92N.m IIInIII PIVT,，9550 =383.04N.M IVnIV 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 低速级轴工作机轴 III IV 转速960 960 436.36 109.2 109.2 (r/min) 功率(kw) 5 4.95 4.655 4.47 4.382 转矩49.76 49.24 101.88 390.92 383.04 () Nm, 传动比 1 2.2 4.0 1 效率 ,0.99 0.94 0.96 0.98 四、传动零件的设计计算 4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计(主要参照教材《机械设计(第八版)》) Pn已知输入功率为=4.655kw、小齿轮转速为=436.36r/min、齿数比为4。小齿轮: ?II 40Cr(调工作寿命10年(设每年工作300天)，三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 质) 1、选定齿轮类型、精度等级、 材料 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 及齿数 280 HBS (1)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。(GB10095-88) 大齿轮: 45钢(调 (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) 质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬 240 HBS 7级精度 度相差40HBS。 (3)选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 初选螺旋角z1,22z2,4z1,88 ,,14:。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 4 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 设计计算及说明 结果 3 2KTZZu,12t1HE ,，，()dt1,,,[]ud,H (1)确定公式内的各计算数值 kk1)试选载荷系数=1.6 =1.6 t1t1 =2.435 ZZ2)查教材图表(图10-30)选取区域系数=2.435 HH 1 2Z3)查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 MPaEZ=189.8 E ,,,,,,，4)查教材图表(图10-26)得 =0.765 =0.88 =1.645 a1a2aaa12 ,=1.645 a5)由教材公式10-13计算应力值环数 9 LN=60nj =60×436.36×1×(3×8×300×10)=1.885×10h h11 9K=0.9 N=0.471X10h ,,12 6)查教材10-19图得:K=0.9 K=0.95 ,,1,,2K=0.95 ,,2 ,Hlim1,,Hlim2,7)查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa ,Hlim1,650 Mpa ,8)由教材表10-7查得齿宽系数=1 d ,Hlim2,550 5Mpa TP/n9)小齿轮传递的转矩=95.5×10×=9550X4655/436.36=101.88N.m 122 ,=1 d10)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: T=101.88N.m K,HN1Hlim1 ,[]==0.9×650=585 MPaH1S K, HN2Hlim2,[]==0.95×550=522.5 MPa2HS= ,,,H 许用接触应力为 553.75 MPa [,],([,]，[,])/2,553.75MPa HH1H2 (2)设计计算 d1)按式计算小齿轮分度圆直径 1t 3 2KTZZu，12t1HE,，，()d t1 ,,,[]ud,H 34 2，1.6，10.188，1052.435，189.82，，(),55.67mm = 1，1.6454553.75 V=1.27m/ ,dn1t1V,,2)计算圆周速度1.27m/s 60，1000　 5 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 m3)计算齿宽b及模数 nt结果 设计计算及说明 ,d b==1.5567=55.67mm d1t ,dcos55.67，cos14:t1m = ,,2.455mmntZ22m=2.455 1nt b4) 计算齿宽与高之比 h 2.25mmm 齿高h= =2.25×2.455=5.24 ntb =10.62 hb55.67 = =10.62 5.24h ,Z5) 计算纵向重合度 =0.318tanβ=0.318X1X22tan=1.744 ,,14:d1,,=1.744 ,,6) 计算载荷系数K KK 系数=1，根据V=1.27m/s，7级精度查图表(图10-8)得动载系数=1.08 Av KK, 查教材图表(表10-3)得齿间载荷分布系数=1.4 KK, HF,,HF,, =1.4 由教材图表(表10-4)查得=1.420 KH,1 查教材图表(图10-13)得=1.32 KF,1=1.420 KH,1 所以载荷系数 =1.32 KF,1KKKKK, =2.147 AVHH,, d7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 1 32.147K 3 = 55.67，,61.4mmdd,tK1.6td=61.4mm 1m8) 计算模数 n1 ,dcos61.4，cos14:1,,2.7mmm = nm=2.7 mm Z22n11 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 32 ,2cosKTYYY1,FS,,m 由弯曲强度的设计公式?设计 () n2,,,[]Z1Fda (1)确定公式内各计算数值 KKKKK,1)计算载荷系数 =1.99 AVFF,, 2)根据纵向重合度=1.744 查教材图表(图10-28)查得螺旋影响系数=0.88 ,Y,, =24.08 ZV13)计算当量齿数 6 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 3Zv1,Z1 =24.08 cosβ 结果 设计计算及说明 33;=96.33 ZZZ,,/cos88/cos14, =96.33 V2V22 YYY4)查取齿形系数 查教材图表(表10-5)=2.6476 ，=2.18734 =2.6474 F,1F,1F,2 YYY5)查取应力校正系数 查教材图表(表10-5)=1.5808 ，=1.78633 =2.187 S,2S,1F,2 Y,6)查教材图表(图10-20c)查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520MPa ，大齿=1.5808 FE1S,1 Y,轮弯曲疲劳强度极限=400MPa 。 =1.7863 S,2FE2 7)查教材图表(图10-18)取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.88 FN2FN1 K=0.85 FN18)计算弯曲疲劳许用应力。 K,FNFEK=0.88 , 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 ,,,FN2FS K0.85，520,FN1FF1,=315.7 ,,315.71, []= FE1F1S1.4 ,=251.4 FE2K0.88，400,FN2FF2,,251.43, []= 2FS1.4 YYFS,, 9)计算大、小齿轮的，并加以比较 ,,,F YF2.6476，1.5808FS1,1, ,,0.01326,[]315.71F1 YF2.18734，1.78633FS2,2, 大齿轮的数值大.选用. ,,0.01554 ,[]251.43F2 (2)设计计算 1)计算模数 342 2，1.99，10.188，10，0.88，cos14，0.01554m,mm,1.87mm n 21，22，1.645 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳n 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。 m=2mm n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 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度nz=30 1mm算得的分度圆直径d=61.4来计算应有的齿数. 1 7 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 :61.4，cos14=120 z2)计算齿数 z==29.78 取z=30 那么z=4×30=120 2121mn 结果 设计计算及说明 4、几何尺寸计算 (1)计算中心距 ()z，zm(30，120)212nmm a===155 a=155mm :2cos,2，cos14 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 (Ζ，Ζ)m301202(，)，= ,,,,14:353312n, =arccos ,,,,arccos,14:35332α2，155 ,Z, 因值改变不多,故参数,,等不必修正. k,h, mmd=62 1(3)计算大.小齿轮的分度圆直径 zm30，21n,mmd=248 mm d==62 21cos,cos14.5925: zm120，2 2nB,671,mm d==248 2cos,cos14.5925: B,622 (4)计算齿轮宽度 ,d,1，62mm,62mm B= 1 B,67B,6212 (5)结构设计 小齿轮(齿轮1)齿顶圆直径为66mm 采用实心结构 大齿轮(齿轮2)齿顶圆直径为252mm 采用腹板式结构其零件图如下 结果 8 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 图二、斜齿圆柱齿轮 设计计算及说明 4.2直齿圆锥齿轮传动设计(主要参照教材《机械设计(第八版)》) Pn已知输入功率为=4.95kw、小齿轮转速为=436.36r/min、齿数比为2.2I, 由电动机驱动。工作寿命10年(设每年工作300天)，三班制，带式输送，工作 平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，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 小齿轮材料可选为40Cr(调质)， 硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度相差 z1,2540HBS。 (3)选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 z1,25z2,2.2z1,55 z2,55 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计 计算公式 六西格玛计算公式下载结构力学静力计算公式下载重复性计算公式下载六西格玛计算公式下载年假计算公式 : 3 2,,ZKTE1 d2.92 ? ,,1t2,,,,,(10.5),u,,FRR ,, (1)、确定公式内的各计算值 k=1.8 t1k1)试选载荷系数=1.8 t1 5TP/n2)小齿轮传递的转矩=95.5×10×=49.24KN.Mm 111 ,R,0.353)取齿宽系数 ,R,0.35 ,Hlim1,4)查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 大齿轮的 ,Hlim2,接触疲劳极限550Mpa 1 2Z5)查表10-6选取弹性影响系数=189.8 MPa E 6)由教材公式10-13计算应力值环数 9L N=60nj =60×960×1×(3×8×300×10=4.1472×10h h11 9 N=0.471×10h 2 KHN1,0.897)查教材10-19图得:K=0.89 K=0.9 ,,1,,2 K=0.9 ,,28)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: ,[]= H1 9 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 578.5 K,MPaHN1Hlim1, []==0.89×650=578.5 MPaH1S 结果 设计及设计说明 ,]=495[K,2HHN2Hlim2, []==0.9×550=495 MPa2HS MPa(2)设计计算 1)试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得 ,,,H 2 189.81.8，4920,,3d ,2.92,85.22mm,,1t2d=85.22mm 1t495，，0.35，1,0.5，0.35，2.2,, 2)计算圆周速度V ,dn1t1V,,V=4.28m/s 4.28m/s 　60，1000 3)计算载荷系数 KK 系数=1，根据V=4.28m/s，7级精度查图表(图10-8)得动载系数=1.15 Av KK, 查图表(表10-3)得齿间载荷分布系数=1 HF,, KHββb 