锥-圆柱齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计 计算说明书

机械设计课程设计 计算说明书

设计题目 圆锥圆柱齿轮减速器 制 造 学院

机械0908班 学号 20097143 设计者 蒋经政 指导老师 龚伟 2011年12月29日 西南科技大学

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目录

1. 题目及总体分析…………………………………………………3 2. 各主要部件选择…………………………………………………3 3. 选择电动机………………………………………………………4 4. 分配传动比………………………………………………………4 5. 传动系统的运动和动力参数计算………………………………5 6. 设计高速级齿轮…………………………………………………6 7. 设计低速级齿轮…………………………………………………10 8. 减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………14 １轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计………………………14 ２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计………………………18 ３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计………………………22 9. 润滑与密封………………………………………………………26 10. 箱体结构尺寸……………………………………………………27 11. 设计总结…………………………………………………………28 12. 参考文献…………………………………………………………28

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一：题目要求及总体分析

设计一锥-圆柱齿轮减速器

条件：1）：用交流电动机驱动，工作机滚筒的工作拉力F=2800N，转速V=1.4m/s，运输

机滚筒直径为350mm．

2）：两班制,连续单项运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘,工作寿命为八年,四年一大

修，两年一次中修，半年一次小修。

3)：一般机械厂制造，小批量生产。传送带的传输误差为+５％，可用２２０v或

是３８０v的交流电动机．

图示：１为电动机，２及5为联轴器，3为高速级齿轮传动，4为减速器，6为输送机滚筒，7为低速级齿轮传动。

辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。

二.各主要部件选择

目的 动力源 齿轮 轴承 联轴器 弹性联轴器 直齿传动 此减速器轴承所受轴向力不大 过程分析 结论 电动机 高速级做成锥齿，低速级做成直齿 球轴承

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三：电动机的选择 电动机的输出功率的计算 类型 选用 分析过程 工作机所需有效功率为Pw＝F×V＝2800N×1.4m/s=3.9210W 锥齿轮的传动(7级精度)效率为η1=0.97 圆柱齿轮传动(7级精度)效率为η2＝0.98 球轴承传动效率(三对)为η3＝0.99 3弹性联轴器传动效率(两个)取η4＝0.99 2 输送机滚筒效率为η5＝0.96 要求电动机输出的有效功率为： 3结论 要求电动机输出功率为： Po=4562.5W Pw3.92103WPO4562.5W 2123450.970.980.9930.9920.96根据有粉尘的要求选用Y（IP44）系列的电动机 查得型号Y132M2-6封闭式三相异步电动机参数如下 额定功率Pe=5.5KW 满载转速n=960 r/min 满载时效率=85.3% 功率因数cos0.78 额定转矩T=2.0 满载时输出功率为 PrPe55000.8534691.5W 选用Y（IP44）系列 选用Y（IP44）系列Y132M2-6 型封闭式三相异步电动机 Pr略大于Po，在允许范围内 四：分配传动比 分析过程 结论

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n传动系统的总传动比为： im nwi12.56 i13.14 i24 分配传动比

工作机满载时输入轴的转速nw60v60140076.4r/min d3.14350电动机的满载转速 nm960r/min 故总传动比i96012.56 76.4 i10.25i0.2512.563.14 2ii12.564 i13.14五：传动装置的运动和动力参数计算

分析过程 设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴； 对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ； 、 、 、 、 、 、 、 、 ； ； 对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 、 、 ； 、 传动系统的运动和动力参数计算相邻两轴间的传动效率分别为 根据n2= n1i12 n3= n2。 i23 P1= P01 P2= P12 …… 可以算出如下结果： 轴号 发动机 两级锥-圆柱减速器 1轴 n1=960 T1=54.16 2轴 n2=305.7 T2=161.50 3轴 n3=76.43 T3＝621.0 工作机 4轴 n4=76.4 T4＝590 5

