二级圆锥圆柱齿轮减速器毕业论文 - 图文

湖北工业大学商贸学院毕业论文————机电一体化专科三班

目 录

一、设计任务书···········································································2

二、传动方案的拟定·····································································3 三、电动机的选择·········································································3

1.选择电动机的类型······································································3

2.选择电动机功率·········································································3 3.确定电动机转速··········································································4

四、传动比的计算及分配······························································4

1.总传动比···················································································4 2.分配传动比················································································4

五、传动装置运动、动力参数的计算············································4

1.各轴转速···················································································4

2.各轴功率··················································································4 3.各轴转矩··················································································4

六、传动件的设计计算···································································5

1.高速级锥齿轮传动的设计计算·····················································5 2.低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算···················································8

七、 齿轮上作用力的计算································································12 八、减速器转配草图的设计····························································14

九、轴的设计计算·············································································14

1.高速轴的设计与计算································································14 2.中间轴的设计与计算································································19

3.低速轴的设计计算···································································25

十、减速器箱体的结构尺寸·····························································29 十一、润滑油的选择与计算·····························································30 十二、装配图和零件图······································································31 十三、Pro/E虚拟装配及造型·····························································32 十四、参考文献·················································································40

机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 1 页 共 40 页

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一、设计任务书 班级 10机电专三班 学号1025112344 姓名 潘东 一、设计题目：设计圆锥—圆柱齿轮减速器 设计铸工车间的型砂运输设备。该传送设备的传动系统由电动机—减速器—运输带组成。每日二班工作。 （图1） 1—电动机；2联轴器；3—减速器；4—鼓轮；5—传送带 二、原始数据： 传送带拉力传送带速度鼓轮直径D使用年限F(KN) V(m/s) （mm） （年） 4.0 0.85 280 10 三、设计内容和要求： 1.编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（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（如除了传动，蜗杆传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（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）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；（12）参考文献；（13）致谢。 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 2 页 共 40 页

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二、传动方案的拟定

运动简图如下：

（图2）

由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。 减速器为两级展开式圆锥—圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。 联轴器2选用凸缘联轴器，8选用齿形联轴器。

三、电动机的选择

电动机的选择见表1 计算项目 1.选择电动机的类型 计算及说明 根据用途选用Y系列三相异步电动机 计算结果 Pw=3.4Kw ?总=0.88 P0=3.86Kw Ped=4Kw 运输带功率为 Pw=Fv/1000=4000*0.85/1000 Kw=3.4Kw 查表2-1，取一对轴承效率?轴承=0.99，锥齿轮传动效率?锥 齿轮=0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率?齿轮=0.97，联轴器效率?联 2.选择电动机功率 =0.99，得电动机到工作机间的总效率为 ?总=?4轴承?锥齿轮?齿轮?2联=0.994*0.96*0.97*0.992=0.88 电动机所需工作效率为 P0= Pw/?总=3.4/0.88 Kw=3.86Kw 根据表8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=4Kw 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 3 页 共 40 页

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输送带带轮的工作转速为 3.确定电动 nw=(1000*60V)/πd=1000*60*0.85/π机转速 *280r/min=58.01r/min 由表2-2可知锥齿轮传动传动比i锥=2～3，圆柱齿轮传动传动比i齿=3～6，则总传动比范围为 i总=i锥i齿=2～3*(3～6)=6～18 电动机的转速范围为 n0=nwi总≤58.01*(6～18)r/min=348.06～1044.18r/min 由表8-2知，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min考虑到1000r/min接近上限，所以本例选用750r/min的电动机，其满载转速为720r/min,其型号为Y160M1-8 nw=58.01r/min nm=720r/min 四、传动比的计算及分配

传动比的计算及分配见表2 计算项目 1.总传动比 2.分配传动比 计算及说明 i=nm/nw=720/58.01=12.41 高速级传动比为 i1=0.25i=0.25*12.41=3.10 为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3，取i1=2.95 低速级传动比为 i2=i/i1=12.41/2.95=4.21 计算结果 i=12.41 i1=2.95 i2=4.21 五、传动装置运动、动力参数的计算

传动装置运动、动力参数的计算见表3 计算项目 1.各轴转速 计算及说明 n0=720r/min n1=n0=720r/min n2=n1/i1=720/2.95r/min=244.07r/min n3=n2/i2=244.07/4.21r/min=57.97r/min nw=n3=57.97r/min 计算结果 n1=n0=720r/min n2=244.07r/min nw=n3=57.97r/min p1=p0?联=3.86*0.99kw=3.82kw 2.各轴功率 3.各轴转

p1=3.82kw P2=3.63kw P3=3.49kw Pw=3.42kw T0=51.20N·m P2=p1?1-2=p1?轴承?锥齿=3.82*0.99*0.96kw=3.63kw P3=p2?2-3=p2?轴承?直齿=3.63*0.99*0.97kw=3.49kw Pw=p3?3-w=p3?轴承?联=3.49*0.99*0.99kw=3.42kw T0=9550p0/n0=9550*3.86/720N·mm=51.20N·m 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 4 页 共 40 页

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矩 T1=9550p1/n1=9550*3.82/720N·mm=50.67N·m T2=9550p2/n2=9550*3.63/244.07N·mm=142.04N·m T3=9550p3/n3=9550*3.49/57.97N·mm=574.94N·m Tw=9550pw/nw=9550*3.42/57.97N·mm=563.41N·m T1=50.67N·m T2=142.04N·m T3=574.94N·m Tw=563.41N·m