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25的 =1.5X1.25=1.875 KHβ,KFβ KKKKK, 得载荷系数 =2.156 AVHH,,K=2.156 4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 32.156K 3 = 85.22，,90.5mmdd,tK1.8t 5)计算模数M d90.501 m,,,3.62mmMt=3.62mm 1z25 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式: 3YY4KTFaSa1 , m? 222,,,,，(10.5)1zu,,F RR1 (1)确定公式内各计算数值 KKKKK,1)计算载荷系数 =1X1.15X1X1.875=2.159 AVFF,,K=2.159 2)计算当量齿数 10 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 Z1 =27.4 Zv1, 结果 cos,1 设计及设计说明 Z2 =133.5 Z,v2cos,2 Y,2.562F,1 3)由教材表10-5查得齿形系数 Y,2.1532F,2Y,2.562Y,2.1532 F,1F,2 Y,1.604S,1Y,1.604Y,1.8168 应力校正系数 S,1S,2 Y,1.8168S,2 ,,520MP4) 由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的FE1a ,,520MPFE1a,,400MP弯曲疲劳强度极限 FE2a ,,400MPFE2a 5) 由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.83 K=0.85 FN2FN1 K=0.83 FN1 S,1.46) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得 K=0.85 FN2 K0.83，520,FNFE11,,308.28MP , []= aF1S1.4 K0.85，400,FNFF22,,242.86MP , []= a2FS1.4 YFFaSa7) 计算大小齿轮的,并加以比较 [,]F YF2.562，1.604Fa1Sa1,,0.0133 [,]308.28F1 YF2.15，1.8168 Fa2Sa2,,0.016107 [,]242.86 F2 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. (2)设计计算 34，2.156，49240，0.016107M=2.75mm m,mm,2.668mm 222，，0.35，1,0.5，0.35252.2，1 取M=2.75mm 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承载的能力。而齿面接 触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准 模数,取m=2.75mm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 11 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 mm度圆直径d=90.50来计算应有的齿数. 1 设计及设计说明 结果 d1 计算齿数 z=33 取z=33 那么z=2.2×33=73 ,=33 z1211m z2 =33 4、计算几何尺寸 zm,2.75，33(1) d==90.75 11 d=90.75 1 zm,2.75，73(2) d==200.75 22 d=200.75 2 d1,,,,(3) ,arccot=24. 325:,24:1930 1d2,,,,,24:19301 ,,,,,65:4030(4) ,,,,,90,,,65:4030221 22，12.2，1,R=109.65mm (5) mm R,d,d,109.651122 B(6) =38.37圆整取=36mm =41mm b,R,RB21=41mm B1 =36mm (7) 机构设计 B2 小锥齿轮(齿轮1)大端齿顶圆直径为95.76mm 采用实心结构其零件图如下 大锥齿轮(齿轮2)大端齿顶圆直径为203mm 采用腹板式结构 12 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 图三、直齿锥齿轮 设计计算及说明 结果 五、轴的设计计算 5.1输入轴(I轴)的设计 Pn 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 TI,? Pn =4.95 kw =960r/min =49.24N.M TI,? 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 dm1,d(11,0.5,R),74.87mm 2，492402T 则 Ft,,,1315.35N m1d74.87 Ft=1315.35N Fr,Ft.tan20:cos,1,436.25N Fr=436.25N F,,Ft.tan20:sin,1,197.19N Fa=197.19N FtFaFr圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示 图四、输入轴载荷图 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 13 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 A0,112 (第八版)》表15-3，取，得 设计计算及说明 结果 P 4.95I33 dmin,A0,112,19.35 mm In960 d12d12 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴 TKTcaA,2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，查 KA,1.3《机械设计(第八版)》表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 TKTcaA,2 =1.3X49.24=64012N.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 d12d121250N.m，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。取=30mm，=30mm 半联轴器长度L=82mm，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(见图五) 图五、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 d,37mm23d,37mm。