结果0轴 转速n (r/min) 转矩T n0=960 T0=54.71

(N·m) 功率P (kw) 两轴联接 传动比 i 传动效率η P0=5.5 联轴器 i01=1 P1=5.445 锥齿轮 i12=3.14 P2=5.17 P3=4.97 圆柱齿轮 i23=4 P4=4.72 联轴器 i34=1 010.99 120.97 230.98 340.99 六：高速级齿轮的设计（锥齿轮的设计）

分析过程 １）选用直齿锥齿轮传动。 ２）速度不高，故选用７级精度 ３）材料选择。由机械设计表6.1选取小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。 ４）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.14×24=75.36,取Z2=75。 符合互为质数。 结论 Ｚ1＝２４ Z2=75 选精度等级、材料和齿数

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由设计计算公式进行试算，即 3 d1t2.92１）确定公式内的各计算数值 （１）试选载荷系数Kt1.4 （2）计算小齿轮传递的转矩 ZEKT110.52u HRR2 T95.5105P/n95.51055.445/9605.416104Nmm 111（3）选取齿宽系数 R1/3 （4）知齿轮，查得节点区域系数ZH2.5 （4）由表6.3查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2按齿面接触强度设计 （5）由图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2500MPa （6）由式6.11计算应力循环次数 N160njLh609601(825028)1.84310 99 N21.84310/3.140.58710

9（7）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数 ZN10.90 ZN20.95 （8）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为１％，安全系数为S=1 [H1]ZN1Hlim10.9600MPa540MPa S分析过程 结果 7

Z[H2]N2Hlim20.95550MPa522.5MPa S[H]([H1][H2])/2(540522.5)/2MPa531.25MPa ２）计算 （１）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 3d1t2.92189.81.45.41610469.21mm 531.2521110.53.14332（２）计算圆周速度 vd1tn16010003.1469.219603.48m/s 4610 m3.0 d172 d2225 （３）模数及主要尺寸的确定 模数：m按齿面接触强度设计d169.212.8，取m3.0。 z124 分度圆直径：d1mz132472mm d2mz2375225mm 节锥角：1arctgz124arctg17.4 z275 锥距 R 290172.6 122d1d2118.12 2 平均分度圆直径：dm1d1(10.5R)72(10.50.3)61.2mm 齿宽bRR0.3118.1235.46mm 取b36 3 ）校核齿根弯曲疲劳强度 （1） 弯曲强度校核公式： F

FtmKAKVKbmcosm(10.5R)YFY 分析过程 8

结果 （2）确定各参数 平均分度圆处螺旋角m0，则cosm1 查得动载系数KV1.15 齿向载荷分布系数K1.12 使用系数KA1 故KKAKVK1.288 Ft1805 2T12T125.416104 （3）分度圆圆周力Ft1.805103 1dmm(10.5R)z1 3.0(10.5)243 （4）齿轮系数YF和应力修正系数YS cos1uu11u1223.143.14113.141220.95 cos20.304 齿根弯曲疲劳强度 Ze1z12425.26 cos1cos1z275246.7 cos2cos2 Ze2 查表6.4得YF12.65 YF22.23 YS11.58 YS21.76 （5）许用弯曲应力可由下式算得FPFlimYNYXSFminYsr 由机械设计图6.15可查出弯曲疲劳极限应力 Flim230MPa Flim2170MPa 查得寿命系数 YN1YN21.0 查得 Ysr10.85，Ysr21.12 查得安全系数是 SF1.25 故许用弯曲应力

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FP1Flim1YNYXSFminYsr123011225.49MPa 1.20.8517011126.49MPa 1.21.12 齿根弯曲疲劳强度FP2Flim2YNYXSFminYsr21.80510311.151.12F12.651.58 363.01(10.50.33)25.78MPaFP1 F2F1YF22.2325.7821.69MPaFP2 YF12.65因此满足齿根弯曲疲劳强度 齿面接触强度验算５）齿面接触强度验算 H FtmKAKVKu21zEzH bd1(10.5R)u接触强度寿命系数ZN1 最小安全系数SHmin1.1 HP2HlimZNZWSHmin60011545MPa 1.1HFtmKAKVKu21zEzHbd1(10.5R)u1.80510311.151.123.142132.5189.810 63.14367210(10.50.33)494.5MPa[H]因此齿面强度足够

