机械课程设计二级圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书（打印版）

机械设计

机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案拟定 3 二、电动机的选择 3 三、运动、动力学参数计算 5 四、传动零件的设计计算 6 五、轴的设计 11 六、轴承的选择和计算 24 七、键连接的校核计算 26 八、联轴器选择 27 九、箱体设计 28 十、减速器附件 28 十一、密封润滑 29 十二、设计小结 30 十三、参考文献 31

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计算过程及计算说明 注释及说明 T=1800N·m V=1.30m/s D=360mm 一、传动方案拟定 设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器 工作条件： 输送机连续单向运转工作时有轻微震动，空载启动，卷筒效率为0.96，输送带工作速度误差为?5%；每年按300个工作日计算，使用期限为10年，大修期4年，单班制工作；在专门工厂小批量生产 （1） 原始数据：运输机工作周转矩：T=1800N·m；带速V=1.30m/s； 滚筒直径D=360mm 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）工作机所需功率： PW=Tn/9550, 因为V??Dn/6000 ，把数据带入式子中得n=68.97r/min,所以PW=1800*68.97/9550=13.00kW (2) 1）传动装置的总效率： 2

PW=13.00kW 机械设计课程设计说明书

η总=η滚筒×η4轴承×η圆柱齿轮×η22联轴器×η圆锥齿轮 =0.96×0.99×0.98×0.99×0.97 =0.86 2)电动机的输出功率： Pd= PW/η总4η总=0.86 Pd=15.13kW =13.00/0.86 =15.13kW 3、确定电动机转速： 计算工作机轴工作转速： nw=60×1000V/πD =60×1000×1.30/π×360 =68.97r/min 按表14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动nw=68.97r/min 的一级减速器传动比范围分别为2~3和3~5，则总传动比范围 为I’d=6~15。故电动机转速的可选范围为 nd=I’d×nw=（6~15）×68.97=413.8~1034.6r/min 符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。 电动机转电速 同步/转速 满载转速 动机重量/kg 传动装置的传动比 传动比 圆锥传动比 1

4、确定电动机型号 由上可见，电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两种不同的传动比方案 方案 电动机型号 额定功率 Ped 圆柱传动比 4 kW Y2018.5 100970 220 3

14 3.5 机械设计课程设计说明书

0L1-6 2 Y225S-8 18.5 0 750 730 266 10.6 2.66 3.99 综合各方面因素选择第一种方案，即选电动机型号为 Y225S-8机。 电动机的主要参数见下表 型号 额定功率满载转速中心高 /kW Y225S-8 18.5 nm(r/min) 轴伸尺寸 730 225 60*140 电动机型号 Y200L1—6 i总=10.6 i1=2.66 i2=3.99 《机械设计学习指导》57页 mm 三、运动参数及动力参数计算 计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i=nm/nw=730/68.97=10.58 2、分配各级传动比: 取i直=1.52 i锥 锥齿轮啮合的传动比：i1=0.25i=2.66 圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i/ i1=10.58/2.66=3.99 1.计算各轴转速（r/min） nI=nm=730 nII=nI/i1=730/2.66=274.4 nIII=nII/i2=274.4/4=68.8 nIV= nIII=68.8 nI =730r/min nII=274.4r/min nIII=68.8r/min nIV= nIII=68.8 PI=14.98Kw 2.计算各轴的功率（kW） PI=Pd·ηPII=PI·η

