圆锥-圆柱齿轮减速器设计计算说明书(内有CAD图)

2024-07-28 作者:

机械基础课程设计计算说明书

一、设计任务书

一、设计题目：设计二级圆锥—圆柱齿轮减速器

设计卷扬机传动装置中的两级圆锥-圆柱齿轮减速器。该传送设备的传动系统由电动机 —减速器—运输带组成。轻微震动，单向运转，两班制，在室内常温下长期连续工作。

（图1）

1—电动机；2联轴器；3—减速器；4—卷筒；5—传送带

二、原始数据：

运输带拉力运输带速度使用年卷筒径D（mm）

F(KN) V(m/s) 限（年）

2.4 1.0 360 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；

2. 要求每个学生完成以下工作：

（1）减速器装配图一张（0号或一号图纸）

（2）零件工作图二张（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自定，比例1︰1。

（3）设计计算说明书一份。

1

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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，轴承初步选用圆锥滚子轴承。

联轴器2和8选用弹性柱销联轴器。

2

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三、电动机的选择

电动机的选择见表3-1

计算项目 计算结果

1.选择电选用Y132M-8

动机的类根据用途选用Y系列三相异步电动机

型

运输带功率为

Pw=Fv/1000=2400*1.0/1000 Kw=2.4Kw Pw=2.4Kw

查表2-1，取一对轴承效率轴承=0.99，锥齿轮传动

2.选择电

效率锥齿轮=0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联动机功率

总=0.88

轴器效率联=0.99，(说明本设计书均按精度等级为8级，

润滑方式为希油润滑)得电动机到工作机间的总效率为 P0=2.74Kw

总=4轴承锥齿轮齿轮2联=0.994*0.96*0.97*0.992=0.88

Ped=3Kw

电动机所需工作效率为

P0= Pw/总=2.4/0.88 Kw=2.74Kw

根据表8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=3Kw

输送带带轮的工作转速为

3.确定电 nw=(1000*60V)/D=1000*60*1.0/π动机转速 *360r/min=53.05r/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≤53.05*(6～18)r/min=318.31～954.93r/min

由表8-2知，符合这一要求的电动机同步转速只有750r/min，所以选用750r/min的电动机，其满载转速为710r/min,其型号为Y132M-8

nw=53.05r/min

nm=710r/min

表3-1

计算及说明

3

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四、传动比的计算及分配

传动比的计算及分配见表4-1

计算项目

1.总传动比

2.分配传动比

表4-1

计算及说明

i=nm/nw=710/53.05=13.38

高速级传动比为

i1=0.25i=0.25*13.38=3.35

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=13.38/2.95=4.54

计算结果

i=13.38

i1=2.95

i2=4.54

4

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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5-1

表5-1

计算项目 计算及说明

n0=710r/min

n1=n0=710r/min

1.各轴转n2=n1/i1=710/2.95r/min=240.68r/min

速 n3=n2/i2=240.68/4.54r/min=53.01r/min

nw=n3=53.01r/min

计算结果

n1=n0=710r/min

n2=240.68r/min

nw=n3=53.01r/min

p1=2.71kw

P2=2.58kw

P3=2.48kw

Pw=2.40kw

p1=p0联=2.74*0.99kw=2.71kw

P2=p11-2=p1轴承锥齿=2.71*0.99*0.96kw=2.58kw

2.各轴功率

P3=p22-3=p2轴承直齿=2.58*0.99*0.97kw=2.48kw

Pw=p33-w=p3轴承联轴承3.各轴转矩

=2.48*0.99*0.99*0.99kw=2.40kw

T0=9550p0/n0=9550*2.74/710N·mm=36.85N·m

T1=9550p1/n1=9550*2.71/710N·mm=36.45N·m

T2=9550p2/n2=9550*2.58/240.68N·mm=102.37N·m

T3=9550p3/n3=9550*2.48/53.01N·mm=446.78N·m

Tw=9550pw/nw=9550*2.40/53.01N·mm=432.37N·m

T0=36.85N·m

T1=36.45N·m

T2=102.37N·m

T3=446.78N·m

Tw=432.37N·m

5

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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6-1

表6-1

计算项目 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1.选择材用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17料、热处理得齿面硬度HBW1=217～255，HBW2=162～217.平均硬度方式和公HBW1=236，HBW2=1-HBW2=46.在30～50HBW之间。差等级 选用8级精度。