七.设计低速级圆柱直齿传动

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分析过程 １）选用７级精度 ２）由表6.1选择小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS。 ３）选小齿轮齿数Z124， 大齿轮齿数ZiZ42496 221取Z96 2由设计计算公式进行试算，即 结果 Z124 Z296 1） 确定公式各计算数值 kTu1ZE2d1t2.323t1()du[H] （1）试选载荷系数Kt1.3 （2）计算小齿轮传递的转矩 按齿面接触疲劳强度设计T195.5105P1/n195.51055.17/305.71.61510Nmm5 1 （3）选取齿宽系数d1/2Z198.8MPaE（4）由表6.3查得材料的弹性影响系数 （5）由图6.14按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2500MPa （６）由式6.11计算应力循环次数 N160n1jLh60305.71(825028)5.8710 88 N25.8710/41.4810

8（７）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数 ZN10.96 ZN21.05 11

（８）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 [H1] ZN1Hlim10.96600MPa576MPa SZN2Hlim21.05550MPa577.5MPa S [H2]２） 计算 （１） 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中的较小值 51.31.615105189.82d1t2.323()70.86mm 14576（２） 计算圆周速度v vd1tn16010003.1470.86305.71.134m/s 600000按齿面接触疲劳强度设计（３） 计算齿宽ｂ bdd1t170.8670.86mm （４） 计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ 模数mntd1t70.862.95mm Z124 齿高h2.25mnt2.252.956.64mmb/h70.86/6.6410.67

（５） 计算载荷系数K 根据v1.134m/s，７级精度，查得动载荷系数KV1.09 假设KAFt/b100N/mm，由表查得 KHKF1.2 由表6.2查得使用系数KA1 由表查得 23KH1.120.18(10.62d)d0.2310b1.120.18(10.61)10.231022370.861.424 查得KF1.35 12

故载荷系数KKAKVKHKH11.091.21.4241.862 按齿面接触疲劳强度设计 （６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得 d1d1t3K/Kt70.8631.862/1.379.87mm （７）计算模数ｍ md1/Z170.86/242.953 弯曲强度的设计公式为 mn3YYFS 2[F]dZ12KT1１）确定公式内的计算数值 （１） 由图6.15查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa （２） 由图6.16查得弯曲疲劳寿命系数 ZN10.85 ZN20.88 按齿根弯曲强度设计（３） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为１％，安全系数为S=1.3，由式１０－１２得 [F1]ZN1FE10.85500MPa326.92MPa S1.3ZN2FE20.88380MPa257.23MPa S1.3[F2]

（４） 计算载荷系数 KKAKVKFKF11.091.21.351.766 （５）查取齿形系数 由表6.4查得YFa12.65 YFa22.26 （６）查取应力校正系数 由表6.4查得 YSa11.58 YSa21.74 13

分析过程 结果 YFaYSa （７）计算大小齿轮的，并比较 [F]YFa1YSa12.651.580.01281[F]1326.92YFa2YSa22.261.740.01527[F]2257.23m2.5 Z128 Z2112 按齿根弯曲强度设计 大齿轮的数据大 ２） 设计计算 m321.76616.151040.015272.47mm 1242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，可取有弯曲强度算得的模数2.47，并就近圆整为标准值 ｍ＝2.5ｍｍ 按接触强度算得的分度圆直径d170.86mm 算出小齿轮齿数Z1d1/m70.86/2.528.3 取Z128 大齿轮齿数Z2i2Z1428112 取Z2112 １）计算分度圆直径 d1Z1m282.570mmd2Z2m1122.5280mm几何尺寸计算２）计算齿根圆直径 d170 d2280 df1m(Z12.5)2(282.5)51mmdf2m(Z22.5)2(1122.5)119mm ３）计算中心距 a(d1d2)/2(70280)/2175mm ４）计算齿宽宽度bdd1170.8670.86 2T2161500Ft14893.9N d166验算 KAFt14893.974.15N/mm100N/mm b66合适