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm L1223 =58mm L122) 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 d,37mm轴承，参照工作要求并根据，由《机械设计课程设计》表13-123d,40mm34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 14 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 ，， 40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm =25.25mmd,40mmd ， D， T,LL343434 设计计算及说明 结果 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程设计》表13-1查得30308 d,49mm45型轴承的定位轴肩高度，因此取 d,49mmd,49mma45 d,35mm673)取安装齿轮处的轴段67的直径;为使套筒可靠地压紧轴承，56d,35mm67 =24mm，L56段应略短于轴承宽度，故取=24mm， d,40mmL5656 d,40mm564)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 lmm,30=50mm L要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。 L2323 L,61mm675)锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于L,61mm67 L,98mm45LLba,2，故取 L,98mm45 (3)轴上的周向定位 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d,35mm 67 6-1 查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保 b，h,10mm，8mm H7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;同样，半 n6 H7联轴器处平键截面为与轴的配合为;滚动b，h，l,10mm，8mm，50mm k6 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k5。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 245，: 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(30308型的a=19.5mm。所以俩轴承间支点距离为109.5mm 右 轴承与齿轮间的距离为54.25mm。)(见图四) 载荷 水平面H 垂直面V FNH1,651.65NFNV1,216.13N 支反力F FNH2,1967NFNV2,652.38N Mv1,71435.6N.mm弯矩M MH,71357.7N.mm Mv2,7789.2N.mm 15 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 22 总弯矩 =100970.1N.mm M,71357.7，71435.6 结果 =49.24N.M T扭矩T ? 设计计算及说明 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 ,,0.6转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为 2222100970.1，(49240X0.6)M，(T),I ,,= 16.44Mpa ca,3W0.1，40 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 ,,,,,11,,60,MPaca,,,,，故安全。 5.2输出轴(轴)的设计 III M=2.0mm Pn 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 TIII?III ,,,,,14:3533Pn =4.47 kw =109.2r/min =390.92N.M TIII?III Ft=3152.58N Fr=1185.69N 2、求作用在齿轮上的力 Fa=820.74N 已知大斜齿轮的分度圆直径为 d,mz,248mm 2，3909202T 而 Ft,,,3152.58Nd248 Fr,Ft.tan20:cos,,1185.69N F,,Ft.tan,,820.74N FtFaFr 圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示 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 A0,112(第八版)》表15-3，取，得 dmin,38.6mm P4.47III 33d,A,112,38.6mmmin0 nIII109.2 16 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 d12d12输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，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，查《机 Tca,KAT 设计计算及说明 结果 T KA,1.3械设计(第八版)》表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 MH Ma MV MV M M T 图六、输出轴的载荷图 ， =13390.92=508.196N.M Tca,KAT 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 dmm1,40d,半联轴器的孔径，所以取40mm，半联轴器长度L=112mm，半联1,2d,40mm 1,2轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 4、轴的结构设计 (1) 拟定轴上零件的装配方案(见图七) 图七、输出轴轴上零件的装配 17 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 (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段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的 结果 设计计算及说明 dmm23,,47 直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长 dmm23,,47Lmm1,84度，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 lmm12,,82L1段的长度应比略短些，现取。 