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

d14KT(ZEZH/H)2Ru(10.5R)2

1)小齿轮传递转矩为T1=36450Ｎ·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KNHlim/SH

由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Hlim1426pa,Hlim2380pa

小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为

N1=60n1aLh=60*710*1*2*8*300*10=2.0448*109

N2=N1/i1=2.0448*109/2.95=6.9315*108

由图8-5查得寿命系数KN1=1，KN2=1.05；由表8-20取安全系数SH=1，则有

H1KN1Hlim1/SH1*426/1426Mpa

H2KN2Hlim2/SH1.05*380/1399Mpa取H399Mpa

初算小齿轮的分度圆直径d1t,有

6

计算结果

45钢

小齿轮调质处理

大齿轮正火处理

8级精度

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24kT(ZZ/)1EHH d1t3R(10.5R)2

d1t≥74.84mm

41.336450(189.82.5/399)23mm74.84mm

20.32.95(10.50.3)

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

dm1t=d1t(1-0.5R)=74.84*(1-0.5*0.3)mm=63.614mm

故vm1=πdm1tn1/60*1000=π

*63.614*710/60*1000m/s=2.36m/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Kß=1.13，则

载荷系数K=KAKvKß=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=75.60mm

K1.34 d1=d1t3≥74.843=75.60mm

Kt1.3 Z1=23

（3）确定齿数 选齿数Z1=23，Z2=uZ1=2.95*23=67.85， Z2=68

u2.962.9568

0.3%，在2.96，取Z2=68，则um=3.5mm

u2.9523允许范围内

d170.4853.06mm，查表

（4）大端模数m mZ123d1=80.5mm

8-23，取标准模数m=3.5mm d2=238mm

（5）大端分度圆直径为

d1=mZ1=3.5*23mm=80.5mm>70.485

d2=mZ2=3.5*68mm=238mm

(6)锥齿距为 R=70.374mm

d80.5

2.9621mm70.374mm R=1u21

22b=25mm

（7）齿宽为 b=RR=0.3*70.374mm=21.112mm

取b=25mm

7

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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

KFYtFaYSa

F≤F

bm(10.5R)

（1）K、b、m和R同前

（2）圆周力为

2T1236450N1065.4N Ft=

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

11cos20.3201

22u12.961

即当量齿数为

Z123Zv124.3

cos10.9474

Z268Zv2212.4

cos20.3201

由图8-8查得YFa1=2.65,YFa2=2.12，由图8-9查得

YSa1=1.58，YSa2=1.865

（4）许用弯曲应力

KNFlim

F

SF

由图8-4查得弯曲疲劳极限应力为

Flim1355Mpa,Flim2311Mpa

由图8-11查得寿命系数KN1=KN2=1,由表8-20查得安

全系数SF=1.25，故

8

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F1F2F1KN1Flim1SF1355284Mpa1.25KN2Flim21311248.8MpaSF1.25KFtKFa1KSa1bm(10.5R)1.341065.42.651.58

253.5(10.50.3)80.37Mpa[]F1

F2KFtKFa2KSa2bm(10.5R)

满足齿根弯曲强度

1.341065.42.121.865Mpa253.510.50.375.89MpaF2

5.计算锥齿轮传动其他几何尺寸

ha=m=3.5mm

hf=1.25m=1.25*3.5mm=4.375mm

C=0.2m=0.2*3.5mm=0.857m1arccos2arccosuu11u212arccosarccos2.962.96112.9621218.667ha=3.5mm

hf=4.375mm

C=0.857m

118.667

71.333271.333da1=87.132mm

da2=240.241mm

df1=72.21mm

df2=235.119mm

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=d1-2.5mcos1=80.5-2.5*3.5*0.9474mm=72.21mm

df2=d2-2.4mcos2=238-2.5*3.5*0.3201mm=235.119mm

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6-2

表6-2

计算项目 计算及说明 计算结果

45钢

1.选择材 大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮小齿轮调质料、热处理正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217～255，HBW2=162～处理

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方式和公217.平均硬度HBW1=236，HBW2=1-HBW2=46.在30～大齿轮正火差等 50HBW之间。选用8级精度。 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

2kTu1ZZ22d33(EH)

duH

1) 小齿轮传递转矩为T2=102370Ｎ·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14，由图9-2查得节点区域系数