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八.减速器轴及轴承装置、键的设计

1． 轴1的设计： a) 求作用在锥齿轮上的力：因为锥齿的dm1=61.2mm，节锥角 б1=17.74°，则周向分力为：Ft=2T2/ dm1=2*54.16/0.061=1769.9N，垂直于分度圆圆锥母线分力为：F′= Fttgα=1390.29*tg17.7=566.38N，径向分力为：Fr1= F′cosб1=458.77N，轴向分力为Fa1= F′sinб1=169.98N，法向载荷为Fn= Ft/cosα=1966.5N，如图： a15-2估算轴最小直径。b) 初步确定轴最小半径：先按式○选轴材料为45钢（调质），a表11.3取C=112，则有dmin=19.088mm，这是安装联轴器的直径，为使所选由○的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故要选联轴器的型号：联轴器计算转矩a表得取KA=1.3）Tca=KAT2=1.3*54.16=66508Nmm（查○，则查表选用YL5YLD5型联轴器，其公称转矩为63Nm，半联轴器孔径为d1=24mm，故取dⅠ-Ⅱ=24mm，半联轴器长L=40mm，半联轴器与轴配合毂长为L1=38mm。 c) 轴的结构设计：轴上零件装配如图： ⅠⅡⅢⅣⅤ Ⅵ Ⅶ

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ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ 为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端要有一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段直径为dⅡ-Ⅲ=28mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=35mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上不压在轴端面上，取LⅠ-Ⅱ=36mm。 初步选定滚动轴承，因轴承同时受径向力，根据dⅡ-Ⅲ=28mm，取用30206型号单列圆锥滚子轴承，其尺寸为d*D*T=30mm*62mm*17.25mm，则有dⅢ-Ⅳ=dⅤ-Ⅵ=30mm，LⅡ=17.25mm，轴承中间处用轴肩定位，这段取直径dⅣ-Ⅴ=36mm。 右端轴承与齿轮之间应有一套同固定，Ⅴ-Ⅵ长应为：取LⅤ-Ⅵ=17.5mm，取套同长10mm。 设装齿轮处轴段的直径为dⅥ-Ⅶ=25mm，此轴段应短于轮宽，取LⅥ-Ⅶ=36mm。 取轴承端盖总宽为20mm，外端面与半联轴器右端面间距离为20mm，故取LⅡ-Ⅲ=40mm。 结合变速箱结构，取LⅣ-Ⅴ=60mm。 轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位均用平键联接。按dⅥ-Ⅶ=30mm由○c查得平键截面b*h=8mm*7mm，键槽用铣刀加工，长20mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H6/n5；同样，半联轴器与轴的连接，用平键为5*4*30，半联轴器与轴的配合为H6/k5，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为H6/js5。 求轴上的载荷：先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点的位置时，从c查得a=13.8mm，因此作出简支梁的轴支承夸距：为L=86.9mm。由上可知B 截面为○危险截面。将B面的个数列于下表： 载荷 水平面 垂直面 支反力 FNH1=340.43N FNV1=117.71N FNV2=363.01N

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FNH2=1049.86N 弯矩 总弯矩 扭矩 MH=29821.72Nmm M=31554.09Nmm T2=54.16Nm 2MV1=10311.444Nmm 按弯扭合成应力教核轴的强度：由○a式及上表的数值，取α=0.6，轴的计算应力为： caM2T1Wa16.014Mpa，因为轴的材料前以选定为45钢，由○a表查得其[σ-1]=60Mpa，故安全。 2．轴2的设计： 1） 轴1、2的转速和功率转矩： P1=5.445Kw，n1=960n/min，T1=54.16N.m P2=5.17Kw，n2=305.7n/min，T2=161.5N.m 2） 求作用在齿轮上的力 （1）求作用在低速级小齿轮上的力 2T22161.501034.49103N 圆周力：Ft3d172 径向力：Fr3Ft3tann4490tan201634.23N 轴向力：Fa30 （2）求作用在高速级大齿轮上的力。因大齿轮为从动轮，所以作用在其上的力与主动轮上的力大小相等方向相反。 圆周力： Ft2Ft11759.9N 径向力：Fr2Ft1tancos21769.90.360.31196.9N 轴向力： Fa2Ft1tansin21769.90.360.95605.34N 3）初步确定轴的最小直径 先按式dC3P初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根n据机械设计-表15-3，取C112，于是得： dC3P25.17112328.75mm n2305.7Ⅱ轴的最小直径显然是轴承处轴的直径d和d