六、 传动件的设计计算

一、高速级锥齿轮传动的设计计算

锥齿轮传动的设计计算见表4 计算项目 1.选择材料、热处理方式和公差等级 2.初步计算传动的主要尺寸 计算及说明 考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217～255，HBW2=162～217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在30～50HBW之间。选用8级精度。 计算结果 45钢 小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 8级精度 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。 其设计公式为 2??4kT(ZZ/?)H1EH d1≥3 0.85?R?(1?0.5?R)2 1)小齿轮传递转矩为T1=50670Ｎ·ｍｍ 2)因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.3 3)由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8Mpa 4)直齿轮，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.5 5)齿数比?=i1=2.95 6)取齿宽系数?R=0.3 7)许用接触应力可用下式公式 ???H?ZN?Hlim/SH 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为 ?Hlim1?580pa,?Hlim2?390pa 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 9 N1=60n1aLh=60*720*1*2*8*250*10=1.728*10 98N2=N1/i1=1.728*10/2.95=5.858*10 由图8-5查得寿命系数ZN1=1，ZN2=1.05；由表8-20取安全系 数SH=1，则有 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 5 页 共 40 页

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???H1?ZN1?Hlim1/SH?1*580/1?580Mpa ???H2?ZN2?Hlim2/SH?1.05*390/1?409.5Mpa取???H?409.5Mpa 初算小齿轮的分度圆直径d1t,有 4kT1(ZEZH/???H)2d1t?0.85?R?(1?0.5?R)234?1.3?50670?(189.8?2.5/409.5)2?3mm?69.78mm 0.85?0.3?2.95?(1?0.5?0.3)2 3.确定传动尺寸 （1）计算载荷系数 由表8-1查得使用系数KA=1.0，齿宽中点分度圆直径为 d1t≥69.78mm dm1t=d1t(1-0.5?R)=69.78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm 故vm1=πdm1tn1/60*1000=π*59.313*720/60*1000m/s=2.23m/s 由图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系Kv=1.19， 由图8-7查得齿向载荷分配系数K?=1.13，则载荷系数 K=KAKvK?=1.0*1.19*1.13=1.34 (2）对d1t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算 出的d1t进行修正 ，即 d1=70.485mm 1.34K d1=d1t3≥69.78?3=70.485mm 1.3Kt （3）确定齿数 选齿数Z1=23，Z2=uZ1=2.95*23=67.85，取Z2=68， Z1=23 68?u2.96?2.95 Z2=57 ?2.96，??0.3%，在允许范围内 则u?? 23u2.95m=3.5mm d170.485（4）大端模数m m???3.06mm，查表8-23， Z123 取标准模数m=3.5mm （5）大端分度圆直径为 d1=80.5mm d1=mZ1=3.5*23mm=80.5mm>70.485 d2=238mm d2=mZ2=3.5*68mm=238mm (6)锥齿距为 d80.5 22.962?1mm?70.374mm R=1u?1?R=70.374mm 22 （7）齿宽为 b=?RR=0.3*70.374mm=21.112mm 取b=25mm b=25mm 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 6 页 共 40 页

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4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 KFt ?F?YFYS≤???F 0.85bm(1?0.5?R) （1）K、b、m和?R同前 （2）圆周力为 2T12?50670Ft=?N?1481.0N d1(1?0.5?R)80.5?(1?0.5?0.3) （3）齿形系数YF和应力修正系数YS u2.96cos?1???0.9474 22u?12.96?1 11 cos?2???0.320122u?12.96?1 即当量齿数为 Z123Zv1???24.3 cos?10.9474 Z268 Zv2???212.4cos?20.3201 由图8-8查得YF1=2.65,YF2=2.13，由图8-9查得YS1=1.58， YS2=1.88 （4）许用弯曲应力 YN?Flim ???F? SF 由图8-4查得弯曲疲劳极限应力为 ?Flim1?215Mpa,?Flim2?170Mpa 由图8-11查得寿命系数YN1=YN2=1,由表8-20查得安全系数 SF=1.25， 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 7 页 共 40 页

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???F1?YN1?Flim1SFSF1?215??172Mpa1.25?1?170?136Mpa1.25???F2?YN2?Flim2???F1? ?KFtYF1YS10.85bm(1?0.5?R) 1.34?1481.0?2.65?1.580.85?25?3.5?(1?0.5?0.3)?92.01Mpa?[?]F1YF1YS1???F2??F1YF2YS22.13?1.88Mpa2.65?1.58?87.99Mpa????F2?92.01? 满足齿根弯曲强度 5.计算锥齿轮传动其他几何尺寸 ha=m=3.5mm hf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mm C=0.2m=0.2*3.5mm=0.7m?1?arccos?2?arccosuu?11u2?12?arccos?arccos2.962.96?112.962?12?18.667? ha=3.5mm hf=4.2mm C=0.7m ?1?18.667? ?71.333??2?71.333?da1=87.132mm da2=240.241mm df1=72.542mm df2=235.311mm da1=d1+2mcos?1=80.5+2*3.5*0.9474mm=87.132mm da2=d2+2mcos?2=238+2*3.5*0.3201mm=240.241mm df1=d1-2.4mcos?1=80.5-2.4*3.5*0.9474mm=72.542mm df2=d2-2.4mcos?2=238-2.4*3.5*0.3201mm=235.311mm

二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 斜齿圆柱齿轮的设计计算见表5 计算项目 1.选择材料、热处理方式和公差等

计算及说明 大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217～255，HBW2=162～217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在30～50HBW之间。选用8级精度。 计算结果 45钢 小齿轮调质处理 大齿轮正火处理 8级精度 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 8 页 共 40 页