ZH=2.433

5) 齿数比=i=4.54

Z3=24

Z4=109

6) 查表8-18，取齿宽系数d=1.1

7) 初选Z3=24，则Z4=uZ3=4.54*24=108.96，取Z4=109

则端面重合度为

111.883.2()cos2.初步计

ZZ34算传动的

主要尺寸

11 =1.883.2()cos12

2397

=1.67

轴向重合度为

0.318dZ3tan0.3181.124tan142.09

8） 许用接触应力可用下式计算

HKNHlim/SH

由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为

Hlim1426pa,Hlim2380pa

小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为

8

N3=60n2aLh=60*240.68*1*2*8*300*10=6.9315*10

N4=N3/i2=6.9315*108/4.54=1.5268*108

由图8-5查得寿命系数KN3=1.05，KN4=1.13；由表8-20

取安全系数SH=1.0，则有

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H3KHHlim3/SH1.05*426/1447.3Mpa

K/S1.13*380/1429.4MpaH4H4Hlim4H3取H429.4Mpa

初算小齿轮的分度圆直径d3t，得

d332kT2u1ZEZH2()

duH21.41023704.541(189.82.443)2 =3

1.11.674.54(440.7)2=60.38mm

d3t≥60.38mm

（1）计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0

d3tn260.39240.68因vm/s=0.76m/s，由图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60.393 d3d3t3=60.96mm

Kt1.4

(3) 确定模数mn

d3cos60.96cos14mm2.46mm mn=

Z324

按表8-23，取mn=2.5mm mn=2.5mm

（4）计算传动尺寸 中心距为

mn(z3z4)3(24109)mm=171.34mm aa=171mm

2cos2cos14

取整，a171mm

螺旋角为

13.57

mn(z3z4)3(24109)