联轴器=15.13×0.99=14.98 圆锥齿轮轴承·η=14.98×0.99×0.98=14.3 4

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PIII=PII·ηPIV= PⅢ*η轴承·η圆柱齿轮=14.3×0.99×0.98=13.9 PII=14.3kW PIII=13.9kW PIV=13. 8 kW Td=198 N·m TI=196N·m TII=497.7N·m TIII=1929.4N·m TW=1910.1 轴承*η联轴器=13.9×0.99×0.99=13. 8 3.计算各轴扭矩（N·m） Td=9550* Pd/ nm =9550×15.13/730=198 TI=9550*PI/nI=194 TII=9550*PII/nII=497.7 TIII=9550*PIII/nIII=1929.4 TW=9550* PW/nW=1910.1 Td、TI、TII、TIII、TW=依次为电动机轴，Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ和工作机轴的输入转矩。 参数 轴名 电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 工作机轴 N·m 转速r/min 功率P/kW 转矩/n*m 传动比 效率 730 15.13 198 1 0.99 730 14.98 196 2.66 0.97 274.4 14.3 497.7 3.99 0.97 68.8 13.9 1929.4 1 0.98 68.8 13.8 1910.1 1 4.验证带速 V=?D1误差为 60*10001.29?1.31.3 nIII=1.296m/s =-0.003<5%,合适 V= 1.296m/s 四、传动零件的设计计算 1. 圆锥齿轮的设计计算 已知输入功率P1=PⅠ=14.98Kw,小齿轮的转速为730r/min，齿数比为u=2.66，由电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天），单班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动， 空载启动。 （1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力 5

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1）该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度（GB10095-88） 2)选择小齿轮材料为35SiMn钢调质，硬度为229～286HBS， 大齿轮为45钢（调质），硬度为229～286HBS，按齿面硬度中 间值，有图5-29b按碳钢查MQ线得 σFlim1=290Mpa Flim2 =220Mpa σ 同理由图5-32b查得 σHlim1=700Mpa σHlim2 =580Mpa σσσFp1 =446Mpa Fp2= 338Mpa Hp2n3）有式（5-29），（5-30）分别求得 σσσFp1=σFlim1 YSTYNYx/SFmin=446Mpa Fp2=σFlim2 YSTYNYx/SFmin=338Mpa Hp2=σHlim2 YSTZNZW/SHmin=580Mpa 由于为闭式齿面硬度中，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根的弯曲强度。 （2）按接触疲劳强度进行设计计算 由设计公式进行计算 即 d1≥1017{kT1Z?2=580Mpa /[σHp (1-0.5φR)]2φRu[σH]} 21/3 《机械设计基1)小齿轮的名义转矩 T1= TI=194N·m 2）选取载荷系数K=1.3~1.6 同小齿轮悬臂设置，取k=1.5 3)选取齿宽系数，取?R?0.3 4)选取重合度系数，取Z??0.88 5)初算小齿轮大端分度圆直径 d1?1017*3(0.88)(1?0.5*0.3)*5502*1.5*150.25础第四版》P82 0.3*3.5?109.1mm P92~P93 6)确定齿数和模数 选取z1

?28，则z2?i1*z1?2.66?28?74.5 6

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取z2=75 大端模数m=d1/z1?3.89mm，取m=4 7）计算主要尺寸 d1?mz1?4?28?112mmd2?mt2?4?75?300mm锥距R?1/2d1?d2?1/2112?300?160mmb??R*R?0.3?160mm?48mm2222 2 (3) 校核齿根弯曲疲劳强度 2360KT1 ?F?bmz1(1?0.5?2)R?YFs?Y???Fp 1)计算从重合度系数 Y??0.25?0.75 1z11z2?? T )?1.72? 因为重合度???1.88?3.2（ Y??0.25?0.751.72?0.69，所以 。 2)确定YFs/?Fp的大值 ?1?arctan1???arctan?z1z2?arctan28/75?20.47 0 ?2?90??1?69.53 ZV1?ZV2?Z1Z2cos?1cos?2?29.9 ?214 m?4 由图5-26查得YFs1?4.3,YFs2?4.0。则 YFs1?4.154464.0338?0.00928Mpa?1 ?Fp1YFs2 ?0.01183Mpa?1?Fp2 因为YFs1?z1?28mmz2?75mm P70表5?1?Fp1?Fp2?YFs2，所以选择大齿轮进行校核 7

