圆锥圆柱齿轮减速器(CAD装配图和零件图)版

1、最新资料推荐湖南工业大学科技学院课程设计资料课程名称：机械设计设计题目：二级锥形圆柱齿轮减速器专 业： 机械设计班级： 1101学生姓名：李炎奎学号:1112110110指导教师：邱显焱材料目录序号名称数量1课程设计任务书12课程设计报告书13课程设计其它资料14CAD图纸512沟命/孑/家屛挟孝说COLLEGE OF SCIENCE AND TECHNOLOGY HNUT课程设计说明书课程名称：机 械 设 计设计题目：二级锥形圆柱齿轮减速器专 业：机械设计班级： 1101学生姓名：李炎奎学号:1112110110指导教师：邱显焱湖南工业大学科技学院教务部制年 月 日目录第1章选择电动机和计算

2、运动参数 71.1电动机的选择71.2计算传动比：81.3计算各轴的转速： 81.4计算各轴的输入功率： 81.5各轴的输入转矩9第2章齿轮设计92.1高速锥齿轮传动的设计 92.2低速级斜齿轮传动的设计 17第3章 设计轴的尺寸并校核。 233.1轴材料选择和最小直径估算 233.2轴的结构设计 243.3轴的校核293.3.1高速轴293.3.2中间轴313.3.3低速轴33第4章 滚动轴承的选择及计算 374.1.1输入轴滚动轴承计算 374.1.2中间轴滚动轴承计算 394.1.3输出轴滚动轴承计算40第5章 键联接的选择及校核计算 425.1输入轴键计算425.2中间轴键计算425.

3、3输出轴键计算43第 6 章 联轴器的选择及校核 436.1在轴的计算中已选定联轴器型号。 436.2联轴器的校核44第7章润滑与密圭寸44第8章 设计主要尺寸及数据 44第9章设计小结46第10章参考文献： 46机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机圆锥一圆柱齿轮减速器设计内容：（1）设计说明书（一份）（2）减速器装配图（1张）（3）减速器零件图（不低于3张系统简图：ih原始数据：运输带拉力F=2900N,滚筒转速60r/min，滚筒直径D=340mm使用年限10年工作条件:连续单向运转，载荷较平稳，两班制。常温下连续工作，空载启动，工作 载荷平移，三相交流电源，电压源 380v 220

4、v。设计步骤：传动方案拟定由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带型运输设备 减速器为两级展开式圆锥一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、8选用弹性柱销联轴器。第1章 选择电动机和计算运动参数1.1电动机的选择1计算带式运输机所需的功率：Pw= FwVw =3.09749kw10002各机械传动效率的参数选择：一对滚轴承n仁0.99,锥齿轮传动效率n 2=0.96，圆柱齿轮传动效率n 3=0.97,联轴器效率n 4=0.99所以总传动效率：z=n 1?n2n 3n 42=0.86P1. 计算电动机的输出功率：Pd= w =3.56kw2. 确定电动机转

5、速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围i z=840nd 二 i Fw (8 40) 60 (480 2400) r/min。则电动机同步 转速选择可选为 750r/min，1000r/min，1500r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和 满足锥齿轮传动比关系（ij = 0.25i召i 兰3），故首先选择1000r/min,电动机选择如表所示表1型号额定功率满载转速轴径伸出长启动转矩最大转矩/kwr/mi nD/mmE/mm额定转矩额定转矩Y132M1-64960421102.02.01.2计算传动比:2. 总传动比：i “血=96060 ： 16nw3. 传动

6、比的分配：i =0.25i三=0.25 16 = 4，i=51.3计算各轴的转速：I轴 n = nm = 960r/minII轴n 960=240r/minm车由 n -n =240 =48r/min W车由 n4=n3=48r/min 打51.4计算各轴的输入功率:I 轴 P : 3.06kwI轴 p3.01kwm车由 P|2.88kwW轴 P4 : 2.83kw1.5各轴的输入转矩I轴T = 30.50N.mmU轴T 二 119.58N * mm川轴T = 574.21 N mmW轴T =562.79N *mm轴的运动动力参数项目电动机咼速转轴1中间转轴2低速转轴3工作轴4转速(r/mi

