毕业论文--基于ProE的二级圆柱齿轮减速器

1、榆林学院本科毕业设计 题目 作者 院(系) 专业 指导教师 答辩日期 学生毕业设计 基于 Pro/E 的二级圆柱齿轮减速器 设计造型 化学与化工学院 过程装备与控制工程 2012 年 5 月 26 日 摘要 减速器是一种用途十分广泛且比较典型的机械传动装置，在原动机和工作机 或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用。 本设计是一台二级圆柱齿轮减速器，完成了齿轮设计、轴设计、齿轮及轴强 度校核等计算工作，并且采用 Pro/E 三维造型和装配，使设计结果得到最直接的体 现。初步建立了一台减速器的参数化设计系统，采用此方法实现一台减速器，可 缩短设计周期，节约设计成本，提高设计正确性，对提高产品质量

2、具有一定意义。 关键词：减速器；Pro/E；三维造型；模型装配 ABSTRACT Modeling of Two Cylindrical Gear Reducer Based on Pro/EModeling of Two Cylindrical Gear Reducer Based on Pro/E ABSTRACTABSTRACT The reducer, widely and typically used, is one of mechanical transmission devices. It plays a role in matching speed and transmitti

3、ng torque between the prime mover and working machine or the implementing agency. This paper is about the design of a two-cylinder gear reducer, including the design of gear, the design of shaft and the strength check of them. With three-dimensional modeling and assembly by Pro/E, the results have t

4、he most direct manifestation. By the initial establishment of this parametric design system, the program can devise a reducer, shorting the design cycle, saving design costs, and subjoining the accuracy of it. It is the great significance to improve product quality. Key words:Key words: Reducer; Pro

5、/E; Three-dimensional Modeling; Assembly Modeling III 榆林学院本科毕业设计 目录 摘要 .II ABSTRACT.III 1绪论 .1 1.1减速器简介 .1 1.2计算机辅助设计（CAD）简介及发展现状 .1 1.3本课题研究目的意义 .2 2二级圆柱齿轮减速器设计计算.3 2.1设计参数 .3 2.2传动方案的分析 .3 2.3电动机的选择 .3 2.3.1工作机使用功率 Pw.4 2.3.2所需的电动机的功率 Pd .4 2.3.3选择电动机的额定功率Pd.4 2.3.4选择电动机转速 .4 2.3.5总传动比计算和分配各级传动比 .

6、5 2.4传动装置运动和动力参数计算.5 2.4.1各轴转速的计算 .5 2.4.2各轴功率的计算 .6 2.4.3各轴扭矩的计算 .6 2.5齿轮传动的设计计算 .6 2.5.1高速级齿轮传动的设计计算 .6 2.5.2低速级齿轮传动的设计计算 .10 2.6轴的设计计算 .13 2.6.1高速级轴的设计 .13 2.6.2中间轴的设计 .16 2.6.3低速级轴的设计 .17 2.7键联接的选择及校核计算.19 2.7.1输入轴上键的选择及校核 .19 2.7.2中间轴上键的选择及校核 .19 2.7.3输出轴上键的选择及校核 .20 2.8箱体结构的设计 .20 基于 Pro/E 的二级

7、圆柱齿轮减速器设计造型 2.8.1箱体初步设计 .20 2.8.2箱体附件设计 .20 2.8.3箱体尺寸表 .21 2.9润滑密封设计 .22 3基于 Pro/E 的二级圆柱齿轮减速器的造型及装配.23 3.1轴承的主要造型过程 .23 3.2轴承端盖的主要造型过程.23 3.3上箱体的主要造型过程 .24 3.4下箱体的主要造型过程 .24 3.5箱体的装配过程 .25 4总结 .27 参考文献 .28 致谢 .29 榆林学院本科毕业设计 1绪论 1.1减速器简介 减速器是一种介于原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，主要作用是用来 传递动力和增大转矩，广泛应用于机械传动行业，如矿业生产