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3)校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度 d1?112mmd2?300mmR?160mmb?48mm ?F2?2360?1.5?19448?4?28?（1?0.5?0.3）22?4.0?0.69 ?112Mpa??FP2?338Mpa 故齿根弯曲疲劳强度足够，所选参数合适。 Y??0.69ZV1?29.9 2.圆柱直齿轮的设计计算 已知：输入功率P2?14.3kW，小齿轮转速为274.4r/min，ZV2?214齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天）单班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转。 (1)选择齿轮材料，确定许用应力 根据题设条件看，大小齿轮均采用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度56~62HRC。 由图5-29c查得弯曲疲劳强度极限应力?Flim?450Mpa 由图5-32c查得接触疲劳强度极限应力?Hlim?1500Mpa (2)按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m m?12.63KT1?YFS?Y? ?d?Z1??FP2 1)确定弯曲应力?FP ?FP??Flim?YSTSFlim?YN?YX ?F2?112??FP2 8 采用国标时，YST?2.0,SFmin?1.5,YX?1. 因为齿轮的循环次数 N?60nat?60?274.4?1?(10?300?8)?4.0?10 所以取YN?1；则?FP1?2)小齿轮的名义转矩T1 ?Flim?YSTSFlim?YN?YX=600Mpa T1?T??497.7N?m 8

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3)选取载荷系数K=1.6 4）初步选定齿轮的参数 Z1?20，Z2?i?Z1?3.99?20?79.8，取Z2?80 ?Flim?450Mpa ?d?0.5,u?Z2Z1?45)确定复合齿形系数YFS,因大小齿轮选用同一材料及热处理，则?FP相同，故按小齿轮的复合齿形系数带入即可 由《机械设计基础》第四版P88，图5-26可查得：YFS1?4.25 ?Hlim?1500Mpa6）确定重合度系数Y? 因为重合度???1.88?3.2（0.751Z1?1Z2）?1.7 所以Y??0.25????0.69 将上述各参数代入m式中得 m?12.63KT1?YFS?Y?2 ?d?Z1??FP 2?12.631.5?497.7?4.06?0.68?3.30.5?20?563 ?FP1=563Mpa 按表5-1，取标准模数m?4mm。则中心距 a?12m(Z1?Z2)?200mm 7）计算传动的几何尺寸： d1?mZ1?4?20?80mmd2?mZ2?4?80?320mm T1?497.7N?m 齿宽： b2??d?d1?40mm b1?b2?(5~10)?48mm m=4 （3）校核齿面的接触强度 9

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?H?112ZEZ?KT（u?1)1bd1u2??HP Z1?20，Z2?80?d?0.5,u?4 1) 重合度系数Z??0.85 2) 钢制齿轮ZE?189.8Mpa 把上面各值代入式中可算得： ?H?1125.2Mpa ?HP??HlimSHlim?ZN?ZW?15001.2?1?1?1250Mpa YFS1?4.25 ?H??HP符合要求 （4）校核齿根弯曲强度 ?F1??F2?2000T1KbmZ12000T1KbmZ122YFS1Y??351.97YFS1Y?343.4 ?FlimYSTYNSFmin?600MPaY??0.68 许用弯曲应力：?F1??F2? a=200mm d1?80mmd2?320mmR?160mmb1?48mmb2?48mm?F1??FP1,?F2??FP1故，轴强度满足要求。 五、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1．已知：P1 =14.98kw, n1 =730r/min,T1 =196 N·m 2．选择材料并按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS，?b =650Mp 根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115 dmin=115错误！未找到引用源。mm=31.38mm 考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则10

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d=31.38×(1+5%)mm=33mm 《机械设计课程设计》P22 3.初步选择联轴器 要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号 查课本P297,查kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 N·m 查《机械设计课程设计》P298，取HL弹性柱销联轴器，其额定转矩315 N·m，半联轴器的孔径d1 =35mm,故取d12 =35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm. 4.轴的结构设计 （1）拟定轴的装配方案如下图： （2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位 ○1为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=42mm ○2选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用系列圆锥滚子轴承。参考d2-3=42mm。查《机械设计课程设计》P311，表18-4.选取标准精度约为03.尺寸系列30309.尺寸： d?D?T?45?100?27.25 ?F1??F2?600MPa 故d3-4= d5-6=45mm，而l3-4=26mm 此两对轴承均系采用轴肩定位，查表18-4，3030轴承轴肩定位高度h=4.5mm 11