7、n )9609602404848实际功率（kw）3.633.063.012.882.83转矩（N.M）31.4430.50119.58574.21562.79传动比145第2章齿轮设计2.1高速锥齿轮传动的设计（二）选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2. 输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 8级精度。3. 材料选择由机械设计第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材 表10 1选择小齿轮材料和大齿轮材料如下:表2齿轮型 号材料牌 号热处理方 法强度极限aB / MPa屈服极限iS / MPa硬度（HBS）平均硬度（HBS）jlK-h- 齿

8、芯、 部齿面部小齿轮45调质处理650360217255240大齿轮45正火处理580290162217200二者硬度差约为40HBS4. 选择小齿轮齿数Zi = 19,贝U: Z2二i Zi二2.64 19 = 50.1，取z 50。实际齿比 u 上=50 二 2.63Zi195. 确定当量齿数u rcoth =tan： 2= 2.63 m - 20.822 , -2 - 69.178Z v1乙cos 1190.9347-20.30 ,Zv2 Z2cos 250= 140.700.3554（三）按齿面接触疲劳强度设计d1t池92；書V 1丿 r（1 0.卿 R）U1. 确定公式内的数值1）试

9、选载荷系数Kt =1.312）教材表106查得材料弹性系数Ze =189.8MPa（大小齿轮均采用锻钢）3）小齿轮传递转矩 =4.387 104N *mm4）锥齿轮传动齿宽系数0.25乞门- 0.35,取门r = 0.3。R5）教材10 21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 匚Hlim1 =570MPa ; 10 21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2 二 390MP a。6) 按式(1013)计算应力循环次数2=60nLh =60960128 365 51=1.682 109 ;98= 6.4 10“Ni1.682灯0N2u 2.637）查教材1019图接触疲劳寿命

10、系数Khni=091 , Khn2=0968）计算接触疲劳许用应力t J 取失效概率为1%,安全系数为S=1,d = K HN1 口 Hlim1= 0.91 570 =518.7MPa山63 9 03卄.取 JH 】 = 374.4MPa2. 计算1）计算小齿轮分度圆直径d1 （由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）= 2.923彈匚一1.竺心8710_1374.4 丿0.3 汇（1 0.5 汇 0.3 f 汉 2.63=86.183 mm2）计算圆周速度d1mt =d1t1 一 0.5 R = 73.256mm3）计算齿宽b及模数mb - rR 二u212= 85.130 0.33.2.642

11、12二 39.654mmmntd1t85.13025二 3.40 5 2nm4）齿高 h =2.25mnt = 2.25 3.4052 = 7.6617mm沁J.17567.6 6 1 75）计算载荷系数 K由教材102表查得：使用系数使用系数Ka=1 ;根据 最新资料推荐v=3.68m/s、8级精度按第一级精度，由10 8图查得：动载系数Kv=1.22;由10 3表查得：齿间载荷分配系数K_.= Kh二K. =1 ；取轴承系数K h :be=1.25，齿向载荷分布系数 K ：=K =K=KHte 1.5=1.875所以：K =KaKvKh-.Kh2=1 1.22 1 1.875 =2.287

12、56）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径3 ： K3 ： 2 2875d1 =d1t86.183104.046mm1 ； K t1.37）就算模数：mnd1Z1104.04619二 5.476 mm-213（四）按齿根弯曲疲劳强度设计34KYFaYsam 2cYR（1 0.5R ）zNu2 +1 g J1. 确定计算参数1) 计算载荷 K = KaKvKf：K =1 1.22 1 1.875 =2.28752）查取齿数系数及应了校正系数由教材10 5表得：Yf/= 2.788，YS31 =1.553 ; YFa2 =2.148，Y$a2 =1.822 。3）教材10 20图c按齿面硬度查得小齿

13、轮的弯曲疲劳极限二fe1 =400MPa ;教材10 20图b按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 - fe2 二 320MPa o4）教材1018图查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.85, Kfn2=0.885）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4K FN1 FE1S0.85 4001.4=243MPaK FN 2 J FN 2S0.88 3201.4= 201.14MPaY Y6）计算大小齿轮的学并加以比较,最新资料推荐论沧-2788販心隔243YFa2Ysa22148822 01946201.14，大齿轮的数值大。2. 计算（按大齿轮）J4KTYFaYsamt 丫r（1