lmm12,,82 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 dmm23,,47 轴承，参照工作要求并根据，由《机械设计课程设计》表13-1 d,50mm 3,4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30310，其尺寸为dDTmmmmmm，，,，，5011029.25ddmm3478,,,,50d,50mm ，，因而可以7,8 lmm34,,29.25 lmm34,,29.25取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程》表 d,60mm 4,5 d,13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取60mm。 d,60mm4,5a58mm l6,7, 3) 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为62mm，为了使 d,55mm 6,7l6,7,套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取58mm齿 dmm56,,63 d,轮的轮毂直径取为55mm所以55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高lmm56,,86,7 hd,0.07hmm,4dmm56,,63 度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度 bh,1.4lmm56,,8lmm23,,50，取。 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 l7,8, 57.25mm lmm,30lmm23,,50要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故 86mm l4,5, 5) 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。可求得57.25mm l7,8, 86mm l4,5, (3)轴上的周向定位 d67, 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由《机械设计(第八 18 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 bhmmmm，,，1610 结果 版)》表6-1查得平键截面，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 设计计算及说明 H7 12870mmmmmm，，;同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与n6 H7 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k6 尺寸公差为m5。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 245，: 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30310型的支点距离 a=23mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=61.25mm，L2=131.25mm。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: 载荷 水平面H 垂直面V FNH1,2149.49NFNV1,1337.1N 支反力F FNH2,1003.09NFNV2,,151.41N Mv1,81897N.mm 弯矩M MH,131655N.mm Mv2,,19872N.mm 22总弯矩 =155050N.mm M,131655，81897 扭矩T =390.92N.M TIII 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 ,,0.6，轴的计算应力 2222155050，(390920X0.6)M，(T),III ,,=16.9mpa ca,3W0.1，55 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 ,,,,,11,,60,MPaca,,,,，故安全。 19 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 7、精确校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面 结果 设计计算及说明 由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看， 齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。 (2)截面右侧校核 333 抗弯截面系数 W,0.1d,0.1，63,25004.7mm 333 抗扭截面系数 Wt,0.2d,0.2，63,50009.4mm 22M,MH，MV,102.713N.m 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=390.92N.M TIII 截面上的弯曲应力 M102713 ,b,,,4.11MPaW25004.7 截面上的扭转切应力 T,,390920,T,,, 7.82MPaTW5000.94 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 ,,1,275MPa,b,640MPa ,,1,155MPa ,,,, 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计(第八版)》 r2.0D63附表3-2查取。因，，经插值后查得 ,,0.031,,1.15d63d55 ,,,2.19,,,1.545 又由《机械设计(第八版)》附图3-2可得轴的材料敏感系数为 q,,0.82q,,0.85 故有效应力集中系数为 kq,,,,，,,，，,,1(1)10.82(2.111)1.91, kq,，,,，，,,1(1)10.85(1.5451)1.46,,,, 20 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 由《机械设计(第八版)》附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。