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因此取d4-5=54mm。 ○3取安装齿轮处的直径d67=42mm，使套筒可靠的压在轴承上， 故l56

L=B-（5~10）=57.5mm 配合均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6 ○7轴圆角：2?450 5.轴强度的计算及校核 ①求平均节圆直径:已知d1=28mm dm1= d1(1-0.5错误！未找到引用源R)=44?28?(1?0.5?0.31)?95.2mm ②锥齿轮受力： 已知T1=196N·m,则 圆周力：Ft1=2000T1/dm1=错误！未找到引用源。=4117.6N 径向力：Fr1=Ft1·tan?cos?1 =1404.1N 轴向力：Fa1=Ft1·tanαsin?1 =524.1N ○3轴承的支反力

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(1) 绘制轴受力简图（如下图） （2）轴承支反力 水平面上的支反力：?Mc?0 tan20?cos20.47?1404.1NW?0.1d300 ?e?MeW[??1]b?59MPad12?d56?40.34mm Ft1 =4117.6N Fr1=1404.1N Fa1=524.1N FBX =255.6N FBY=704.3N FCx=6684.0N FBx+ FCx=Ft=4117.6N 解得：FBx=-255.6 N, FCx=6684.0N 垂直面上的支反力?Mc?0 FBy =错误！未找到引用源。=-704.3 N FCy=Fr1-FBy=2108.4N (3) 求弯矩，绘制弯矩图（如下图） MCx=-Ft·CD=-347.7N·m MCy1 =FBy·BC=-64.1 N·m MCy2=-Fa·dm/2=-24.9 N·m 13

FCy=2108.4N 机械设计课程设计说明书

A MCx=-347.7N·m MCy1=64.1N·m MCy2=-24.9N·m ??[??1]b/[?0]b,?b?650MPa[??1]b?59MPa,[?0]b?98MPa(4)合成弯矩： MM22M?M==353.6 N·m cxcy1c1c2=M2cx?M2cy2348.6 N·m (5)求当量弯： 因单向回转，视转矩为脉动循环，则 Mec =275.06N·m 14

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剖面C的当量弯矩:MC1'?MC12?(?T)2?372.8 N·m MC2?'σe =1.36Mpa MC2?(?T)?367 N·m 226断危险截面并验算强度 1）剖面C当量弯矩最大，而直径与邻段直径相差不大，故剖面 C为危险截面。 已知Me= MC 1`=372.8MPa,错误！未找到引用源。 W?0.1d3 ?e?MWe MC1?372.8N·m '=40.9MPa< [??1]b?59MPa 2)A处虽只受扭矩但截面最小也为危险截面 ?e?MWe=27.5MPa< [??1]b?59MPa MC2?367'所以其强度足够. 中间轴的设计 1.已知：P2?14.3KW,n2?274.4r/min,T2?497.7N N·m m2．选择材料并按扭矩初算轴径 1选用45#调质，??650Mpa，硬度217~255HBS ○bMC2?36根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=108 dmin?C3P2n2?40.34mm 15

3.轴的结构设计 （1）拟定轴的装配方案如下图

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P2?14.3KW n2?274.4r/min （2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位 ○1初步选择滚动轴承。 因轴承同时受到径向力和轴向力，故 选用单列圆锥滚子轴承 ，参照工作要求并根据d12?d56?40.34mm m T2?497.7N· ， 查<<机械设计课程设计>>取30310型，尺寸 d?D?T?50mm?110mm?29.25mmdmin=40.34mm 故d12= d56=50mm， 此两对轴承均系采用套筒定位， 查表18-4， 轴定位轴肩高度h=4.5mm,因此取套筒直径 为59mm. ○2取安装齿轮处的直径：d23=d45=57mm，锥齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长lh=（1.2~1.5）ds， 取lh=55m为了使套筒可靠的压紧端面，故取 l23=52mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h=4mm,则此处轴环的直径d34=63mm. ○3已知圆锥直齿轮的齿宽为b1=48mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮端面，此处轴长l45