8、、化工设备、汽车制造、 农业生产等领域。而在种类繁多的减速器中，圆柱齿轮减速器是较为普遍使用的传动 装置，其设计过程几乎涉及机械设计各个方面，如几何参数设计、结构设计、标准件 选型、强度设计、动力学设计、润滑与密封设计等。其设计与制造技术的发展在一定 程度上标志着一个国家的工业技术水平，不单单是我国，当今国际上各国减速器及齿 轮技术发展的总趋势都在向着六高、二低、二化等方面发展：六高即高承载能力、高 齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化 即标准化、多样化1-2。 1.2计算机辅助设计（CAD）简介及发展现状 计算机辅助设计(Computer Aided D

9、esign，简称 CAD)是指工程技术人员以计算机 为工具进行设计活动的全过程：包括资料检索、方案构思、分析计算、工程绘图和编 制技术文件等，是随着计算机、外围设备及软件的发展而形成的一门综合性很高的新 技术。该技术产生于上世纪 50 年代后期发达国家的航空和军事工业中，其主要发展 阶段和特点如下： 20 世纪 60 年代，CAD 有交互式二维绘图和三维线框模型的主要特点。 20 世纪 70 年代，CAD 的主要特点是自由曲线曲面生成算法和表面造型理论。这 期间 CAD 开始实用化，从二维的电路设计发展到三维的飞机、造船、汽车等设计。 正是曲面造型技术带来了 CAD 技术的第一次革命。 20

10、世纪 80 年代，CAD 的主要技术特征是实体造型理论和几何建模方法。实体造 型技术能够精确表达零件的全部属性，有助于 CAD、CAM、CAE 的集成，被认为是 新一代 CAD 系统在技术上的突破性进展。 20 世纪 90 年代，参数化造型理论日趋成熟，形成了基于特征的实体造型技术， 为建立产品的信息模型奠定了基础，其以 PTC 公司的 Pro/ENGINEER 为代表。可以 认为，参数化技术的应用主导了 CAD 发展史上的第三次技术革命。 可以看出，CAD 正经历着由传统技术向现代技术的转变，如今的 CAD 技术己广 泛应用于电子、机械、建筑、轻纺航空航天、化工、交通、影视、教育等各个领域，

11、 1 基于 Pro/E 的二级圆柱齿轮减速器设计造型 特别是近二十年来，由于计算机硬件性能的不断提高，CAD 技术有了大规模的发展， 己经引起了一场工程设计领域的技术革命，并取得了明显的经济效益和社会效益，从 而也成为衡量一个国家的科学技术现代化和工业现代化的重要标志之一。 1.3本课题研究目的意义 基于以上背景，本设计是以二级圆柱齿轮减速器为例，主要对各级传动齿轮、 轴、轴承、键、箱体等进行设计计算，然后又对齿轮，轴，键等一些重要零件的 强度、刚度、稳定性进行了校核。随后根据自己算出来的尺寸开始手工画草图， 草图绘制完成后，再利用Pro/E 软件进行齿轮、轴、轴承、轴承端盖、箱体等零部 件的

12、三维造型，最终装配成一台二级圆柱直齿轮减速器，使设计结果的正确性最 终得到最直接的体现。 采用此方法实现一台减速器，可缩短设计周期，节约设计成本，提高设计正 确性。通过完成本设计，可掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措 施，了解现代CAD 设计方法，为以后的学习和工作积累经验，锻炼解决问题的能 力，所以本课题的研究具有重要意义3-4。 2 榆林学院本科毕业设计 2二级圆柱齿轮减速器设计计算 2.1设计参数 工作机输入转矩 T900 N m 输送带工作速度 v1.4 m/s 滚筒直径 D400 mm 每日工作小时数16h 使用年限8 年 2.2传动方案的分析 给定的参数中转矩小于 15

13、00 N m，带速小于 5.0 m/s，从而可以看出该机构载 荷较平稳，二级圆柱齿轮减速器可以初选展开式结构。由于该传动速度较低且工 作比较平稳，故选用闭式圆柱直齿轮传动，这样传动效率高，结构紧凑，润滑和 防护也有利于减速器的工作寿命及日常维护5。 传动方案如下： 图 2-1 设计传动简图 2.3电动机的选择 该减速器为一般用途机械，根据工作和电源条件，选用 Y 系列三相异步电动 3 基于 Pro/E 的二级圆柱齿轮减速器设计造型 机，方法如下： 2.3.1工作机使用功率 Pw Tn w（2-1） 9550 w 式中 T工作机输入转矩，N m； Pw= n w 工作机转轴的转速，r/min；