,,,0.69,,,0.83轴按磨削加工，由《机械设计(第八版)》附图3-4得表面质量系数为,,,,,,0.92 设计计算及说明 结果 ,q,1轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 k,11.911,，,,，,,K112.86, ,,0.690.92,, k11.461, ,，,,，,,K111.85,0.830.92,,,, 又取碳钢的特性系数为 ,,,0.1,,,0.05 Sca计算安全系数值 ,,1275S,,,,23.4 Kam，，，，2.864.110.10,,,,, ,1155, S,,,20.86,2.782.78amK，,,,,, 1.850.05，，，22 SS，23.420.86,, caSS,,,,,,15.571.5 SS^2^223.4^220.86^2，， ,, 故可知安全。 (3)截面左侧 333 抗弯截面系数 W,0.1d,0.1，55,16637.5mm 333 抗扭截面系数 Wt,0.2d,0.2，55,33275mm 22M,MH，MV,102.713N.m 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=390.92N.M TIII 截面上的弯曲应力 21 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 M102713 ,b,,,6.17MPa W16637.5 截面上的扭转切应力 T,,390920 ,T,,,11.75MPa TW33275 设计计算及说明 结果 过盈配合处取 kk,, ,0.8,,,, k, k, 则 ,3.14,2.51 ,,,, 故有效应力集中系数为 k,11,，,,，,,K13.1413.23, ,,0.92,,又取碳钢的特性系数为 k11, ,，,,，,,K12.5112.6,0.92,,,, Sca计算安全系数值 ,,1275S,,,,13.8 Kam，，3.236.17,,,,, ,1155, S,,,9.96,11.7511.75amK，,,,,, 1.850.05，，，22 SS13.89.96，,, caSS,,,,,,8.071.5 SS^2^213.8^29.96^2，， ,, 故可知安全。 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 nT kw =436.36r/min =101.88N.M P,4.655,,, 2、求作用在齿轮上的力 d,mz,62mm ,,,,,14:3533 已知小斜齿轮的分度圆直径为 d,mz,62mm 22 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 22101880T2，FNt1,3286.5FNt1,,,3286d6211rFN,1236 ,tantan20n:1aFN,855.6 11FFNrt,,，,32861236coscos1435'33'':, 11FFNat,,，:,tan3286tan1435'33''855.6, 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 结果 设计计算及说明 dmmm2,165.5 ddmZmmmRtR2,,,,,，，,，,22(10.5)(10.5)2.7573(10.50.35)165.6,, FNt2,1230.422101.88T3，t2FN,,,1230.42FN,184.5rm2d0.1656 rt22,, FFN,,，:，:,tancos21230.4tan20cos6540'30''184.52FN,408aat22FFN,,，:，:,tansin21230.4tan20sin6540'30''408,, Ft1Ft2Fa1Fa2Fr1Fr2圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图八所示 图八、中间轴受载荷图 23 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 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 4.655A0,1103dmmmin24.21,dAmmmin24.21,,0计(第八版)》表15-3，取，得，中436.36 间 结果 计计算及说明 d12,d56, 轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和 4、轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案(见图九) 图九、中间轴上零件的装配 (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，由《机械设计课程设计》表ddmm1256,,,,24.21 dmm12,,3013.1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30306，其尺寸 dDTmmmmmm，，,，，307220.75ddmm1256,,,,30为，。 dmm56,,30 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13.1查得30306 型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。 dmm23,,35 ddmm2345,,,,352)取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒dmm45,,35 定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段Lmm,42lmm23,,38 lmm23,,38应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 dmm34,,43 hd,0.07hmm,4dmm34,,43，故取，则轴环处的直径为。 lmm45,,63 Bmm1,673)已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴 lmm12,,53.75 24 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 lmm45,,63段应略短于轮毂长，故取。 