14、_0.5r 陆2血 +1 I434 2.2875 4.387 10c cc二，20.019460.31 -0.5 0.31 92. 2.6321=3.286mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模 m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。所以可取弯曲强度算得的模数2.698 mm并就近圆整为标准值mn =5 mm （摘自机械原理教程第二版清华大学出版社4.11锥齿轮模数（摘自GB/T12368 1990），而按接触强度算得分度圆直径d1 =104.046mm重新修正齿轮齿数，Z1 =鱼=104.046

15、=20.92,取整 Z1 =21，则 Z2=i1Z1=2.64 21 =55.44，为了使各个相 mn 5啮合齿对磨损均匀，传动平稳，Z2与Z1 一般应互为质数。故取整Z2 =56。z 56则实际传动比J二玉二56 =2.677，与原传动比相差1.2%，且在一 5%误差范围内。z121（五）计算大小齿轮的基本几何尺寸1.分度圆锥角：1）小齿轮-Z 2Q= arccot=20.5 5 6Z12）大齿轮、.2 = 90 -“ = 90 - 20.556 二 69.4442.分度圆直径：1）小齿轮d mnz 5 21 = 105mm2）大齿轮d2 二 mnz2 =5 56 = 280mm3.齿顶咼

16、ha=ha mn =1 5mm 二 5mman4.齿根高 hf=ha c mn = 1 0.2 5mm = 6mm5.齿顶圆直径：14最新资料推荐1)小齿轮da1 二d2)大齿轮da2 二齿根圆直径：1)小齿轮df1 二d.2)大齿轮df2 = d：锥距R -mz i2hacosi6.127.-2hfcos12hacos、.22sin、2= 1052 5 0.9363 = 114.363mm= 2802 5 0.3511 =283.511mm= 105_2 6 0.9363 = 93.764mm -2hf cos、2 = 80-2 6 0.3511 = 275.787mmm 乙2 z22 二号

17、212 562 二 149.520mm8.齿宽 b = G rR 二 0.3 149.520 二 44.856mm ,(取整)b=45mm。则：圆整后小齿宽 B1 = 45mm，大齿宽 B2 = 45mm 。9. 当量齿数 Zv1z12122.429, Zv2256159.499cos0.9363cos0.3511jim 3 14x510. 分度圆齿厚s = 二 =7.85mm2 211. 修正计算结果：1) 由教材 10 5 表查得：2.708，丫$/=1.572 ； 丫卩玄2 = 2.138Ysa2 =1.8372) v 虹3.14 105 960 “27m/s，再根据8级精度按教材108

18、 60000 60000图查得：动载系数Kv =1.25 ;由10 3表查得：齿间载荷分配系数K：.= K”.=1 ；取轴承系数心be =1.25，齿向载荷分布系数K |.:= Kh 一： - K.= Kh be 1.5 = 1.8753) K = KaKvKh :K =1 1.25 1 1.875 = 2.344校核分度圆直径KT12r1-0.5r u4)16= 2.92亠伫斗Y 1374.4 丿0.3 汉(10.5 汉 0.3)汉 2.677=98.780最新资料推荐5)勺邑竺7 “01952620J.J4YalYa1= 2.708572 “017518 ,t F J243. . F 12

19、大齿轮的数值大，按大齿轮校核。34KTjYFaYsa6) mn -2229r(1 0.5 R )zJ yju +J 蛤F J3 4X2.344 X 4.387 XJ04二2 x 0.019526 0.3 1 -0.5 0.32122.6772 1=3.08mm实际d1 =105mm , mn =5mm，均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。(六) 齿轮结构设计 小齿轮1由于直径小，采用实体结构；大齿轮 2采用孔板式结构， 结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，见下表；大齿轮 2结构 草图如图。高速级齿轮传动的尺寸见表大锥齿轮结构草图表3大锥齿轮结构尺寸名称结构尺寸及经验公式计算值