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取dd30mm 4)轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (a)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，根据 dd30mm，选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承dDT30mm55mm17mm， 得： ll17mm 32006型轴承的定位轴肩高度h2.5mm，因此取ddV35mm 取安装齿轮处的轴段Ⅲ-Ⅳ，Ⅶ-Ⅷ的直径，dVdVV40mm，取32006型，其尺寸为dVVdVV50mm，dVV40mm， lVIIVIII1.1dVIIVIII45mm，lIIIIV80mm，lVVlVV12mm，lVV48mm，l23mm，lV25mm (3)轴上零件的周向定位 齿轮采用平键联接，按dVdVV40mm，查机械设计表得平键截面bh12mm8mm，联接圆柱齿轮的平键长度为63mm，联接圆锥齿轮的平键长度为36mm. 5）求轴上的载荷 对于32006型圆锥滚子轴承a12mm， 计得：L173mm，L2170mm，L384mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示

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载荷 支反力F 水平面 垂直面 FNH12230.5N FNH22269.5N FNV1732.3N FNV2557N MV1547010Nmm MV2102313.5Nmm 2弯矩M MH1162245Nmm MH2109421.3Nmm 总弯矩 M1MH1MV157056.4Nmm M2MH2MV247372Nmm 222扭矩T T2161500Nmm 6）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即圆柱齿轮的截

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面，取0.6，轴的计算应力： caM1(T2)2W257056.42(0.6161500)23.1425124(254)322253247.5MPa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表，查得160MPa，因此ca1，安全。 3.轴3的设计即输出轴及其轴承装置、键的设计 1）3轴上的功率P3,转速n3和转矩T3 P34.97kw，n376.43r/min，T3621000Nmm 2）求作用在齿轮上的力 圆周力：Ft42T326210004435.71N d2280 径向力：Fr4Ft4tann4435.7tan201614.7N 轴向力：Fa40 3）初步确定轴的最小直径 先按式dC3P初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根n据机械设计表11.3，取C112，于是得： P34.97dC112345.03mm n376.433Ⅲ轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dVV。为了使所选的轴直径dVV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TcaKAT3，取KA1.4。 TcaKAT31.462100086940Nmm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计师手册（软件版）选用TL8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710N.m。半联轴器的孔径为45mm，故取dVV45mm；半联轴器长度为 L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm。

20 4）轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （a）为了满足半联轴器的轴向定位的要求，ⅤⅡ-ⅤⅢ轴段左 端需制出轴肩，故取ⅤⅠ-ⅤⅡ段的直径dVV50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面而不压在轴的端面上，故ⅤⅡ-ⅤⅢ段的长度应比L1略短一些，现取lVV80mm。 (b) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据dVV50mm，查机械设计师手册（软件版）选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32011，其尺寸为dDT55mm90mm23mm，故dVVd55mm，而lVVl23mm，滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度h2.5mm，因此，取d60mm. (c)取安装齿轮处的轴的直径dv65mm；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lv70mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h6，则dvI77mm，dV60mm。因Ⅱ、Ⅲ两轴在箱体内的长度大致相等，取l30mm， lv12mm。lVV100mm。lV166mm。 3）轴上零件的周向定位 查机械设计表，联接联轴器的平键截面bhl14mm9mm63mm；联接圆柱齿轮的平键截面bhl18mm11mm56mm 4）求轴上的载荷 对于32011型圆锥滚子轴承a19mm，