lmm34,,204)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 lmm56,,46.75确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取 lmm12,,53.75 lmm56,,46.75 lmm34,,20 结果 (3)轴上的周向定位 设计计算及说明 d23,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 bhmmmm，,，108查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保 H7 m6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 d45,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 bhmmmm，,，108面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴 H7 m6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k6。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 245，: 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30310型的支点距离 a=15.3mm。所以轴承跨距分别为L1=55.45mm，L2=74.5mm。L3=60.95mm做出弯矩 和扭矩图(见图八)。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 FNH1,1922.3NFNV1,52.19N支反力F FNH2,25940.58NFNV2,1103.69N Mv1,,2893N.mm MH1,,106590N.mmMv2,30888N.mm弯矩M MH2,,158140N.mm3,Mv40746N.mm 4,Mv67270N.mm 22总弯矩 =171853N.mm M,158140，67270 扭矩T =101.88N.mm T, 25 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 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 ,,0.6 ，轴的计算应力为 结果 设计计算及说明 MT^2()^2171.85^2(0.6101.88)^2，，，,2ca,,,42.54MPa , W0.10.035^3， 40Cr 前已选定轴的材料为(调质)，由《机械设计(第八版)》表15-1查得,,,,,11,,70,MPaca，故安全。 ,,,, 六、轴承的校核 6.1输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为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，轴向力 ，FNa,197.19dDTmmmmmm，，,，，409025.25 ，Y=1.7，X=0.4 e,0.35 载荷 水平面H 垂直面V FNH1,651.65NFNV1,216.13N支反力F FNH2,1967NFNV2,652.38N则 FrNFrN12,,686.55,2072.4 则 Fr1686.551dFN,,,201.93221.7Y， 2Fr2072.42dFN,,,609.5221.7Y， 则 FFFNada1,，,2806.69 2FFNad2,,609.5 则 26 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 Fa1806.69Fa2609.5， ,,,1.17e,,,0.294e Fr1686.55Fr22072.4 则 Pr0.4686.551.7806.691646111,，,，，，,XFrYFaN Pr2072.422,,FNr 设计计算及说明 结果 10^610^69080010Cr,,,, ,Lhhh,,，,，,^^5.1410^610^6 ,,,,60609602072.43nP，r,,,, 故合格。 6.2中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306。 轴向力 ， ，Y=1.9，X=0.4 FNa,447.6e,0.31 载荷 水平面H 垂直面V FNH1,1922.3NFNV1,52.19N支反力F FNH2,2594.58NFNV2,1103.69N 则 FrNFrN12,,1923,2819 Fr119231dFN,,,506 221.9Y，则 2Fr28192dFN,,,742 221.9Y， FFNad1,,1506则 a1ad2FFFN,，,953.6 Fa1506则 ,,,0.263e1F1923r Fa2953.6 ,,,0.338er2F2819 则 Pr192311,,FNr Pr0.428191.9953.62939122,，,，，，,XFrYFaN 则 27 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 10^610^65900010Cr,,,, ,,hLhLh,,，,，,^^0.8410^6 ,,,,r6060436.3629393nP，,,,, 故合格。 设计计算及说明 结果 6.3输出轴轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30310. 轴向力 ， ，Y=1.7，X=0.4 e,0.35FNa,82074. 载荷 水平面H 垂直面V FNH1,2149.49NFNV1,1337.1N支反力F FNH2,1003.09NFNV2,,151.41N 则 FrNFrN12,,2531.43,1014.45 Fr12531.43 1dFN,,,744.5221.7Y， 则 2Fr1014.45 2FNd,,,298.4 221.7Y， FFNad1,,1744.5 ad21aFFFN,，,1564.5则 Fa1744.5则 ,,,0.294e rF12531.43 Fa21564.5 ,,,1.542e 2F1014.45r 则 Pr2531.4311,,FNr Pr0.41014.451.71564.53065.43122,，,，，，,XFrYFaN 则 10^610^613000010Cr,,,, ,,LhLhh,,，,，,^^40.610^6 ,,,,r6060109.23065.433nP， ,,,, 故合格。 