20、锥角6右=arctanZ2Z169.444 =锥距R149.520mm轮缘厚度e = (3 4 m n Z1mm16mm大端齿顶圆直径da283.511mm穀空直径D由轴设计而定50mm轮毂直径D1D1 =1.6D80mm轮毂宽度LL = (1 1.2 D取 55mm腹板最大直径D0由结构确定188mm板孔分布圆直径D2厂Do + DiD 2 2134mm板孔直径do由结构确定24mm腹板厚度CC = (0.1 0.17 只 KiOmm18mm表4咼速级锥齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法面模数mn5 mm锥角5120.556=669.444齿数Z121Z256传动比i12.667d1105mm

21、分度圆直径d2280mm齿顶圆直径=d1 + 2hacos114.363mmda2 = d2 +2haCod283.511mm齿根圆直径df1 = dj -2hfCOs693.764mmdf2 =d2 -2hfCOS&2275.787mm锥距Rmzm / z 22149.520mmR c 主 一 c、Z1+Z22si2齿宽B145mmB245mm2.2低速级斜齿轮传动的设计（七）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2. 经一级减速后二级速度不高，故用 8级精度。3. 齿轮材料及热处理小齿轮选用45钢调质，平均硬度为240HBS大齿轮材料为45刚正火，平均硬度

22、为200HBS二者材料硬度差为 40HBS4. 齿数选择选小齿轮齿数Z3 =19，根据传动比i2 =4，则大齿轮齿数z4 = z3i2 = 19 4 = 76，取 z2=76。实际传动比上=45. 选取螺旋角。初选螺旋角B =14（二） 按齿面接触强度设计2KtT1 u-1（ZhZe）2d；：. u匚 h1.确定各参数的值：1）试选载荷系数Kt =1.32）计算小齿轮传递的扭矩。T2 =1.09 105 N mm3）查课本F25表10-7选取齿宽系数d =114）查课本F201表10-6得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa25）教材1021d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限匚巴

23、咄= 570MPa ；1021c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限匚Hiim2 =390MPa。6）按式（1013）计算应力循环次数7）弘=60n 1jLh =60 363.6 1 2 8 365 5 = 6.37 10查教材1019图接触疲劳寿命系数Khn1 =0.97，心謂=0.98。 计算接触疲劳许用应力LH丨取失效概率为1%，安全系数为S=1,;N2N186.37 104= 1.59 108 ;21则-H 1 =K HN1 Hlim1= 0.97 570 =552.9MPa“9839 03卄= 467.55MPa1.23LH 210）查课本P217图10-30 选取区域系数Z H

24、=2.433 o11）查课本1215图 10-26 得；：.1 =0.754,；：.2 =0.886 ,则_ k =Bh+Bh 2552.9 +382.2-二“亠二 2=0.754+0.886=1.642.1)计算试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d3t -2 KtT21U21/ZhZe、21 1 (U252 1.3 1.09 10* 54 12.433 189.8 2-()41 1.64467.552)3)=59.506mm计算圆周速度60 00003.1459.506363.6 =1.伽冷计算齿宽b和模数m”60 1000b=冷宀牡=159.506 = 59.506mm59.506

25、cos14mntZ119=3.04mm4)5)计算纵向重合度 = 0.318 d z1 tan ： = 0.318 1 19 tan14 = 1.5066)计算载荷系数KP194图10-8得动载已知使用系数Ka =1，根据v=1.13m/s， 8级精度，查课本系数Kv=1.08 ；查课本P196表10-4得K =1.454 ;查课本Rg*图10-13得Kf 1=1.388 ;查课本 P193表 10-3 得 Kh：.二 Kf：. =1.2 0故载荷系数K =KaKvKh：.Kh2=1 1.08 1.2 1.454 =1.8847)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d3 二 d3t3 K =

26、59.506、1.884 = 67.340mm1.3最新资料推荐8)计算模数mnd3 cosP67.340x cos14：一mn =3.44mm1按齿根弯曲强度设计3191.1)*dZ1确定计算参数计算载荷系数2KT1Ycos2 ： YfYs.：石厂石fK = KAKvKF 一.Kf，1 1.08 1.2 1.388 =1.7892)小齿轮传递的扭矩T2 = 1.09 105N mm3)根据纵向重合度=1.506，查课本P217图10-28得螺旋角影响系数丫-：=0.88。4)计算当量齿数Z3v3 cos3 :20.80cos 145)6)Z4cos3 :查取齿形系数=7683.20cos 1