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2.初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为 d3?32kT2u?1ZEZHZ?Z?2() ???H?Ru1) 小齿轮传递转矩为T2=146040Ｎ·ｍｍ 2) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.4 3) 由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8Mpa 4) 初选螺旋角??12?，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.46 5) 齿数比?=i=4.21 6) 查表8-18，取齿宽系数?R=1.1 7) 初选Z3=23，则Z4=uZ3=4.21*23=96.83，取Z4=97 则端面重合度为 ????1.88?3.2(?)?cos? Z3Z4??11??)?cos12? 2397??11? =?1.88?3.2( =1.67 轴向重合度为 ?????0.318?dZ3tan??0.318?1.1?23?tan12??1.71 由图8-13查得重合度系数Z??0.775 8） 由图11-2查得螺旋角系数Z?=0.99 9） 许用接触应力可用下式计算 ???H?ZN?Hlim/SH 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为?Hlim1?580pa,?Hlim2?390pa 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 8 N3=60n2aLh=60*244.07*1*2*8*250*10=5.86*1088N4=N3/i2=5.86*10/4.21=1.39*10 由图8-5查得寿命系数ZN3=1.05，ZN4=1.13；由表8-20取安全系数SH=1.0，则有 Z3=23 Z4=97 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 9 页 共 40 页

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???H3?ZH?Hlim3/SH?1.05*580/1?609Mpa ???H4?ZH4?Hlim4/SH?1.13*390/1?440.7Mpa3取???H?440.7Mpa 初算小齿轮的分度圆直径d3t，得 2kT2u?1ZEZHZ?Z?2d3t?() ???H?Ru3 d3t≥66.59mm 2?1.4?14240?4.21?1?(189.8?2.46?0.775?0.99)2=3 21.1?4.21?(440.7)=66.59mm

（1）计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0 ?d3tn2??66.59?244.07 ?m/s=0.85m/s，由图因v? 60?100060?10008-6查得动载荷系数Kv=1.08，由图8-7查得齿向载荷分配系数 K?=1.11，由表8-22查得齿向载荷分配系数K?=1.2，则载荷系 数为 K=1.44 K=KAKvK?K?=1.0*1.08*1.11*1.2=1.44 （2）对d3t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算 出的d3t进行修正，即 K1.44 d3?d3t3=67.22mm ?66.59?3 Kt1.4 (3) 确定模数mn d3cos?67.22?cos12? mn=?mm?2.86mm Z323 按表8-23，取mn=3mm mn=3mm （4）计算传动尺寸 中心距为 mn(z3?z4)3?(23?97)?mm=184.03mm a?a=184mm 2cos?2?cos12? 取整，a?184mm 螺旋角为 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 10 页 共 40 页

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3.确定传动尺寸 m(z?z4)3?(23?97)???11.969? ??arccosn32a2?184因?值与初选值相差不大，故对与?有关的参数无需进行修正 则可得， d3? d4???11.969? mnz33?23?mm?70.531mm cos?cos11.969?mnz43?97?mm?297.455mm cos?cos11.969? b??dd3?1.1?70.531?77.58mm，取b4=78mm b3?b4?(5~10)mm，取b3=85mm d3=70.531mm d4=297.455mm b4=78mm b3=85mm 4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 2kT2 ?F?YFYSY?Y?????F bmnd3 1）K、T3、mn和d3同前 2）齿宽b=b4=78mm 3）齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 z323 zv3???24.6 cos3?cos311.969? z497 zv4???103.6 33cos?cos11.969? 由图8-8查得YF3=2.62，YF4=2.24；由图8-9查得YS3=1.59， YS4=1.82 4）由图8-10查得重合度系数Y??0.72 5）由图11-23查得螺旋角系数Y??0.86 6）许用弯曲应力为 YN?Flim ???F? SF 由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力 ?Flim3?215Mpa，?Flim4?170Mpa 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 11 页 共 40 页

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由图8-11查得寿命系数YN3=YN4=1，由表8-20查得安全系数 SF=1.25，故 YN3?Flim31?215???F3??Mpa?172Mpa SF1.25 YN4?Flim41?170???F4??Mpa?136Mpa SF1.25 2kT2?F3?YF3YS3Y?Y? bmnd3 2?1.44?142040 ?2.62?1.59?0.72?0.86Mpa = 78?3?70.531 =63.93Mpa

齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算过程见表6 计算项目

计算及说明 （1）已知条件 高速轴传递的转矩T1=50670Nmm，转速 n1=720r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=80.5mm，cos?1=0.9474， 计算结果 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 12 页 共 40 页

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1.高速级齿轮传动的作用力 sin?1=0.3201，?1?18.67? （2）锥齿轮1的作用力 圆周力为 Ft1?2T12?50670?N?1481.0N d1(1?0.5?R)80.5?(1?0.5?0.3)其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为 Fr1?Ft1tan?cos?1?1481.0?tan20??0.9474N?510.7N 其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心 轴向力为 Fa1?Ft1tan?sin?1?1481.0?tan20??0.3201N?172.5N 其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端 法向力为 Fn1?Ft11481.0?N?1576.1N cos?cos20? Ft1=1481.0N Fr1=510.7N Fa1=172.5N FN1=1576.1N 2.低速级齿轮传动的作用力 （1）已知条件 中间轴传递的转矩T2=142040Nmm，转速 n2=244.07r/min，低速级斜齿圆柱齿轮的螺旋角??11.969?。为 使斜齿圆柱齿轮3的轴向力与锥齿轮2的轴向力互相抵消一部分， 低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为 d3=70.531mm （2）齿轮3的作用力 2T22?142040 圆周力为Ft3??N?4027.7N Ft3=4027.7N d370.531 其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为 tan?ntan20? Fr3?Ft3?4027.7?N?1498.5N Fr3=1498.5N cos?cos11.969? 其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心 轴向力为 Fa3=853.5N Fa3?Ft3tan??4027.7?tan11.969?N?853.5N 其方向可用右手法则来确定，即用右手握住轮3的轴线，并使四 指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向 法向力为 Ft34027.7Fn3??N?4381.3N Fn3=4381.3N cos?ncos?cos20??cos11.969?机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 13 页 共 40 页