arccos13.57

2a217111

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3.确定传动尺寸

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mnz42.5109mm280.326mm

coscos13.57mnz32.524mm61.723mm

coscos13.57 bdd31.161.72367.90mm，取b4=68mm

b3b4(5~10)mm，取b3=75mm

齿根弯曲疲劳强度条件为

d3=61.723mm

d4=280.326mm

b4=68mm

b3=75mm

4.校核齿根弯曲疲劳强度

2kT2YFaYSaYF

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

z32426.1 zv3

33coscos13.57

z4109118.7 zv4

cos3cos313.57

由图8-8查得YFa3=2.60，YFa4=2.165；由图8-9查得

YSa3=1.595，

YSa4=1.805

4）由图11-23查得螺旋角系数5

5）许用弯曲应力为

KNFlim

F

SF

由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力

Flim3355Mpa，Flim4311Mpa

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

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F3

KN4Flim41311Mpa248.8Mpa

F4

SF1.25

2kT2F3YFa3YSa3Y

bmnd3

21.44102370

=2.601.5950.85Mpa

682.561.723

=99.04Mpa<F3

满足齿根弯YFa4YSa42.1651.805F4F399.04Mpa93.33MpaF4曲疲劳强度

YFa3YSa32.601.595K1355N3Flim3Mpa284Mpa

SF1.25

5.计算齿轮传动其他几何尺寸

mn2.5mm2.57mm 端面模数m1coscos13.57齿顶高 ha=ha*mn=1*2.5mm=2.5mm

齿根高 hf=(ha*+c*）mn=（1+0.25）*2.5mm=3.125mm

全齿高 h=ha+hf=5.625mm

顶隙 c=c*mn=0.25*2.5mm=0.625mm

齿顶圆直径为

da3=d3+2ha=61.723+2*2.5mm=66.723mm

da4=d4+2ha=280.326+2*2.5mm=285.326mm

齿根圆直径为

df3=d3-2hf=61.723-2*3.125mm=55.473mm

df4=d4-2hf=280.326-2*3.125mm=274.076mm

m1=2.56mm

ha=2.5mm

hf=3.125mm

h=5.625mm

c=0.625mm

da3=66.723mm

da4=285.326mm

df3=55.473mm

df4=274.076mm

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七、 齿轮上作用力的计算

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7-1

表7-1

计算项目 计算及说明 计算结果

（1）已知条件 高速轴传递的转矩T1=36450Nmm，转速

n1=710r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=80.5mm，

cos1=0.9474，sin1=0.3201，118.67

1.高速级（2）锥齿轮1的作用力 圆周力为

齿轮传动

2T1236450N1065.4N

的作用力

Ft1

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 Ft1=1065.4N

径向力为

Fr1Ft1tancos11065.4tan200.9474N367.38N

其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心

轴向力为 Fr1=367.38N

Fa1Ft1tansin11065.7tan200.3201N124.13N

其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端 Fa1=124.13N

法向力为

F1065.4

Fn1t1N1133.77N

coscos20FN1=1133.77N

（1）已知条件 中间轴传递的转矩T2=102370Nmm，转速

n2=240.68r/min，低速级斜齿圆柱齿轮的螺旋角

13.57。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=61.723mm

2.低速级（2）齿轮3的作用力

齿轮传动Ft3=3317.1N

2T22102370N3317.1N

的作用力

圆周力为Ft3

d361.723

其方向与力作用点圆周速度方向相反

径向力为

Fr3=1242.0N

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机械基础课程设计计算说明书

其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心 Fa3=800.7N

轴向力为

Fa3Ft3tan3317.3tan13.57N800.7N

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 Fn3=4381.3N

法向力为

tanntan203317.1N1242.0N Fr3Ft3coscos13.57Fn3Ft33317.1N3631.4N

cosncoscos20cos13.57（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

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八、减速器草图的设计

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。齿轮和轴也按相关行业标准画在相应的图纸上。

二、绘出齿轮的轮廓尺寸

三、在俯视图上合理布置图面

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。

四、绘出齿轮的轮廓尺寸

绘出锥齿轮和圆柱齿轮传动的轮廓尺寸

五、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

六、以下是各示例图

视图1轴的设计

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视图2齿轮的设计

视图3装配图

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视图4箱体图

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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9-1

表9-1

计算项目 计算及说明 计算结果

高速轴传递的功率p1=3.71kw,转矩T1=36450Nmm，转速

1.已知条n1=710r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=80.5mm，齿宽中点件

处分度圆直径dm1=（1-0.5R）d1=68.425mm，齿轮宽度b=25mm

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，45钢，调制故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理 处理

查表9-8得C=105～126，取中间值C=115，则

p12.71dminC31153mm17.97mm

dmin=20mm

n1710轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大10%～15%，轴端最细处直径

d1>17.97*（0.10～0.15）mm=19.77～20.67mm

d

（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

（2）联轴器与轴段 轴段上安装联轴器，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*36450Nmm=54675N·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>17.97mm，取联轴器孔直径为20mm，d1=20mm

轴孔长度L联=52mm，Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为L1=38mm

LX1 20*52GB/T5014—2003，相应的轴段的直径d1=20mm。其 长度略小于孔宽度，取L1=38mm

4结构设计

选油毡 查表 d=25mm D=39mm d1=19mm B=7mm Da=53mm

选圆锥滚子轴承 GB/T 297-1994 代号为30206 （d=30mm

D=62mm T=17.25mm B=16mm C=14mm da=36mm

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机械基础课程设计计算说明书

db=37mm ）

选套筒 d=30mm D=36mm

各段轴长具体设计见草稿本，这里不再详细说明

5.键连接

带轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键632 GB/T1096—1990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键828 GB/T1096—1990 20