27、4Yf9和应力校正系数Ysa查课本 P200表 10-5 得Yfh3 =2.768,Ysa3 = 1.558； YFa4 = 2.214, Ysa4 = 1.773。计算弯曲疲劳许用应力查课本P208图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限二FE3二400 MPaFE4二320 MPa。51S=1.4，则lcF 3 - Kfnfe3S7)I；】|_ KFNMFE4S二詈 J20 =217.143MPaY Y计算大、小齿轮的-Fa汗并加以比较查课本P206图10-18得弯曲疲劳寿命系数Kfn3二0.92, Kfn4二0.95。 取弯曲疲劳安全系数0.92 400262.857 MPa1.4冲=276

28、8 侮8 =0.01641 匕 F 13262.857YFa4Ysa42.214 1.773F厂0.01808匕F J4217.143大齿轮的数值大，选用大齿轮。设计计算3520.01808 = 2.145mm21 191.642 1.789 1.09 100.88 cos 14对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，又有齿轮模数 m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲mn 二 3mm劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以可取弯曲强度算得的模数（摘自机械原理教程第二版清华大学出版社4.3标准模数（摘自 GB/T1357 1987）

29、，而按接触强度算得分度圆直径 di =67.340mm 重新修正齿轮齿数Z3 二mn= 67.340-说4 聖化，取整 Z3 =22，则实际传动i2Z4Z388 = 4，与原22分配传动比4 一致3. 几何尺寸计算1）计算中心距(2288) 3mm2 cos14=170.05mm将中心距圆整为170mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角（z3+z4）mn（22 +88）汇 3、：=arccos- -二 arccos13.9505 =13 55 502a2汉170因1值改变不多，故参数；:.，K ：, ZH等不必修正。d3 Z3mncos :3）计算大、小齿轮的分度圆直径22 3“68mm cos1

30、3.9505d4=272mmZ4mn113 2.5cos ：cos13.95054) 计算齿轮宽度b = ddi = 1 68 二 68mm圆整后取b=68mm小齿轮B3 = 74mm，大齿轮B4 = 70mm4. 齿轮结构设计小齿轮3由于直径小，米用齿轮轴结构；大齿轮5米用孔板式结构，结构尺寸按 经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，大斜齿圆柱齿轮见下表5;大齿轮4结构草图如上图。低速级圆柱斜齿轮传动尺寸见下表。大斜齿轮结构草图表5斜齿大圆柱齿轮结构尺寸名称结构尺寸经验计算公式计算值穀空直径d由轴设计而定d=d轴70mm轮毂直径D3D3 = 1.6d112mm轮毂宽度LL = B470m

31、m （取为与齿宽B4相等）腹板最大直径D0D。5 -(1014mn240mm板孔分布圆直径DiD =Do+D3Di 2176mm板孔直径d2D(0.25 0.35jD0 - D3 )(3244.8) mm腹板厚度CC = (0.2 0.3 B18mm表6低速级圆柱斜齿轮传动尺寸名称计算公式计算值法面模数mn3mm法面压力角n20 :螺旋角P13 5550“齿数Z322J88传动比i24d368mm分度圆直径d4272mm齿顶圆直径da3 3 +21%74mmda4 = d4 十 21%278mm齿根圆直径df 3 = d3 -2hf60.5mmdf4 =d4 _2hf264.5mm中心距mUz

32、3 +Z4)170mma 2cos0齿宽B374mmB470mm第3章 设计轴的尺寸并校核3.1轴材料选择和最小直径估算轴采用材料45钢，进行调质处理。则许用应力确定的系数103乞Ao 33.6mm取联轴器孔直径为35mm轴 孔长度L联=82mm Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号 LX3 33*82GB/T5014- 2003,相 应的轴段C 的直径di=35mm其长度略小于孔宽度，取 Li=80mn半联轴器与轴的配合为H7。k6(3) 轴承与轴段C和C的设计在确定轴段C的轴径时，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，其值最终由密封圈确定该处轴的圆周速度均小于3m/s,