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（3）齿轮4的作用力 从动齿轮4的各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反 八、 减速器转配草图的设计

一、合理布置图面

该减速器的装配图一张A0或A1图纸上，本文选择A0图纸绘制装配图。根据图纸幅面大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定位1：1，采用三视图表达装配的结构。

二、绘出齿轮的轮廓尺寸

在俯视图上绘出锥齿轮和圆柱齿轮传动的轮廓尺寸

三、箱体内壁

在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面线

九、 轴的设计计算

轴的设计和计算、轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算与轴联接的半联轴器的选择同步进行。

一、高速轴的设计与计算 高速轴的设计与计算见表7。 计算项目 计算及说明 计算结果 高速轴传递的功率p1=3.82kw,转矩T1=50670mm，转速 1.已知条件 n1=720r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=80.5mm，齿宽中点处分度圆直径dm1=（1-0.5?R）d1=68.425mm，齿轮宽度b=20mm 2.选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理 45钢，调制处理 查表9-8得C=106～135，取中间值C=118，则 p13.82dmin?C3?1183mm?20.58mm dmin=20.58mm n17203.初算轴径 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%～5%，轴端最细处直径 d1>20.58+20.58*（0.03～0.05）mm=21.19～21.61mm

（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 1 轴段○1 上安装联轴器，此段设计应与联（2）联轴器与轴段○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。查表8-37，取载荷系数KA=1.5，计算转矩为 Tc=KAT1=1.5*50670Nmm=76005N·mm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型联轴器符合要求：公称转矩为250N·mm，许用转速8500r/min，轴孔范围为12～24mm。考虑到d1>20.58mm，取联轴器孔直径为22mm，轴孔长度L联=52mm，机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 14 页 共 40 页

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4.结构设计

Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX1 22*52GB/T5014—1 的直径d1=22mm。其长度略小于孔宽度，取2003，相应的轴段○L1=50mm 2和○4的设计 在确定轴段○2的轴径时，(3) 轴承与轴段○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，轴肩高度h=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）*30mm=2.1～3mm。轴段2的轴径d2=d1+2*(2.1～3）mm=34.1～36mm，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8-27初选毡圈35JB/ZQ4606—1997，则d2=35mm，轴承段直径为40mm，经过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿命过长，故此处改用轴套定位，轴套内径为28mm，外径既要满足密封要求，又要满足轴承的定位标准，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30207，由表9-9得轴承内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，T=18.25mm，内圈定位直径da=42mm，外径定位Da=65mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=15.3mm，故d2=35mm，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L2=16mm。该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d4=35mm，其右侧为齿轮1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L4=16mm 3的设计 该轴段为轴承提供定位作用，（4） 轴段○故取该段直径为轴承定位轴肩直径，即d3=42mm，该处长度与轴的悬臂梁长度有关，故先确定其悬臂梁长度 5的设计 轴段○5上安装齿轮，（5） 齿轮与轴段○小锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构，d5应小于d4，可初定d5=32mm 小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离M由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得M=32.9mm，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为d1=22mm L1=50mm d2=35mm L2=16mm d4=35mm L4=16mm d3=42mm d5=32mm ?1?10mm，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚 C=8mm，齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要 取为56mm，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使 挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差 值为0.75mm，则 L5=56+?1+C+T-L4-0.75=（56+10+8+18.25-16-0.75）L5=75.5mm mm=75.5mm 1与轴段○3的长度 轴段○1的长度除与轴上的零件（6） 轴段○ 有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表4-1可知，下箱座壁厚 ?=0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm，取壁厚??10mm，??10mm R+a=70.374+184=254.374mm<600mm，取轴承旁联接螺栓为M20， 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 15 页 共 40 页

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盖连接螺钉为0.4d??0.4?24mm?9.6mm，取其值为M10，由 表8-30可取轴承端盖凸缘厚度为Bd=12mm；取端盖与轴承座间的 调整垫片厚度为?t?2mm；告诉轴承端盖连接螺钉，查表8-29 取螺栓GB/T5781 M10?35；其安装基准圆直径远大于联轴器轮毂 外径，此处螺钉的拆装空间足够，取联轴器毂孔端面距轴承端盖 表面距离K=10mm，为便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与 1端面与联轴左端面轴承左端面的距离取为l4=25.5mm，取轴段○ 的距离为1.75mm则有L1=L联+K+Bd+l4+T-L2-1.75mm=L1=110mm （62+10+12+25.5+18.25-16-1.75）mm=110mm 3段的长度与该轴的悬臂长度l3有关。小齿轮的受力作 轴段○ 用点与右端轴承对轴的力作用点间的距离为 l3=66.2mm l3=M+?1+C+a3=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm 则两轴承对轴的力作用点间的距离为 l2=(2～2.5）l3=(2～2.5)*66.2mm=132.4～165.5mm L3=l2+2a3-2T =（132.4～165.5）+2*15.36-2*18.25mm =126～159.1mm L3=130mm 取L3=130mm，则有 l2=l3+2T-2a3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm l2=135.9mm 在其取值范围内，合格 1 力作用点与左轴承对轴力作用点的间距 （7） 轴段○ 由图12-4可得 l1=93.8mm l1=L1+L2-T+a3-31+1.75=110+16-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mm 箱体凸缘连接螺栓为M16，地脚螺栓为d??M24，则有轴承端 5.键连接