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(3) 轴上零件的周向定位 d12= d56=50mm 半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由 设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面d23=d45=57mm 尺寸b?h?16?10mm，齿轮键长L=B-（5~10）=50mm 配合均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内 圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6 (4) 轴圆角：2?45度错误！未找到引用源。 d34=63mm l12?80mm 4. 轴强度的计算及校核 1.（1）小直齿轮分度圆直径:已知d1=80mm，T2?497.7N?m l23=52mm 圆周力：Ft1=2000T2/d1=错误！未找到引用源。12442.5N 径向力：Fr1=Ft1·tanα=4528.7N (2) 锥齿轮受力： 已知T2=497.7N·m ,dm2= d2(1-0.5?R)= 255mm 则 圆周力：Ft2=2000T2/dm2=错误！未找到引用源。3903.5N 径向力：Fr2=Ft1·tanαcos?2错误！未找到引用源。=496.87N l34?16mm l45 =46mm。 l56?116mm 轴向力：Fa1=Ft2·tanαsin?2错误！未找到引用源。 =1331.1N （3）求轴承的支反力 轴承的受力简图 Ft1=12442.5N Fr1=4528.7N Ft2=错误！未17

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找到引用源。3903.5N 水平面上,竖直面上的支反力平衡则： ?FAX?FDX?Ft2?Ft1?0??FAY?FDY?Fr2??Ft1Fr2= 496.87N Fa1= 1331.1N 对A求矩 ?Ft2?AB?Ft1?AC?FDX?AD?0??d2F?AD?F??Fr2?AB-Fr1?AC?0 a2?DY?2解方程组得：FAX=-8145.3N, FDX=-8200.7N, FAY?1070.83N,FDY?2961N (4)画弯矩图 AB=92mm, BC=65mm, CD=125mm 18

2. B.处的弯矩：

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水平：M竖直：MMB2BB1??FtAX?AB?749.37N?m'?FAY?AB?98.52N?m FAX=-8145.3N '?FDY?BD?Fr1?BC?268.2N?mC处的弯矩： 水平：M竖直：MMc2cC1??FDX?CD?1025.3N?m'?FDy?CD?370.2N?m'?FAy?Ac?Fa2?d2/2?Fr2?BC?370.13N?m3.合成弯矩： Mc1?MB2MM2Bc2B?M?M'2b1'2b2?1089.9N?m?795.93N?m FDX=-8200.7N FAY?1070.83N?4.转矩T2?497.7N?m FDY?2961N 5. 因单向回转，视转矩脉动循环??[?-1]b/[?0]b,已知?b?735MPa，查表12-1[??1]b=65MPa,[?a]b?118MPa, MB?749.37N?mMB1'?98.52N?mMB2'?268.2N?m则??65/118?0.585 剖面B处的当量弯矩: M'B1?M2B2?(?T2)2?847.51N?m 剖面C处的当量弯矩图： '? MC1M2C1?(?T2)2?1128.1N??m Mc1?1089.9N?mMB2?795.93N?m(7) 判断危险截面并验算强度 剖面C当量弯矩最大，而直径与邻段直径相差不大，故剖面C为危险截面。 已知:Me= MC 1`=1128.1MPa, [??1]b?69Mpa，错误！未找到引用源。W=0.1错误！未找到引用源。 ?e?MW?Me0.1d3 ?60.1Mpa?[?]?69Mpa ?1b MB1?847.51N?mMC1?1128.1N??m'' 所以其强度合适。 输出轴设计（Ⅲ轴） 19