33、可选用毡圈油封，查表初选毡圈。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33010,由表得轴承内径d=50mm外径D=90mp度B=20mm 内圈定位直径da=58mm轴上力作用点与外圈大端面的距离故 d3=50mm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La=24mm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 d5=50mm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 L5=24mm轴的配合为

34、公差为k6。（4） 由箱体结构，轴承端，装配关系，取端盖外端面与联轴面间距 L=30,故去L2 =45mm, 又根据大带轮的轴间定位要求以及密圭寸圈标准，取d2 =40mm（5） 齿轮与轴段的设计，轴段上安装齿轮，小锥齿轮处的轴段采用悬臂结构，d6 =40mm L6 =63mm选用普通平键14 x9 x45mm,小锥齿轮与轴的配合为 也。n6（6） 因为d4为轴环段，应大于d3,所以取d4 =60mm又因为装配关系箱体结构确定 L4 =110mm列表轴段dL135mm80mm240mm40mm350mm24mm460mm110mm550mm24mm640mm63mm3.2.2中间轴直径长度确定

35、L 58.484巧4H.9_ (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 轴承米用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最 细处开始设计(2) 轴段O及轴段G的设计该轴段上安装轴承，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圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段O 1及轴段O 上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dmin=45mm取轴承30209，由 表得轴 承内径d=45mn，外径 D=85mm 宽度 B=19mm 故di=45mmLi二B亠；亠1 - (b3 -L4) =42mm。通常一根轴

36、上的两个轴承取相同的型号，则d5=45mm= B * (b2 - L2) =40mm。轴的配合为公差为 m6。齿轮轴段O与轴段Q的设计轴段G2上安装齿轮3，轴段Q上安装齿轮 2。为于齿轮的安装，d2和d4应略大于di和d5，选d 2=50mm d5 =60mm由于齿轮的直径比较小， 采用齿轮轴，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(1.21.5 ) d4=7290mm取其轮毂宽度J =74mm ,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。长度应比齿轮2的轮毂略短，故L2 =55mmH 7n6选用普通平键149 45mm大锥齿轮与轴的配合

37、为 。轴段O的设计该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为(0.070.1)d 2=3.5 5mm 所以可得 d3 =57mm L3 = Bx L4 2丄b3 =20mm。轴段dL145mm42mm250mm53mm357mm20mm474mm74mm545mm40mm323输出轴长度、直径设置111(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 轴承米用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序， 从最细处开始设计。(2)由表查得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/m

38、in，轴孔范围为3048mm取联轴器孔直径为45mm轴孔长度L联=112mmJ1型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX3 45*84GB/T5014 2003,相应的轴段O 的 直径di=45mm其长度略小于孔宽度，取Li=82mm,半联轴器与轴的配合为-H7。k6(3) 密封圈与轴段O的设计在确定轴段O的轴径时，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= (0.070.1 ) di= (0.07 0.1 ) *45mm=3.14.5mm 轴段。的轴径 d2=di+2* (3.15 4.5 ) mm 其值最终由 密圭寸圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选

39、用毡圈油圭寸，取 d 2=50mmL2 = L ： =t Bd K -B ； =40mm。(4) 轴承与轴段O和轴段O的设计考虑齿轮油轴向力存在，但此处轴径较大，选 用角接触球轴承。轴段03上安装轴承，其直径应既便于安装，又符合轴承内径系列。现取轴承为 30211由表得轴承内径 d=50mm外径D=100m，宽度B=21mm 所以取da =55mm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=42mm为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端 面与箱体内壁距离厶=5mm。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d7=55mm轴段的长度为L7 = B + +

40、也4 +(b4 - L6)=44mm轴的配合为公差为 m6。(5) 齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮4,为便于齿轮的安装，d6应略大于 d7,齿轮4轮廓的宽度范围为(1.21.5 ) *57=68.485.5mm所以取d6 =70mm, 其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴 段长度应比齿轮4的轮毂略短，取L6=68mm轴段和轴段的设计轴段为齿轮提供轴向定位作用，定位轴肩的高度为h= (0.07 0.1)d 6=4.9 7mn,取 h=7mm则U d5=80mn, L5=1.4h=9.8mm,取 Ls=20mmH 7n6轴段的直径可取轴承内圈定位直径，即d4=7