14、w 工作机的传动效率。 从给定参数中可知圆周速度n w 和滚筒直径 D Dnw1.4601000 由公式：v=可以求得n w =66.85 r/min 601000400 进而得到 Pw= 90066.85Tn w=6.49 KW 9550 w 95500.97 2.3.2所需的电动机的功率 Pd 由参考文献 5 表 2-5 选取： v =0.96（V 带效率） ；c=0.97（齿轮传动效率按 7 级精度） ： z =0.99（滚动轴承效率） ；1=0.99（弹性联轴器效率） ；传动滚筒效 率 g 0.96 。 由式= 1 2w 可得到电动机至滚筒的传动总效率： = v c 2 z 4 1 g

15、=0.960.9720.9940.990.96 =0.82 P6.49 所需电动机的功率P d =w=7.91 KW 0.82 2.3.3选择电动机的额定功率 Pd 因减速器连续工作，单向运转，载荷有轻微冲击，经常满载，每天两班制工 作 16h，查 Y 型电动机型号表，取P d =11 KW 2.3.4选择电动机转速 工作转速为n w =66.85 r/min 可取 67 r/min。推荐的传动比合理范围，取圆柱齿 轮传动一级减速器传动比范围i齿轮=34。 故电动机转速的可选范围为n=i2n w = （916） 66.85=(601.651069.60) r/min， 符合这一范围的同步转速有

16、 1000 和 750 4 榆林学院本科毕业设计 两种。查得两种电动机型号其技术参数及传动比的比较情况见下表： 表 2-1 电动机型号选择 方案 1 2 电动机型号 Y180L-8 Y160L-6 额定功率 /KW 11 11 电动机转速(r/min) 同步转速 750 1000 满载转速 730 970 总传动比 i 10.92 14.51 重量 /Kg 180 139 综合考虑电动机、传动装置、重量及传动比，比较上表两种方案。方案 1 电 动机价格较便宜，但传动比较小，致使传动装置的结构尺寸也较小，不利于日常 维护检修；方案 2 的电动机和传动比都比较适中，传动装置结构也比较紧凑。因 此选

17、定电动机型号为 Y160L-6，其满载转速n 0 =970 r/min。 2.3.5总传动比计算和分配各级传动比 （1）传动系统的总传动比 n i=0（2-2） n w 将电动机的满载速n0=970r/min，圆筒轴转速n w =67r/min 带代入式（2-2）有： n970 i=0=14.5 n w 67 （2）分配传动系统各级传动比 该系统由一级带传动和两级齿轮传动组成。因为分配传动比是一项复杂的工 作，往往需要经多次改动，现在只做初步设计。对于两级展开式圆柱齿轮减速器， 当两级齿轮材质相同，齿宽系数相等时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近，且 低速级大齿轮直径略大，传动比可按下分配5，即

18、： i 1 (1.31.5)i 而此时 i=14.5，代入得i 1 =4.344.66.取i 1 =4.5 则i2=14.5/4.5=3.22 2.4传动装置运动和动力参数计算 2.4.1各轴转速的计算 电动机轴n=970 r/min n970 轴n =0=970 r/min 1i v 5 基于 Pro/E 的二级圆柱齿轮减速器设计造型 n 970 =215.56 r/min i c1 4.5 215.56n 轴n =66.94 r/min 3.22i c2 轴n = 工作机轴n w =n =66.94 r/min 2.4.2各轴功率的计算 电动机输出功率P d =11 KW 轴P = P d

19、 01 =P d 1 =7.910.96=7.59 KW 轴P =P 12 =P z c =7.590.990.97=7.29 KW 轴P = P 23 =P z c =7.290.990.97=7.00 KW 工作机轴P W =P 34 =P d 1 g v =6.39 KW 2.4.3各轴扭矩的计算 7.91P d=9550=77.88 Nm 970n 0 7.59P 轴T =9550=9550=74.73 Nm 970n 7.29P 轴T =9550=9550=322.97 Nm 215.56n P 7.00 轴T =9550=9550=998.66 Nm 66.94n 电动机轴T d