1 间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型 带轮与轴段○4间采用A型普通平号为键8?56 GB/T1096—1990，齿轮与轴段○键连接，型号为键10?63 GB/T1096—1990 （1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图5所示 （2）计算支承反力 在水平面上为 R1H dm168.425Fr1l3?Fa1510.3?66.2?120.4? 2?2N?218.3N?R1H=218.3N l2135.9 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 16 页 共 40 页

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6.轴的受力分析 R2H=Fr1+R1H=510.3+218.3N=728.6N 在垂直平面上为 R1v?Ft1l31481?66.2?N?721.4N l2135.9R2v?Ft1?R1v?1481?721.4N?2202.4N 轴承1的总支承反力为 R1?R1H?R1v?218.32?721.42N?753.7N 轴承2的总支承反力为 22R2?R2H?R2v?728.62?2202.42N?2319.8N （3）画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面为 MaH=-R1Hl2=-218.3*135.9Nmm=-29667Nmm b-b剖面左侧为 22MbH?Fa1dm168.425?172.5?mm?5901.7Nmm 22在垂直平面上为 Mav?R1vl2?721.4?135.9N?mm?98038.3N?mmMbv?0N?mm合成弯矩 Ma?M2aH?M2ava-a剖面为 ?(?29667)2?98038.32N?mm ?102428.7N?mmMb?M2bH?M2bv.7?0N?mm b-b剖面左侧为?5901?5901.7N?mm（4）画转矩图 转矩图如图5f所示，T1=50670Nmm

22R2H=728.6N R1v=721.4N R2V=2202.4N R1=753.7N R2=2319.8N Ma=102428.7Nmm Mb=5901.7Nmm T1=50670Nmm 因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面 其抗弯截面系数为 W?抗扭截面系数为 WT?弯曲应力为 ?d3432???35332mm3?4207.1mm3 ?d3416???35316?8414.2mm3 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 17 页 共 40 页

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7.校核轴的强度 ?b?扭剪应力为 ??Mb5901.7?Mpa?1.4Mpa W4207.1T150670?Mpa?6.0Mpa WT8414.2 轴的强度满足要求 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数??0.6，则当量应力为 ?e??2b?4(??)2?1.42?4?(0.6?6)2Mpa?7.3Mpa由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限?B?650Mpa，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力???1b??60Mpa，?e????1b?强度满足要求 8.校核键连接的强度 联轴器处键连接的挤压应力为 键连接的强度足够 ?p1?4T14?50670?Mpa?27.4Mpa d1hl22?7?(56?8)齿轮处键连接的挤压应力为 ?p2?4T14?50670?Mpa?14.9Mpa d5hl32?8?(63?10)取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得???p?125Mpa～150Mpa，?p1????p，强度足够

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二、中间轴的设计与计算

中间轴的设计与计算见表8 计算项目 计算及说明 1.已知条件 计算结果 高速轴传递的功率p2=3.63kw,转速n2=244.07r/min，锥齿轮大端 分度圆直径d2=238mm，齿宽中点处分度圆直径dm2=（1-0.5?R）d2=202.3mm，d3=70.531mm,齿轮宽度b3=85mm 2.选择轴的材料 3.初算轴径 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理 查表9-8得C=106～135，取中间值C=110，则 45钢，调制处理 dmin=27.05mm dmin?C3p23.63?1103mm?27.05mm n2244.07轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%～5%，轴端最细处直径 d1>27.05+27.05*（0.03～0.05）mm=27.86～28.40mm 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 19 页 共 40 页

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4.结构设计

轴的结构构想如图5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 1及轴段○5的设计 该轴段上安装轴承，(2) 轴段○此段设计应与轴承的选择设计同步进行。考虑到齿轮上作用较大的轴向力和1及轴段○5上安装轴承，其直圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段○径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dmin=27.05mm，暂取轴承30206，由表9-9得轴承内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm，内圈定位直径da=36mm，外径定位Da=53mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=13.8mm，故d1=30mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=30mm 2与轴段○4的设计 轴段○2上安装齿轮3，轴（3）齿轮轴段○4上安装齿轮2。段○为便于齿轮的安装，d2和d4应略大于d1和d5，此时安装齿轮3处的轴径可选为33mm，经过验算，其强度不满足要求，可初定d2=d4=32mm 由于齿轮的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮廓的宽度范围为（1.2～1.5）d4=38.4～48mm，取其轮毂宽度l4?42mm，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2长度应比齿轮2的轮毂略短，b3=85mm，故取 ○L2=83mm，L4=40mm 3的设计 该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，（4）轴段○其轴肩高度范围为（0.07～0.1)d2=2.24～3.2mm，取其高度h=3mm，故d3=38mm 齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离军取为?1，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，3的长度为 量得起宽度为Bx=193.92mm，取Bx=194mm，则轴段○L3?Bx?L4?2?1?b3=194-40-2*10-85mm=49mm 此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置 1及轴段○5的长度 由于轴承采用油润滑，（5）轴段○故轴承内1的长度为 端面距箱体内壁距离取为??5mm，则轴段○L1?B????1?(b3?L2)?17?5?10?(85?83)mm ?34mm 5的长度为 轴段○ d1=30mm d5=30mm d2=d4=32mm L2=83mm L4=40mm d3=38mm Bx=194mm L3=49mm L1=34mm 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 20 页 共 40 页

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L5?B????1?(L3?L4) ?17?5?10?(49?40)mm ?41mm（6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=13.8mm，则由图12-7可得轴的支点与受力点间的距离为 L5=41mm l1?T????1?b3?a3285?18.25?5?10??13.8mm 2?61.95mml1?61.95mml2?80.6mm l3?56.35mm 由装配图知l2?80.6mm，l3?56.35mm 5.键连接 齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号 4间采用A型普通平为键12?100 GB/T1096—1990，齿轮与轴段○键连接，型号为键12?45 GB/T1096—1990 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 21 页 共 40 页