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已知：输出轴功率为P3=13.9kW，转速为68.8r/min,转矩为1929.4N·m,大圆柱齿轮的直径为320 mm，齿宽为4mm。 1.选择轴的材料 ?b?650MPa, 选取轴的材料为45钢（调质），[??1b]?59MPa, ?b?650MPa,[??1b[?0]b?98MPa 2. 按扭矩初算联轴器处的最小直径 先据表12-2，按45钢（调质）取C=110,则： dmin?C3P3n3?65.7mm，考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则d=65.7×(1+5%)mm=69mm 要使轴径d12与联轴器轴孔相适应，故选择连轴器型号 查课本P297,查TA=1.5, 设计扭矩：Tc=TA T3=1.5错误！未找到引用源。1929.4=2893.5N·m,查《机械设计课程设计》P298，取HL6弹性柱销联轴器，额定扭矩为3150N·m其半联轴器的孔径d =70mm,长度为132mm。故取d1-2 =70mm，l1-2=130mm ]?59MPa,3. 轴的结构设计 （1）拟定轴的装配方案如下图： [?0]b?98MPa 20

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（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位 1）为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=77mm, 轴承端盖总宽度为20mm，由于装拆及添加润滑油的要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm，故l23=20+30=50mm挡圈直径D=78mm 2）选取轴承型号：圆锥滚子轴承30316型号，d?D?T=80mm?170mm?42.5mmd3?4?d7?8?80mm dmin?65.7mm 所以取 3）根据轴承采用轴肩定位，轴肩高度h=6mm,选d4?5?92mm 4）齿轮与右轴承间采用套筒定位，套筒直径为92mm, 齿轮的轮毂宽度lh?(1.2~1.5)ds故取lh为60mm,轴肩h>0.07d,取h=7mm,轴环处处的直径d56=104mm, l56>1.4h,取l56=10mm, l67?52mm 5)取箱体——小圆锥齿轮的中心线为对称轴，l45?90.5mm,l78?113mm, 6）轴上的周向定位 齿轮与轴用键连接查《机械设计课程设计》取b?h?25?14，L=B-(5~10)=55mm.同时保证齿轮与轴有良好 d1-2 =70mm 21

对中性，选择齿轮轮毂与轴合为H7/m6,滚动轴承宇宙的轴向定位有过渡配合来保证，轴尺寸公差为m6 7)确定轴的倒角尺寸：2?450。 4.轴的强度校核 1）齿轮上的作用力的大小 Ft2?1066.8N,Fr2?3530.8N

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2）求直反力 水平方向：FBX?FDX?Ft2d2-3=77mm d3?4?d7?8?80mm?MB?0,Ft2?BCd4?5?92mm?6315.5N FDXFBX? d56=104mm d67=90mm BD?5743.3N竖直方向：FBY?FDY?Fr2BDFr2BD?CD?2090.4N?BC?2298.6Nl1-2=130mm l23=50mm l343）画弯矩图： MCX?FBX?BC?871.5N?mMCy?FBY?BC?317.2N?mMC?MCX?MCy?927N?m22=42.5mm l45?90.5mm l56=10mm l67?52mm l78?113mm 22

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Ft2?1066.8N Fr2?3530.8N 4）画扭矩图：T3?1929.4N?m 5）弯扭合成： 因单向回转，视转矩为脉动循环，则 ??[??1]b/[?0]b,?b?650MPa[??1]b?59MPa,[?0]b?98MPa FDX?6315.5NFBX?5743.3N FBY?2090.4NFDY?2298.6N 剖面C的当量弯矩:MC'?MC2?(?T)2?1486.1 N·m MCy?317.2N?mMCX?871.5N?m ?T=1161.5 N·m 6）判断危险剖面： C截面：?e?MWeMC?927N?m MWe?24.2MPa< [??1]b?59MPa ?33.9MPa< A截面直径最小也为危险截面：?e?[??1]b?59MPa 满足强度要求 23