20、=9550 工作机轴T w =9550 6.49P w=9550=925.07 Nm 67n w 2.5齿轮传动的设计计算 2.5.1高速级齿轮传动的设计计算 （1）材料、热处理、精度 材料：因传递功率不大，转速不高，材料按参考文献 5 表 7-1 选取，都采用 45 号钢。 热处理：大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。小齿轮齿面硬度取 270HBS，大齿轮齿面硬度取 230HBS，两者相差 40HBS。 精度：软齿面闭式传动，齿轮精度用 7 级。 6 榆林学院本科毕业设计 （2）设计过程 1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 初选小齿轮齿数Z 1 20。 大齿

21、轮齿数Z 2 Z 1 i 1 204.5=90 取Z 2 90。 2）由齿面接触疲劳强度公式有： Z Z Z u 12K tT1（2-3）d 1t 3 EH H u d 确定各参数的值： a.初选动载系数K t ：试选K t =1.6 b.传递转矩T 1 即轴转矩：T 1 =74.73 Nm=74730 Nmm c.查表 2-8-6： d =1.0 d.齿数比 u：u=i=4.5 e.弹性系数Z E ：查参考文献 6 表 2-8-4 得Z E =189.8 f.区域系数Z H ：查参考文献 6 图 2-8-13 得Z H =2.45 g.重合度系数Z ：查参考文献 6(式 2-8-17）：Z

22、其中端面重合度：查参考文献 6 图 2-8-12 有 2 4 3 = 1 + 2 =0.75+0.86=1.61 41.61 则：Z=0.89 3 h.许用接触应力 H ：查参考文献 6（式 2-8-13） ： H 取接触疲劳最小安全系数S Hmin =1.0 由参考文献 6 图 2-8-17 按齿面硬度查得： 小齿轮接触疲劳强度极限：Hlim1420 MPa(取 MQ 值) 大齿轮接触疲劳强度极限：Hlim2550 MPa(取 ML 值) 应力值环数 N：参考文献 6（式 2-8-14）：N 60njL h 有 K HNHlim S Hmin N 1=60n1 jL h=609701（283

23、008）=2.2310 9 N 2 =N 1/ i 1 =2.23109/4.5=5.00108 接触疲劳寿命系数K HN ：查参考文献 6 图 2-8-15 得： K 1 =0.91K 2 =0.94 齿轮的疲劳强度极限 K H 1 =HN1Hlim1=0.91420 MPa =382.2 MPa S K H 2 =HN2Hlim2=0.94550 MPa =517 MPa S 7 基于 Pro/E 的二级圆柱齿轮减速器设计造型 则许用接触应力： H =( H 1 + H 2 )/2=(382.2+517)/2=499.6 MPa i.代入数据求出小齿轮的分度圆直径d 1t ： 2 d Z

24、EZHZ u12K tT1 1t 3 58.54 mm H u d 从而得： 计算圆周速度 d 1t n 1 601000 2.97 m/s 计算齿宽 b 和模数m t 计算齿宽 b：b= d d 1t =58.54 mm 计算模数m d 1t t ：m t = Z 2.93 mm 1 计算齿宽与高之比 b h 齿高 h=2.25m t =2.252.93=6.59 mm b h = 58.54 6.59 =8.88 计算载荷系数 K：由参考文献 6 式（2-8-2）：KK A K V K K 查表 2-8-1 使用系数K A =1.10 根据v 2.97m/s，7 级精度，查参考文献 6 图

25、 2-8-7 得 动载系数K V =1.11 查参考文献 6 表 2-8-2，7 级，未硬化，得：K =1.0 查表 2-8-3，7 级，非对称，得：K =1.32 故载荷系数：KK A K V K K =1.61 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d 1 d 1t 3 K / K t =58.66 mm 计算模数m m= d 1 z 2.93mm查参考文献 6 表 1-5-3 取：m 3mm 1 3）由齿根弯曲强度的校核公式： 2KTY 1 FaYsaY F 32 F MPa dm z1 确定各参数的值： a.动载系数 K：K=1.61 b.传递转矩T 1 即轴转矩：T 1 =74.73