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6.轴的受力分析 （1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图5所示 （2）计算支承反力 在水平面上为 ddFr3(l2?l3)?Fr2l3?Fa2m2?Fa33 22R1H?l1?l2?l3 51.2121.13731.6?(80.6?56.35)?111.7?56.35?120.4??432.6? 22?NR1H=586.2N 54.55?80.6?56.35 ?586.2N R2H=Fr3-R1H-Fr2=731.6-586.2-111.7N=33.7N R2H=33.7N 在垂直平面上为 Ft3(l2?l3)?Ft2l3R1v? l1?l2?l3 1962.9?(80.6?56.35)?879.39?56.35 ?N 54.55?80.6?56.35 ?1662.5NR1v=1662.5N R2v?Ft3?Ft2?R1v ?1962.9?879.39?1662.5N ?1179.8NR2V=1179.8N 轴承1的总支承反力为 2222R1?R1H?R1v?586.2?1662.5N?1762.8N R1=1762.8N 轴承2的总支承反力为 22R2?R2H?R2v?33.72?1179.82N?1180.3N R2=1180.3N （4）画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面为 MaH=-R1Hl2=-586.2*54.55=-31977.2Nmm a-a剖面右侧为 d3 M??M?FaHaHa3 2 51.2??31977.2?432.6?N?mm 2 ??20902.6N?mmb-b剖面右侧为 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 22 页 共 40 页

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d??Fa22MbH?MbH2142.5?1899?120.4?N?mm2 ??6679.5N?mm???R2Hl3MbH??33.7?56.35N?mm?1899N?mm在垂直平面上为 Mav?R1vl1?1662.5?54.55N?mm?90689.4N?mmMbv?R2vl3?1179.8?56.35?66481.7N?mm合成弯矩 Ma?M2aH?M2ava-a剖面左侧为 ?(?31977.2)2?90689.42N?mm ?96161.9N?mm??M?2aH?M2avMaa-a剖面左侧为? (?20902.6)2?90689.42N?mm ?93067.1N?mmMb?M2bH?M2bvb-b剖面左侧为? (?6679.5)2?66481.72N?mm ?66816.4N?mm??M?2bH?M2bvMb.7N?mm b-b剖面右侧为?1899?66481?66508.8N?mm（4）画转矩图 转矩图如图5f所示，T2=50250Nmm 22 Ma=96161.9Nmm M'a=93067.1Nmm Mb=66816.4Nmm M′b=66508.8Nmm T2=50250Nmm 虽然a-a剖面左侧弯矩大，但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面两侧均可能为危险面，故分别计算a-a剖面的抗弯截面系数 其抗弯截面系数为 bt(d2?t)2??22312?5?(22?5)2W????mm3 322d2322?22?650mm3机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 23 页 共 40 页

?d32

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7.校核轴的强度 抗扭截面系数为 bt(d2?t)2??22312?5?(22?5)2WT????mm3 162d2162?22?1695.6mm3 a-a剖面左侧弯曲应力为 ?b??d32 轴的强度满足要求 Ma96161.9?Mpa?147.9Mpa W650?93067.1Ma?Mpa?143.2Mpa W650a-a剖面右侧弯曲应力为 ?b'?扭剪应力为 ??T250250?Mpa?29.6Mpa WT1695.6 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数??0.6，则当量应力为 ?e????2b?4(??)2 ?143.2?4?(0.6?29.6)Mpa 22?147.5Mpa???b，故a-a剖面右侧为安全截面 ?e由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限?B?650Mpa，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力???1b??60Mpa，?e????1b?强度满足要求 8.校核键连接的强度 齿轮2处键连接的挤压应力为 键连接的强度足够 ?p?4T24?50250?Mpa?34.6Mpa d4hl22?8?(45?12) 取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得???p?125Mpa～150Mpa，?p????p，强度足够 齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 24 页 共 40 页

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三、低速轴的设计计算

低速轴的设计计算见表9 计算项目 计算及说明 计算结果 1.已知条件 低速轴传递的功率p3=3.49kw,转矩T3=574940Nmm，转速n3=57.97r/min，齿轮4分度圆直径d4=297.455mm，齿轮宽度b4=78mm 2.选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理 45钢，调制处理 查表9-8得C=106～135，取中间值C=106，则 p33.49dmin?C3?1063mm?41.54mm dmin=41.54mm n357.973.初算轴径 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%～5%，轴端最细处直径 d1>41.54+41.54*（0.03～0.05）mm=42.79～43.62mm

（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 1 轴段○1上安装联轴器，（2）联轴器与轴段○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。查表8-37，取载荷系数KA=1.5，计算转矩为 Tc=KAT1=1.5*574940Nmm=862410N·mm 由表8-38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4750r/min，轴孔范围为30～48mm。取联轴器孔直径为45mm，轴孔长度L联=112mm，J型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX3 45*112GB/T5014—2003，相应1 的直径d1=45mm。其长度略小于孔宽度，取L1=110mm 的轴段○2的设计 在确定轴段○2的轴径时，(3) 密封圈与轴段○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，轴肩高度h=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）*45mm=3.15～4.5mm。轴机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 25 页 共 40 页