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载荷 支反力F 水平面 垂直面 FNH11900.3N FNH21085.2N FNV1823N FNV2263.6N MV63249Nmm 2弯矩M 总弯矩 扭矩T MH154235Nmm 2MMHMV166697Nmm T3621000Nmm 5) 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即安装齿轮处，取0.6，轴的计算应力： caM2(T3)2W1666982(0.6492600)23.1465185.5(655.5)322653211.5MPa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计， 查得160MPa，因此ca1，安全。 计得：L180mm，L2235mm，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示。

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九．滚动轴承及键的校和计算寿命

分析过程 1，输入轴的轴承 1）.按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为：L'h＝29200h 由上面的计算结果有轴承受的径向力为Fr1=340.43N， 轴向力为Fa1=159.90N， 2）．初步选择滚动轴承型号为30206，其基本额定动载荷为Cr=51.8KN，基本额定静载荷为C0r=63.8KN。 3）．径向当量动载荷Fr1 Fr2 结果 FNH1FNV1543.12187.62340.43N 22FNH2FNV21943.12671.222055.8N 22动载荷为Pr0.4FrYFa，查得Y1.6，则有 Pr0.4340.431.6159.90392.012N a式13-5得 由○Lh10Cr60nPr6105180060960392.012610353.4106L'h 满足要求。 输入轴的键 1）选择键联接的类型和尺寸 联轴器处选用单圆头平键，尺寸为bhl5mm4mm30mm 圆锥齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为bhl8mm7mm20mm。 2)校核键联接的强度 键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为P120MPa 键的工作长度l1lb52017.5mm，l2l20mm 22P12T110325416082.5MPaP，合适 kl1d0.5617.525P22T110325416072.2MPaP，合适 kl2d0.5620252． 2轴的轴承 （1）选择的圆锥滚子轴承型号为32006，尺寸为dDT30mm55mm17mm，基本额定动载荷C34000N。 （2） 当量动载荷 前面已求得FNH12230.5N，FNH22269.5N，FNV1732.3N，

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FNV2557N，Fa340.4N 轴承 1、2受到的径向载荷为： Fr1 Fr2FNH1FNV12230.52732.321054N 22FNH2FNV22269.5255721632N 22 轴承 1、2受到的轴向载荷为： 查简明机械工程师手册-表7.7-39得Y1.7 Fr11054310N 2Y21.7F1632 Fd2r2480N 2Y21.7 Fa1FaFd1340.4310650.4N Fd1Fa2Fd2480N 轴承的当量动载荷为： PfP(XFrYFa) 按机械设计-表13-6查得fP1.2 P1fP(X1Fr1Y1Fa1)1.2(0.410541.7650.4)1832.7N P2fP(X2Fr2Y2Fa2)1.2(0.416321.7480)1425N （3）验算轴承寿命 因为P1P2，所以按轴承2的受力验算。 对于滚子轴承，10/3。 106C106340.410/3()()38320h Lh60n2P260320142510365829200h 减速器的预定寿命Lh，合适。 LhLh3． 3轴的键 1）选择键联接的类型和尺寸 联接圆柱齿轮处选用圆头平键，尺寸为bh12mm8mm36mm 联接圆锥齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为bh12mm8mm36mm。 2)校核键联接的强度 键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为P120MPa。键的工作长度l1lb631251mm，l2l36mm P12T2103211221032.2MPaP，合适 kl1d0.585136