26、 Nm =74730 Nmm 8 2-4）（ 榆林学院本科毕业设计 c.查参考文献 6 表 2-8-6： d =1.0 d.模数m：m 3mm e.齿数：Z 120 Z290 f.齿形系数Y Fa 和应力修正系数Y sa ： 由参考文献 6 表 2-8-5 用插值法得： Y Fa1 2.73Y sa1 2.19 Y Fa2 1.57Y sa2 1.79 g.重合度系数Y ，由参考文献 6（式 2-8-21）：Y =0.25+0.75/得 Y 1 =1.25Y 2 =1.12 h.计算得： F1 =119.37 MPa F2 =4.83 MPa 取两者之间较大的，即 F = F1 =119.37

27、 MPa i.许用接触应力 H ：参考文献 6（式 2-8-13） ： F 取弯曲疲劳最小安全系数S Fmin =1.4 由参考文献 6 图 2-8-18 按齿面硬度查得： 小齿轮弯曲疲劳强度极限： Flim1 397 MPa(取 MQ 值) 大齿轮弯曲疲劳强度极限： Flim2 512 MPa(取 ML 值) 应力值环数 N：参考文献 6（式 2-8-14）：N 60njL h 有 9701（283008）=2.23109N 1 =60n 1 jL h =60 109/4.5=5.00108N 2 = N 1 /i 1 =2.23 弯曲疲劳寿命系数K FN ：查参考文献 6 图 2-8-16

28、 得： K FNFlim S Fmin K FN1 =1.37K FN2 =1.20 齿轮的疲劳强度极限 K F 1 FN1Flim1=388.49 MPa S Fmin K F 2 FN2Flim2=512 MPa S Fmin 取其中较小值 F 1 =388.49 MPa F =119.37 MPa 即满足强度要求。 4）几何尺寸计算 (Z Z 2 )m(20 90)3 a.计算中心距 a=1=165 mm 22 b.计算大小齿轮的分度圆直径 d 1 =Z 1m 203=60 mm d 2 =Z 2 m 903=270 mm 9 基于 Pro/E 的二级圆柱齿轮减速器设计造型 c.计算齿轮

29、宽度 B=d 1 160mm 60mm 圆整得：B 2 60 B 1 65 2.5.2低速级齿轮传动的设计计算 （1）材料、热处理、精度 材料：因传递功率不大，转速不高，材料参考文献 5 按表 7-1 选取，都采用 45 号钢。 热处理：大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。小齿轮齿面硬度取 280HBS，大齿轮齿面硬度取 240HBS，两者相差 40HBS。 精度：软齿面闭式传动，齿轮精度用 7 级。 （2）设计过程 1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核6。 初选小齿轮齿数Z 1 22。 大齿轮齿数Z 2 Z 1 i 1 223.22=70.84 取Z 2 72。

30、 2）由齿面接触疲劳强度公式： Z Z Z u 12K tT1（2-5）d 1t 3 EH H u d 确定各参数的值： a.初选动载系数K t ：试选K t =1.6 b.传递转矩T 1 即轴转矩：T 1 =3.23 Nm =322970 Nmm c.查参考文献 6 表 2-8-6： d =1.0 d.齿数比 u：u=i=3.27 e.弹性系数Z E ：查参考文献 6 表 2-8-4 得Z E =189.8 f.区域系数Z H ：查参考文献 6 图 2-8-13 得Z H =2.4 g.重合度系数Z ：参考文献 6(式 2-8-17）：Z 其中端面重合度 ：查参考文献 6 图 2-8-12

31、有 2 4 3 = 1 + 2 =0.765+0.86=1.625 41.625 则：Z=0.89 3 h.许用接触应力 H ：参考文献 6（式 2-8-13） ： H 取接触疲劳最小安全系数S Hmin =1.0 K HNHlim S Hmin 10 榆林学院本科毕业设计 由参考文献 6 图 2-8-17 按齿面硬度查得： 小齿轮接触疲劳强度极限：Hlim1420 MPa(取 MQ 值) 大齿轮接触疲劳强度极限：Hlim2550 MPa(取 ML 值) 应力值环数 N：参考文献 6（式 2-8-14）：N 60njL h 有 215.561（283008）=4.97108N 1=60 108