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6.轴的受力分析及校核

Fr367.38NFa124.13N轴的强度满足要求

详细分析及计算见以下轴的受力图及 已知Ft1065.4NT136450NmmM2123.4Nmm弯矩图

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7.校核键连接的强度

联轴器处键连接的挤压应力为

p14T1436450Mpa46.73Mpa

d1hl206(326)齿轮处键连接的挤压应力为

键连接的强度足够

p24T1436450Mpa30.375Mpa

d5hl308(288)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

二、中间轴的设计与计算

中间轴的设计与计算见表9-2

表9-2

计算项目

1.已知条件

2.选择轴的材料

3.初算轴径

计算及说明

高速轴传递的功率p2=2.58kw,转速n2=240.68r/min。

计算结果

因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，45钢，调制处理

故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理

查表9-8得C=105～126，取中间值C=115，则

dmin=25.4mm

dminC3p22.58115mm25.4mm

n2240.68轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大10%～15%，轴端最细处直径

d1>25.4*（0.10～0.15）mm 取d=42mm 22

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轴的结构构

4.结构选圆锥滚子轴承 GB/T 297-1994 代号为30206

设计 （d=30mm D=62mm T=17.25mm B=16mm

C=14mm da=36mm db=37mm ）

挡筒 d=30mm D=46mm L=20mm

各段轴长具体设计见草稿本，这里不再详细说明

5.键连 齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取

接

其型号为键均选用bhl12836mm GB/T1096—1990

6.轴的受力分析

Fr3367.38NFr21242.0NFa3124.13NFa2800.7N

Ft31065.4NFt23317.1N

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7校核齿轮2处键连接的挤压应力为

键连接

的强度

4T4102570p2Mpa50.88Mpa

d4hl428(36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

三、低速轴的设计计算

低速轴的设计计算见表9-3

表9-3

计算项目 计算及说明

1.已知条低速轴传递的功率p3=2.48Kw T=670170Nmm

件 n3=53.01r/min

2.选择轴因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故的材料 由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理

查表取C=115

p32.4833dC115mm41.13mm

minn353.013.初算轴径 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大10%~15%，轴端最细处直径

经计算取d=41.43mm

联轴器与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31

取其型号为键均选用bhl14970mm GB/T1096—4.键连接

1990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键均选用bhl181156mm GB/T1096—1990

计算结果

45钢，调制处理

dmin=41.43mm

5.轴的受力分析及校核

轴承 30211 d*D*T=55*100*22.75mm

dadb64mm

毡圈 d1DB1=53748mm

各段轴长具体设计见草稿本，这里不再详细说明

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6）轴的受力分析

7.校核键连接的强度

齿轮处处键连接的挤压应力为

p14T34446780Mpa71.26Mpa

d1hl6011(5618)联轴器处键连接的挤压应力为

键连接的强度足够

p24T34446780Mpa73.87Mpa

d6hl489(7014)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

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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10-1

表10-1

名称 代号

锥齿轮锥距 R

低速级中心距 a



下箱座壁厚

1 上箱座壁厚

下箱座剖分面处凸缘厚度 b

上箱座剖分面处凸缘厚度 b1

地脚螺栓底脚厚度 P

箱座上的肋厚 M

箱盖上的肋厚 m1

地脚螺栓直径

地脚螺栓通孔直径

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

d

d´

D0

L1

L2

n

d1

d1´

D0

c1

c2

d2

d´2

D0

c1

c2

d3

d4

d5

H

h

R

尺寸/mm

70.374

171

10

9

15

14

25

8

8

M24

30

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

轴承端盖（轴承座）外径 D2

轴承旁连接螺栓距离 S

箱体外壁至轴承座端面的距离 K

轴承座孔长度（箱体内壁至轴承座端面的距离）

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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

V=6.6*1.94*1.18dm3=15.11dm3

该减速器所传递的功率P0=2.4kw。对于二级减速器，每传递1kw的功率，需油量为V0=0.7～1.4dm3，该减速器所需油量为

V1=P0V0=2.71*（0.7～1.4)dm3=1.897～3.794dm3

V1

轴承采用油润滑，齿轮飞溅到上箱壁的润滑油进入箱体分界面的导油沟，导入到轴承座中对轴承完成润滑。

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设计小结：

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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3、叶伟昌主编等 . 机械工程及自动化简明设计手册 .北京：机械工业出版

社，2001.

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5、械工业出版社，2006

6、梁景凯主编 . 机电一体化技术与系统 .哈尔滨：机械工业出版社，2009

7、周文玲主编 .互换性与测量技术.北京：机械工业出版社，2008

8、黄鹤汀主编 机械制造技术 .北京：机械工业出版社，2004

9、祁红志主编 .机械制造基础 .北京：电子工业出版社，2007

10、顾淑群主编 .机械基础 .北京：人民邮电出版社，2005

11、张永茂主编等 .AutoCAD二维绘图多媒体教程 .北京:航空工业出版社,2005

12、范钦珊主编 . 应用力学 .北京：中央广播电视大学出版社，1999

13、李彩霞主编 . 机械精度射击与检测技术 . 上海：上海交通大学出版社，2004

14、吴宗泽主编 .机械设计实用手册. 北京：化学工业出版社，2003

15、任嘉卉主编 .公差与配合手册 .北京：机械工业出版社，2000

16、任嘉卉主编 .机械设计课程设计 . 北京：北京航空航天大学出版社，2001

17、 Saim Dinc, et al., Fundamental Design Issues of Brush Seals for Industrial

Applications, J. of Turbomachinery, Vol.124, 2002, 293-300

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