d1=45mm L1=110mm

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4.结构设计

2的轴径d2=d1+2*（3.15～4.5）mm=51.3～54mm，其值最终由段○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8-27初选毡圈55JB/ZQ4606—1997，则d2=55mm 3和轴段○7的设计 考虑齿轮油轴向力存在，(4) 轴承与轴段○但3上安装轴承，其直径此处轴径较大，选用角接触球轴承。轴段○应既便于安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为7008C 由表11-9得轴承内径d=40mm，外径D=68mm，宽度B=15mm，内圈定位直径da=50mm，外径定位Da=65mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=15.7mm，故d3=40mm。由于该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，轴承采用油润滑，无需放挡油环，取L3=15mm。为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离??5mm。 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d7=40mm 6的设计 轴段○6上安装齿轮4，为便于齿轮（5）齿轮与轴段○的安装，d6应略大于d7，可初定d6=42mm,齿轮4轮廓的宽度范围为（1.2～1.5）d6=50.4～63mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b4=60mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面6长度应比齿轮4的轮毂略短，取能够顶到齿轮端面，轴段○L6=58mm 5和轴段○4的设计 轴段○5为齿轮提供轴向定位作（6）轴段○用，定位轴肩的高度为h=（0.07～0.1)d6=2.94～4.2mm，取h=4mm,则d5=50mm，L5=1.4h=5.6mm，取L5=8mm 4的直径可取轴承内圈定位直径，即d4=50mm，齿轮左 轴段○端面与箱体内壁距离为 d2=55mm d3=40mm L3=15mm d7=40mm d6=42m L6=58mm d5=50mm L5=8mm d4=50mm ?4??1?(b3?b4)/2?10?(65?58)/2mm?13.5mm 则轴段○4的长度L4?Bx????4?b4?L5 =194+5-13.5-95-8mm=82.5mm L4=82.5mm 2与轴段○7的长度 轴段○2的长度除与轴上的零件(7) 轴段○ 有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度 为L???c1?c2?(5~8)mm，轴承旁连接螺栓为M20，则 c1=28mm，c2=24mm，箱体轴承宽度L=10+28+24+（5～8）mm=67～ 70mm，取L=70mm；轴承端盖连接螺钉查表8-29选螺栓 GB/T5781M10?25，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂 外径不与端盖螺钉的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与轴承 端盖面的距离为K=10mm。则有 L2=65mm L2?L??t?Bd?K?B??=70+2+12+10-24-5mm=65mm 轴段○7的长度为 L7=61.5mm L7?B????4?(b4?L6)=24+5+12.5+(78-58）mm=61.5mm 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 26 页 共 40 页

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5.键连接 6.轴的受力分析 (8) 轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=25.3mm，则由图12-10可得轴支点及受力点间的距离为 l1?L7?L6?b478?a3?61.5?58??25.3mm?55.2mm 22b78l2?L3?L4?L5?4?a3?15?82.5?8??25.3mm 22?119.2mm84?25.3?65?42mm?132.3mm 2 l1?55.2mml2?119.2mml3?132.3mm l3?a3?L2?1及齿轮4由轴段○6间采用A型普通平键连接， 联轴器与轴段○4查表8-31取其型号为键16?100 GB/T1096—1990，齿轮与轴段○间采用A型普通平键连接，型号为键20?100 GB/T1096—1990 （1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图5所示 （2）计算支承反力 在水平面上为 R1H?Fr4l2?Fa4l1?l2d42297.4552N 1498.5?119.2?853.5? ?55.2?119.2?296.3NR2H=Fr4-R1H=1498.5-296.3N=1202.2N 在垂直平面上为 R1v?Ft4l24027.7?119.2?N?2752.9N l1?l255.2?119.2R2v?Ft4?R1v?4027.7?2752.9N?1274.8N 轴承1的总支承反力为 R1?R1H?R1v?296.32?2752.92N?2768.8N 轴承2的总支承反力为 22R2?R2H?R2v?1202.22?1274.82N?1752.3N （3）画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示 在水平面上，a-a剖面为 MaH=-R1Hl2=-296.3*119.2Nmm=-35319Nmm a-a剖面右侧为 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 27 页 共 40 页

22 R1H=296.3N R2H=1202.2N R1v=2752.9N R2V=1274.8N R1=2768.8N R2=1752.3N 湖北工业大学商贸学院毕业论文————机电一体化专科三班

MaH′=R2Hl2=1202.2*119.2Nmm=143302.2Nmm 在垂直平面上为 Mav?R1vl1?2752.9?55.2N?mm?151960.1N?mm合成弯矩 Ma?M2aH?M2ava-a剖面为 ?(?35319)2?151960.12N?mm ?156010.6N?mmMa??M?2aH?M2ava-a剖面右侧为?143302.2?151960.1N?mm 22?208871.7N?mm（4）画转矩图 转矩图如图7f所示，T3=574940Nmm 7.校核轴的强度 因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面 其抗弯截面系数为 Ma=156010.6Nmm M'a=208871.7Nmm T3=574940Nmm ?d36bt(d6?t)2??42320?7.5?(42?7.5)23W????mm 322d6322?42 3?5144.44mm 抗扭截面系数为 ?d36bt(d6?t)2??42318?7.5?(42?7.5)23WT????mm 162d6162?42 3?12626.87mm 弯曲应力为 M?208871.7 Mpa?40.6Mpa ?b?a? W5144.44扭剪应力为 T3574940 ???Mpa?45.5Mpa WT12626.87 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按 脉动循环处理，故取折合系数??0.6，则当量应力为 ?e??2b?4(??)2?40.62?4?(0.6?45.5)2Mpa ?68.04Mpa 由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限?B?650Mpa， 则由表8-32查得轴的许用弯曲应力 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 28 页 共 40 页

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???1b??70Mpa，?e????1b?强度满足要求 8.校核键连接的强度 联轴器处键连接的挤压应力为 轴的强度满足要求 键连接的强度足够 ?p1?4T34?574940?Mpa?60.8Mpa d1hl45?10?(100?16)齿轮处键连接的挤压应力为 ?p2?4T34?574940?Mpa?57.0Mpa d6hl42?12?(100?20)取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得???p?125Mpa～150Mpa，?p2????p，强度足够