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六．轴承的选择与计算 1． 输入轴的轴承：30309圆锥滚子轴承 1○ FBX?2556.4N,FBY?704.3N,FCX?6684.0N.FBX?2108.4N,n?730r /minCr?108000N FCX?FCY22 e=0.35,Y=1.7 2轴承内部轴向力：○FRB?FBX?FBY22?2661.3N,FRC? FsB?FRB/2Y?782.7N,Fsc?FRC/2Y?2061.3N,=7008.5N FsB?Fsc故轴承B被压紧FAC'?Fa?524.1N，FAB'?Fa?FSC?2585.3N FC'FRC?0.07?e?0.35,FB'FRB?0.97?e?0.35 3查得：fp?1.2,x?0.4,当量动载荷Pc?fp?FRC?8410.2N ○PB?fp(xFRB?YFB')?6551.4NPB?Pc,校核C轴承就行??10/3,实际寿命，Lh?10660?730PC(Cr)?113118h 4滚子轴承单班制工作预期寿命：○300?8?10?24000h故实际寿命大于预期寿命，合适！ 2.中间轴轴承30310圆锥滚子轴承 1○FR1?8718.9N,FR2?8215.42N,Fa2?1331.05N.n?274.4r/minCr?130000N e=0.35,Y=1.7 2轴承内部轴向力：○24

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Fs1?FR1/2Y?2564.38N,FS2?FR2/2Y?2416.3N,=7008.5N Fs1?Fa2?Fs2故轴承2被压紧FA1?Fs1?2564.4N，FA2?Fa?FS1?3895.4N FA!FR1?0.29?e?0.35,FA2FR2?0.0.47?e?0.353查得：fp?1.2,x?0.4,当量动载荷P1?fp?FR1?10462.7N ○P2?fp(xF1?YFA2)?19836.8NP1?P2,校核2轴承就行4滚子轴承○??10/3,实际寿命，Lh?10660?274.7P2(Cr)?31792.06h 单班制工作预期寿命：300?8?10?24000h故实际寿命大于预期寿命，合适！3.输出轴轴承30316圆锥滚子轴承 1○FBX?5743.3N,FBY?2090.4N,FDX?6315.5N.FDY?2298.6N,n?68.8r/minCr?278000Ne=0.35,Y=1.7 2轴承内部轴向力：○FRB?FBX?FBY22?6112N,FRD?FDX?FDY22?6720.8NFsB?FRB/2Y?1797.6N,FsD?FRD/2Y?1976.7N,FsB?FsD故轴承B被压紧FAD'?FAB'?1976.7N FAB'FRB?0.29?e?0.35FAD'FRD?0.3?e?0.35,3查得：fp?1.2,x?0.4,当量动载荷PD?fp?FRD?8064.9N ○PB?fpFRB?7334.4NPB?PD,校核D轴承就行25

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??10/3,实际寿命，Lh?10660?68.8PC(Cr)?32000000h4滚子轴承单班制工作预期寿命：○300?8?10?24000h 故实际寿命大于预期寿命，合适！ 七．键的计算校核 1.输入轴上的键 1联轴器处：○b?h?L?16?10?57,K?4.3,轴径d1?35mm,Ti?196N?m， l=L-b=41mm?p?4Tdhl?54.6MPa?[?p]?120MPa 满足强度要求，单个A键即可2小锥齿轮处： ○b?h?L?12?8?55,K?3.3,轴径d2?42mm,T1?196N?m， l=L-b=43mm?p?4Tdhl?54.3MPa?[?p]?120MPa 满足强度要求，单个A键即可 2.轴的键的校核计算： 1大锥齿轮处： ○b?h?L?16?10?50,K?4.3,轴径d3?57mm,T2?497.7N?m， l=L-b/2=42mm?p?4Tdhl?83.2MPa?[?p]?120MPa 满足强度要求，单个C键即可2小直齿轮处： ○b?h?L?16?10?43,轴径d4?57mm,T2?497.7N?m，l=L-b=35mm26