28 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 七、键联接的选择及校核计算 7.1输入轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 bhlmmmmmm，，,，，8750 该处选用普通平键尺寸为，接触长度 结果 设计计算及说明 lmm'50842,,, ，键与轮毂键槽的接触高度。则k,0.5h,0.5，7,3.5mm 键联接的强度为: 33 ,,pp,，,，，，，,,,210'249.24103.5423022.33110Tkldmpampa[] 故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度bhlmmmmmm，，,，，10845 ，键与轮毂键槽的接触高度。则lmm'451035,,,k,0.5h,0.5，8,4mm 键联接的强度为: 33 ,,pp,，,，，，，,,,210'249.24104353520.1110Tkldmpampa[] 故合格。 7.2中间轴键计算 1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度bhlmmmmmm，，,，，10832 ，键与轮毂键槽的接触高度。则键lmm'321022,,,k,0.5h,0.5，8,4mm 联接的强度为: 33[],,pp,，,，，，，,,,210'2101.88104223566.16110Tkldmpampa 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度bhlmmmmmm，，,，，10850 lmm'501040,,,，键与轮毂键槽的接触高度。则键k,0.5h,0.5，8,4mm 29 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 联接的强度为: 33 ,,pp,，,，，，，,,,210'2101.88104403536.38110Tkldmpampa[] 故合格。 结果 设计计算及说明 7.3输出轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 bhlmmmmmm，，,，，12870 该处选用普通平键尺寸为，接触长度 lmm'701258,,,，键与轮毂键槽的接触高度。则键k,0.5h,0.5，8,4mm 联接的强度为: 33[] ,,pp,，,，，，，,,,210'2390.92104584084.25110Tkldmpampa 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 bhlmmmmmm，，,，，161050 该处选用普通平键尺寸为，接触长度 lmm'501634,,, ，键与轮毂键槽的接触高度。则键k,0.5h,0.5，10,5mm 联接的强度为: 33[],,pp,，,，，，，,,,210'2390.92105345583.62110Tkldmpampa 故合格。 八、联轴器的选择 在轴的计算中已选定了联轴器型号。 输入轴选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器Nmm. 的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为Lmm,82dmm1,30 60mm，Z型轴孔。 30 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 输出轴选选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴Nmm. dmm1,40Lmm,112 器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度 为84mm，Z型轴孔。 九、润滑与密封 结果 计计算及说明 齿轮采用浸油润滑，由《机械设计》表10-11和表10-12查得选用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，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深v,12m/s 度为一齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离?30~50mm。由于大 vmsms,,4.28/2/圆锥齿轮，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，当然也可用油脂润滑。密封防 止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。 十、减速器附件的选择 M362，由《机械设计课程设计》选定通气帽为;油标为压配式圆形的油标 A20JB/T 7491.1-1995;外六角油塞及封油垫;箱座吊耳，吊环螺钉为螺M201.5， 钉GB825-88)M16;启盖螺钉M8。 十一、设计小结 这次关于带式运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正 理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设 计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的 了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础. 31 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原 理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、 《 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 材料》、《机械设计课程设计》等于一体。 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械 设计和有关先修课程的理论,加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要 的作用。 结果 设计计算及说明 十二、参考文献 1、《机械设计(第八版)》濮良贵，纪名刚主编 高等教育出版社 2、《机械设计课程设计》金清肃主编 华中科技大学出版社 3、《机械原理》朱理主编 高等教育出版社 4、《工程制图》赵大兴主编 高等教育出版社 5、《材料力学》刘鸿文主编 高等教育出版社 6、《机械设计手册)》 机械设计手册编委 机械工业出版社 7、《机械制图实例教程》 钟日铭主编 清华大学出版社 8、《互换性与测量技术基础》 徐学林主编 湖南大学出版社 9、《金属机械加工》 赵如福主编 上海科学技术出版社 10、《减速器和变速器》机械设计手册编委 机械工业出版社 32 机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 33