32、/3.22=1.54108N 2 =N 1/ i 2 =4.97 接触疲劳寿命系数K HN ：查参考文献 6 图 2-8-15 得： K 1 =0.89K 2 =0.92 齿轮的疲劳强度极限 K H 1 =HN1Hlim1=0.89420 MPa =373.8 MPa S K H 2 =HN2Hlim2=0.92550 MPa =506 MPa S 则许用接触应力： H =( H 1 + H 2 )/2=(373.8+506)/2=439.9 MPa i.代入数据求得小齿轮的分度圆直径 d 1t ： Z Z Z u12K tT1104.65 mmd 1t 3 EH H u d 从而得： 计算圆

33、周速度 d 1t n 11.18 m/s 601000 计算齿宽 b 和模数m t 计算齿宽 b：b= d d 1t =104.65 mm d 计算模数m t ：m t = 1t4.76 mm Z 1 b 计算齿宽与高之比 h 齿高 h=2.25m t =2.254.76=10.71 mm b104.65 =9.77 h10.71 计算载荷系数 K：由参考文献 6（式 2-8-2）：KK A K V K K 查表 2-8-1 使用系数K A =1.10 根据v 1.18m/s,7 级精度, 查参考文献 6 图 2-8-7 得 动载系数K V =1.10 查 2-8-2，7 级，未硬化，得：K

34、=1.0 查表 2-8-3，7 级，非对称，得: K =1.34 11 2 基于 Pro/E 的二级圆柱齿轮减速器设计造型 故载荷系数：KK A K V K K =1.62 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d 1 d 1t 3 K / K t =105.08 mm 计算模数m m= d 1 Z 4.78mm 1 查参考文献 6 表 1-5-3 取标准模数：m 5mm 3）由齿根弯曲强度的校核公式： 2KTY 1 FaYsaY F 32 F MPa dm z1 确定各参数的值: a.动载系数K：K=1.62 b.传递转矩T 1 即轴转矩：T 1 =3.23 Nm =322970 Nmm c

35、.查参考文献 6 表 2-8-6： d =1.0 d.模数m：m 5mm e.齿数:Z 1 22Z272 f.齿形系数Y Fa 和应力修正系数Y sa : 由参考文献 6 表 2-8-5 用插值法得： Y Fa1 2.72Y sa1 2.19 Y Fa2 1.57Y s a 2 1.79 g.重合度系数Y ，由参考文献 6（式 2-8-21）：Y =0.25 + 0.75/ 其中端面重合度 ：查图 2-8-12： 1 =0.765 2 =0.86 有： Y 1 =1.23Y 2 =1.12 h.计算得： F1 =90.85 MPa F2 =7.09 MPa 取两者之间较大的，即 F = F1

36、=90.85 MPa i.许用接触应力 K FNFlim H ：参考文献 6（式 2-8-13） ： F S Fmin 取弯曲疲劳最小安全系数S Fmin =1.4 由参考文献 6 图 2-8-18 按齿面硬度查得： 小齿轮弯曲疲劳强度极限： Flim1 397 MPa(取 MQ 值) 大齿轮弯曲疲劳强度极限： Flim2 512 MPa(取 ML 值) 应力值环数 N：参考文献 6 (式 2-8-14)：N 60njL h 有 N 1 =60215.561（283008）=4.97108 N 2 =N 1 /i 2 =4.97108/3.22=1.54108 12 2-6）（ 榆林学院本科毕

37、业设计 弯曲疲劳寿命系数K FN ：查参考文献 6 图 2-8-16 得： K FN1 =0.87K FN2 =0.91 齿轮的疲劳强度极限 K FN1 Flim1=246.71 MPa F 1S Fmin K F 2 FN2Flim2=332.8 MPa S Fmin 取其中较小值 F 1 =246.71 MPa F =90.85 MPa 即满足强度要求。 4）几何尺寸计算 (Z Z 2 )m(2272)5 a.计算中心距 a=1=235 mm 22 b.计算大.小齿轮的分度圆直径 d 1 =Z 1m 225=110 mm d 2 =Z 2 m 725=360 mm c.计算齿轮宽度 B=d