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?p?4Tdhl?99.8MPa?[?p]?120MPa 满足强度要求，单个C键即可3.输出轴键的校核： 1直齿轮处的键： ○b?h?L?25?14?55,轴径d5?80mm,T3?1929.4N?m， l=L=55mm?p?4Tdhl?110MPa?[?p]?120MPa 满足强度要求，单个B键即可2联轴器处键的校核： ○b?h?L?20?12?122,轴径d?70mm,T3?1929.4N?m， l=L-b=102mm?p?4Tdhl?90.1MPa?[?p]?120MPa 满足强度要求，单个A键即可八．联轴器的选择 输入轴联轴器： 查《机械设计课程设计》P298，取HL弹性柱销联轴器，其额定转矩315 N·m，半联轴器的孔径d1 =35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm. 输出轴联轴器： 查《机械设计课程设计》P298，取HL6弹性柱销联轴器，额定扭矩为3150N·m其半联轴器的孔径d =70mm,长度为132mm。 所选联轴器的额定扭矩均大工作扭矩故，满足需求。 九．减速器箱体结构尺寸 名称 机座壁厚 符号 ?1?0.025a?3 27

结果 8 机械设计课程设计说明书

机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座凸底缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 机盖与机座连接螺栓直径 联接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 ?1?0.02a?3 8 12 12 b=1.5?1 b1?1.5?1 b2?2.5?df 20 M20 4 M16 M10 =0.036a+12=19.2 n d1?0.75dfd2?(0.5~0.6)df?9.6~11.52l=150~200 d3?(0.4~0.5)df?7.68~9.6180 M8 窥视孔盖螺钉直径 d4?(0.3~0.4)df?5.76~7.68 M8 定位销直径 d?(0.7~0.8)d2?7~8 8 df、d1、d2到外机壁距离 C1(27,23,17) 27,23,17 d1、d2离 至凸缘边缘距C2(21,15) 21,15 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 R1= C2(21,15) h=20mm l1=C1 +C2+（8~12）=44~48 △1＞1.2 ? 21,15 46 12 28

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齿轮端面与内机壁距离 机盖、机座肋厚 △2＞? 10 m1≈0.85?0.85? 1，m≈27 轴承端盖外径 D2=1.25D+10 135,148,223 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离 t=(1~1.2)d3 S≈D2 9 135,148,223 十．减速器附件的选择 由《机械设计课程设计》选择通气塞M16×1.5,A型压配式圆形油压表A32JB/T7941.1-1995,外六角螺塞及封油垫M14×1.5,箱座吊耳，吊环螺钉M16（GB/T825-1988），启盖螺钉M8。 十一.齿轮的密封与润滑 齿轮采用润滑油润滑，由《机械设计基础课程设计》选名称为工业闭式齿轮油(GB-5903-1995)，代号为L-CKC220润滑剂。因为齿轮的速度小于12m/s，所以圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm。因为大圆锥齿轮的线速度为4.87m/s>2m/s,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。对箱体进行密封为了防止外界的灰尘，水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的流失。 十二.设计小结 通过这次对圆锥圆柱二级减速器的设计，使我们真正的了解了机械设计的概念，在这次设计过程中，反反复复的演算一方面不断的让我们接进正确，另一方面也在考验我们我们29

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的耐心，思维的严密性和做研究的严谨性。我想这也是这次设计我们是哟应该达到的。这些让我感受颇深。通过三个星期的设计实践，我们真正感受到了设计过程的谨密性，为我们以后的工作打下了一定的基础。 机械设计是机械这门学科的基础的基础，是一门综合性较强的技术课程，他融汇了多门学科中的许多知识，例如，《机械设计》，《材料力学》，《工程力学》，《机械设计课程设计》等，我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。也让我们认识到，自己还有好多东西还不知道，以后更要加深自己的知识内涵，同时，也非常感谢老师对我们悉心的指导，得已让我们能更好的设计。 参考文献： 1. 黄华梁、彭文生编《机械设计》四版 高等教育出版社2007 2. 王旭、王积森 《机械设计课程设计》 机械工业出版社 2003 3. 朱文坚 《机械设计课程设计》 科学出版社 4. 刘鸿文主编 《材料力学》 第四版 高等教育出版社 2003

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