41、0mm则轴段的长度LB- -bL5=20mm大斜齿轮与轴的配合为轴段dL145mm82mm250mm40mm355mm42mm470mm55mm580mm20mm670mm68mm755mm44mm3.3轴的校核3.3.1高速轴（一）轴的力学模型建立0I rrlNhi（二）计算轴上的作用力 小锥齿轮1：圆周力2T； _ 2T,2 4.387 104dmi di 0.5!r 1051 -0.5 0.3983.08N径向力 Fr1 =Ft1tan： si=983.08 tan20 sin 20.556 =125.64N轴向力Fac1 = Ft1tan icos, = 983.08 tan20 co

42、s20.556 = 335.03NF dM =5607nmm2（三）计算支反力.计算垂直面支反力（H平面）如图由绕支点1的力矩和ZM0贝FNH 2124 - F t1 172 = 0FNH 2 = 1363.6N贝U FnH1=380.55N。2. 计算水平面支反力（V平面）与上步骤相似，计算得：Fnv1 =84.47N , Fnv2 =419.5N（四）绘扭矩和弯矩图1. 垂直面内弯矩图如上图。弯矩 M H1 = FNH1 124 = 47190N.mm2. 绘水平面弯矩图，如图所示 Mv.弯矩：M NV1 =52018N.mm3. 合成弯矩图如图最大弯矩值：M1 二、47190252018

43、2 = 70234N.mm4. 转矩图TT =T2 =43870 N .mm5. 弯扭合成强度校核15 1查得轴的许进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材用应力J = 60MPa应用第三强度理论二二M22乞t J 由轴为单向旋转WJm r +( a t )； ca 1WiW, =0.1d =0.1 503 = 12500mm3-!：.- j 1 = 60 MPa7234 2 ( 0.643870 ) 2 = 6.0 MPa12500故强度足够332中间轴（一）轴的力学模型建立Ft（二）计算轴上的作用力大锥齿轮2:圆周力2T；2dm1 di 1 - 0.5：门 r2 4.38

44、7 1041051 -0.5 0.3-983.08N径向力 Fr2 =Fac1 =Ft1tan： cos、.1 =983.08 tan20 cos20.5561335.03N轴向力Fac2 二 Fr1 = Ft1tan： sin =983.08 tan20 sin 20.556 =125.64N斜小圆齿3:圆周力2T22 1.09 105 .Ft3N = 3205.88 N-3 68径向力Fr3 二 Ft3tan = 3205.88喻2N =1202.31NcosPcos13.9505轴向力 Fac3 =Ft3tanl =3205.88 tan 13.9505 N =796.37NM 広主=2

45、7076N *mm2Ma2=4=39870N *mm2（三）计算支反力1. 计算垂直面支反力（H平面）如图由绕支点A的力矩和M av -0贝q：Fr3 58.4 Fr2 142.9-FNH4 191.8=0FNH 4N =1708.58N3205.88 58.4 983.08 142.9191.8同理则 FNH3= 2480.38N2. 计算水平面支反力（V平面）与上步骤相似，计算得：Fnv3 =1153.23N , Fbh 76.56N（四）绘扭矩和弯矩图6. 垂直面内弯矩图如上图。弯矩 M H1 = FnH3 58.4 = 144850N.mm弯矩 MH2=Fnh4 48.9 =83550

46、N.mm7. 绘水平面弯矩图，如图所示Mv.弯矩： M NV3 = 67348N.mm弯矩： Mv2 二 FnV4 48.9 二-3743.78N.mm8. 合成弯矩图如图最大弯矩值：M1 = ,1448502 673482 =159700N.mm最大弯矩值： M2 二.835502-374378 2 =83600N.mm9. 转矩图TT =T2 =109000 N.mm10. 弯扭合成强度校核进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材15 1查得轴的许用应力J-60MPa22应用第三强度理论；二 -t. J由轴为单向旋转:-取:-=0.6WW2 二邑 _bt d2 -t = 10750mm3 W3 二 0.1d33 二 0.1 68 31440mm332 2d2Ja4W3W21597002(0.610900 )231440v 83600 2 - ( 0.610900 )10750= 5.49 MPa ： L_1 1= 9.87 MPa_1二 60 M