38、 1 1110mm110mm 圆整得：B 2 110B 1 115 综上整理计算结果有： 表 2-2 齿轮设计参数 级别 高速级 低速级 Z 1 20 22 Z 2 90 72 m 3 5 a 165 235 20 齿宽 B 1 =65 mm,B2=60 mm B 1 =115 mm,B2=110 mm 2.6轴的设计计算 2.6.1高速级轴的设计 （1）由前计算列出轴上各数据 表 2-3 轴设计参数 功率/ KW 7.59 转矩/ Nmm 74730 转速（r/min） 970 直径/ mm 60 压力角 20 （2）初步确定轴的直径 先由参考文献 6 表 2-10-1 选取轴的材料为 45

39、 钢，调质处理，根据参考文献 6 表 2-10-3 初步估算轴的最小直径，取Ao112。 13 基于 Pro/E 的二级圆柱齿轮减速器设计造型 由d min A o 3 （2-7） 3P7.59 1有：d min A o 3 112 22.24 mm n 1 970 最小直径显然是安装联轴器处的直径d ，取d 23 mm （3）轴结果的设计 1）拟定轴上零件的传动方案。如图所示 P 1 n 1 图 2-2 轴设计方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a.轴承端盖的总宽度为 37 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴 承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外

40、端面与半联轴器右端 面间的距离l 23 mm，故取l 60 mm。为了满足半联轴器的要求的轴向定位 要求，-轴段右端需要制出一轴肩，故取-的直径d 27 mm，左端用轴 端挡圈定位， 按轴端直径取挡圈直径D 30 mm。 为了保证轴端挡圈只压在半联轴 器上而不压在轴端上，故-的长度应比l 略短一些，现取l 45 mm。 b.初步选择滚动轴承：因轴承受有径向力的作用，故选用单列角接触球轴承。 参照工作要求并根据d 27 mm， 由轴承产品目录中初步选取 GB/T292-2007 的 单列角接触球轴承7206AC 型，尺寸为 dDB=30 mm62 mm16 mm，故取 d - =30 mm。右端

41、轴承采用轴肩进行轴向定位， 由课程设计手册查轴承轴肩的高 度 h=2.5 mm，取d - =35 mm。 c.取安装齿轮处的轴段d - 50 mm， 因小齿轮直径较小， 故直接把齿轮和轴 做成一起，即l - 65 mm。 d.l 段的右端与左轴承之间采用挡油环定位，防止小齿轮的油甩出。取齿轮 距箱体内壁之距离 a=16 mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时， 应距箱体内壁一段距离 s，取 s=8mm，已知滚动轴承宽度 B=16 mm。第根轴上 有两个齿轮，其中大齿轮齿宽为 60 mm，小齿轮齿宽 115 mm，取l - =6 mm，则 可计算：l -VIII B+S+a-6=（16

42、+8+16-6）mm=34 mm，l IV-V 165 mm。至此，已 初步确定了轴的各端直径和长度。 3）确定轴上圆角和倒角尺寸 14 榆林学院本科毕业设计 取轴端倒角为1.045，其他各处的倒圆角为 R=3。 （4）求轴上的载荷 1）求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=60 mm 2T2 7 4 7 3 0 切向力F t 1 2 4 9 1 N d 1 60 径向力F r F tt a n n = 2 4 9 1toa n 2 0 = 9 0 6. 6 5 N 轴向力F a F t 2491 N 2）根据结构图作出轴的计算简图： 图 2-3 轴的强度分析 L 3 55.

43、5 F t 2491 529.7 N L 2 L 3 205.5+55.5 L 2 205.5 F H2 F t 24911961.3 N L 2 L 3 205.5+55.5 垂直支反力F r L 2 F V2 (L 2 L 3 ) F V2 713.86 N 水平支反力F H 1 F V 1 Fr FV 2 1 9 2. 7 9 N 水平弯矩M H F H 1 L 2 1 0 8 8 5 3. 3 5 N 垂直弯矩M V 1 FV 3 9 6 1 8. 3 5 N 1 L 2 15 基于 Pro/E 的二级圆柱齿轮减速器设计造型 M V2 F V2 L 3 39619.23 N 22 M V1 115838.96 Nmm总弯矩M 1 M H 22M 2 M H M V2 115839.26 Nmm 表 2-4轴的校核计算 载荷 支反力 水平面 H垂直面 V F H1 529.7 N F