十、减速器箱体的结构尺寸

圆锥-圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸列于表10。 名称 锥齿轮锥距 低速级中心距 下箱座壁厚 上箱座壁厚 下箱座剖分面处凸缘厚度 上箱座剖分面处凸缘厚度 地脚螺栓底脚厚度 箱座上的肋厚 箱盖上的肋厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓通孔直径

代号 R a 尺寸/mm 179.65 184 10 9 15 14 25 8 8 M24 30 ? ?1 b b1 P M m1 d? d?′ 机械设计课程设计计算说明书——圆锥—圆柱齿轮减速器第 29 页 共 40 页

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地脚螺栓沉头座直径 底脚凸缘尺寸（扳手空间） 地脚螺栓数目 轴承旁连接螺栓（螺钉）直径 轴承旁连接螺栓通孔直径 轴承旁连接螺栓沉头座直径 剖分面凸缘尺寸（扳手空间） 上下箱连接螺栓（螺钉）直径 上下箱连接螺栓通孔直径 上下箱连接螺栓沉头座直径 箱缘尺寸（扳手空间） 轴承盖螺钉直径 检查孔盖连接螺栓直径 圆锥定位销直径 减速器中心高 轴承旁凸台高度 轴承旁凸台半径 轴承端盖（轴承座）外径 轴承旁连接螺栓距离 箱体外壁至轴承座端面的距离 轴承座孔长度（箱体内壁至轴承座端面的距离） 大齿轮顶圆与箱体内壁间距离 齿轮端面与箱体内壁间的距离

D0 L1 L2 n d1 d1′ D0 c1 c2 d2 d′2 D0 c1 c2 d3 d4 d5 H h 60 38 35 4 M20 22 40 28 24 M16 17.5 32 24 20 M10 M6 5 270 65 24 122.175 122.175 60 70 15.52 10 R? D2 S K ?1 ?2 十一、润滑油的选择与计算

齿轮选择全损耗系统用油L-AN68润滑油润滑，润滑油深度为1.18dm，箱体底面尺寸为6.6dm*1.94dm，箱体内所装润滑油量为

33

V=6.6*1.94*1.18dm=15.11dm

该减速器所传递的功率P0=3.41kw。对于二级减速器，每传递1kw的功率，需油量为

3

V0=0.7～1.4dm，该减速器所需油量为

33

V1=P0V0=3.86*（0.7～1.4)dm=2.702～5.404dm V1

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十二、装配图和零件图

一、附件设计与选择

1.检查孔集检查孔盖

检查孔尺寸为150mm*164mm，位置在中间轴的上方；检查孔盖尺寸为180*194mm。 2.油面指示装置

选用油标尺M16，由表8-40可查相关尺寸。 3.通气器

选用提手式通气器，由图8-21可查相关尺寸。 4.放油孔及螺塞

设置一个放油孔。螺塞选用六角螺塞M16?1.5JB/T1700—2008，螺塞垫24?16JB/T1718—2008，由表8-41和8-42可查相关尺寸。. 5.起吊装置

上箱盖采用吊环，箱座上采用吊钩，由表8-43可查相关尺寸。 6.起箱螺钉

起箱螺钉查表8-29，选取螺钉GB/T5781—2000M10?25。 7.定位销

?35两个。 定位销查表8-44，取销GB/T117—20006

二、绘制装配图和零件图

选择与计算其他附件后，所完成的装配图如图1所示。减速器输出轴及输出轴上的齿轮

零件图如图2和图3所示。

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Pro/E虚拟装配及造型

（一）轴的绘制

高速轴的实体图

中间轴

低速轴

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（二）绘制轴承

轴承实体

（三）绘制齿轮

图5-13 形成锥齿轮的实体

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低速轴上直齿轮的实体

（四）旋转生成实体

旋转套筒草绘所得实体

挡油环实体图

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键的实体图

（五）装配：

高速轴的插入

轴承的插入

挡油环的插入

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套筒的插入

键的插入

锥齿轮的插入

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透盖的插入

高速轴装配图

中间轴的实体图

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低速轴的实体图

最终形成的装配图

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致谢

经过了这一段时间，在指导老师的热心帮助下和我自己的努力下完成了这次论文。在这过程中，我把作业所涉及到的课本都系统地复习了一遍，有的比以前学的更透彻，而且有了整体概念。同时还把这些课本的内容都联系了起来，整合到了一份作业上，“机”与“电”的整合，“理论”与“实践”的整合，“技术”与“经验”的整合，真可谓全兵演练，真的受益非浅。然而，通过这次作业也暴露出了我的许多不足之处，概念模糊、工作原理搞不清、结构设计不合理、缺乏创新理念等等。这些不足在以后的工作中肯定起到很大的反作用，阻碍工作进展，所以我会狠下功夫，改掉这些不足。

在学习和生活期间，我始终感受着导师的精心指导和无私的关怀，我受益匪浅，此向各位老师表示深深的感谢和崇高的敬意。不积跬步何以至千里，本设计能够顺利的完成，也归功于各位任课老师的认真负责，使我能够很好的掌握和运用专业知识，并在设计中得以体现。同时我在网上也搜集了不少资料，才使我的毕业论文工作顺利完成。总之,通过这么长时间的合作我们的团体结合力得到了近一步的提高.在每个地方我门都要注意团结精神,跟同事的和睦相处也是必不可少的。

本文给出时代变的迁两个特征信息，并证明了一个公式：人（乃至于人类社会一切活动）＝能量变换＋信息变换。根据这一公式，我们发现人类社会可以划分为三个时代：人力时代、机械时代，和目前已经开始的自动化时代。现在自动化科技正在把工人和农民同时改造为知识分子，推动人类社会步入共产主义社会。

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参考文献

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