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P22T2103211221043.8MPaP，合适 kl2d0.5836364． 输出轴的轴承 （1）选择的圆锥滚子轴承型号为32011，尺寸为dDT55mm90mm23mm，基本额定动载荷C44400N。 （2） 当量动载荷 前面已求得 FNH11900.3N，FNH21085.2N，FNV1823N，FNV2263.6N 轴承 1、2受到的径向载荷为： Fr1 Fr2FNH1FNV11900.3282321123N 22FNH2FNV21085.22263.62678N 22 轴承 1、2受到的轴向载荷为： 查简明机械工程师手册-表7.7-39得Y1.6 Fr11123350.9N 2Y21.6F678 Fd2r2211.9N 2Y21.6 Fa1Fd1350.9N Fd1 Fa2Fd2211.9N 轴承的当量动载荷为： PfP(XFrYFa) 按机械设计查得fP1.2 P1fP(X1Fr1Y1Fa1)1.2(0.411231.6350.9)1212.8N P2fP(X2Fr2Y2Fa2)1.2(0.46781.6211.9)732.3N （3）验算轴承寿命 因为P1P2，所以按轴承1的受力验算。 对于滚子轴承，10/3。 106C1064440010/3()()4550282h Lh60n3P16070.181212.810365829200h 减速器的预定寿命Lh，合适。 LhLh输出轴的键 1）选择键联接的类型和尺寸 联轴器处选用单圆头平键，尺寸为bhl14mm9mm63mm 圆柱齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为bhl18mm11mm56mm。 2)校核键联接的强度 键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为P120MPa。

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键的工作长度l1lb146356mm，l2l56mm 22P12T3103249260097.7MPaP，合适 kl1d0.585645P2 2T3103249260067.7MPaP，合适 kl2d0.585665十.润滑与密封

1． 润滑方式的选择 齿轮用润滑油润滑，并利用箱内传动件溅起的油润滑轴承。 根据I，II，III轴的速度因子dn，I，II，III轴的轴承用脂润滑 2．密封方式的选择 由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度v10ms，所以采用毡圈密封 3.润滑油的选择 因为该减速器属于一般减速器，查机械设计课程设计可选用中负载 工业齿轮油N100号润滑油。 十一．减速器箱体结构尺寸： 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 12 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地底螺钉直径 地底螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 联接螺栓的间距 窥视孔盖螺钉直径 0.0125(dm1dm2)8，取9mm 10.01(dm1dm2)9mm b1.513.5mm b11.5113.5mm b22.522.5mm df0.018(d1md2m)112，取M24 n4 d10.75df18mm ，取M18 d2(0.5~0.6)df12mm 取M12 l150mm d4(0.3~0.4)df7.2mm,取M8

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13 定位销直径 d(0.7~0.8)d29.6mm 'C122，C220,C1'26,C224单位mm 14 df，d1，d2至外箱壁距离 15 16 17 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 轴承旁凸台半径 凸台高度 箱体外壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 R1C220mm h58mm l1C1C2(5~10)47mm 11.212mm 齿轮端面与内箱壁距离 212mm 箱盖，箱座筋厚 轴承端盖外径 轴承旁联接螺栓距离 大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离 m10.8518.5mm ，m0.858.5mm D2130mm D2160mm D'''2160mm '''SD2200mm '640.5mm 箱底至箱底内壁的距离 720mm 减速器中心高 箱体内壁至轴承座孔端面的距离 轴承端盖凸缘厚度 轴承端面至箱体内壁的距离 Hda67218mm 2L1C1C2(5~10)57mm e5mm 35mm 旋转零件间的轴向距离 414mm 齿轮顶圆至轴表面的距离 510mm

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十一.设计心得

1． 从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。 2． 只有做了才真正明白什么是什么.通过这次的设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用。 3． 由于课程设计过程及工程设计本身的固有特性要求我们在设计过程中禀承仔细、认真、耐心、实事求是的态度去完成这项课程，也提高了我们各个方面的素质。 4． 现在我已经发现设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。

十二.参考文献

1, 《机械设计》杨忠志、朱家诚主编，武汉理工大学出版社

2, 《机械设计课程设计指导书》第二版 龚溎义主编，高等教育出版社 3, 《机械设计课程设计手册》第3版，吴宗泽、罗圣国主编，高等教育出版社

4，《机械精度设计检测》应琴主编，西南交通大学出版社

02交通(1)班

王祖元

2002355118

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