2023年机械设计二级圆锥圆柱齿轮减速器

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1、 目录第1某些 设计任务书31.1设计题目31.2设计环节3第2某些 传动装置总体设计方案32.1传动方案32.2该方案优缺陷3第3某些 选用电动机43.1电动机类型选用43.2确定传动装置效率43.3选用电动机容量43.4确定传动装置总传动比和分派传动比5第4某些 计算传动装置运动学和动力学参数64.1电动机输出参数64.2高速轴参数64.3中间轴参数64.4低速轴参数64.5工作机参数7第5某些 减速器高速级齿轮传动设计计算75.1选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数75.2按齿根弯曲疲劳强度设计75.3确定传动尺寸95.4计算锥齿轮传动其他几何参数105.5齿轮参数和几何尺寸总结11第6某

2、些 减速器低速级齿轮传动设计计算126.1选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数126.2按齿面接触疲劳强度设计126.3确定传动尺寸156.4校核齿根弯曲疲劳强度156.5计算齿轮传动其他几何尺寸166.6齿轮参数和几何尺寸总结17第7某些 轴设计177.1高速轴设计计算177.2中间轴设计计算227.3低速轴设计计算27第8某些 滚动轴承寿命校核328.1高速轴上轴承校核328.2中间轴上轴承校核338.3低速轴上轴承校核34第9某些 键联接设计计算359.1高速轴与联轴器键连接校核359.2高速轴与小锥齿轮键连接校核369.3中间轴与大锥齿轮键连接校核369.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核

3、369.5低速轴与联轴器键连接校核36第10某些 联轴器选用3710.1高速轴上联轴器3710.2低速轴上联轴器37第11某些 减速器密封与润滑3811.1减速器密封3811.2齿轮润滑3811.3轴承润滑38第12某些 减速器附件3812.1油面指示器3812.2通气器3912.3放油孔及放油螺塞3912.4窥视孔和视孔盖4012.5定位销4012.6启盖螺钉4012.7螺栓及螺钉40第13某些 减速器箱体重要构造尺寸40第14某些 设计小结41第15某些 参照文献41第1某些 设计任务书1.1设计题目 二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力F=2200N，速度v=1.1m/s，直径D=240mm，

4、每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）：，每年工作天数：365天，配置有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计环节 1.传动装置总体设计方案 2.电动机选用 3.确定传动装置总传动比和分派传动比 4.计算传动装置运动和动力参数 5.减速器内部传动设计计算 6.传动轴设计 7.滚动轴承校核 8.键联接设计 9.联轴器设计 10.润滑密封设计 11.箱体构造设计第2某些 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2该方案优缺陷 二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，合用于入轴、出轴成直角布置机械传动中。第3某些 选用电动机3.1电动

5、机类型选用 按照工作规定和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置效率 查表得： 联轴器效率：1=0.99 滚动轴承效率：2=0.98 闭式圆柱齿轮效率：4=0.96 闭式圆锥齿轮效率：3=0.95 工作机效率：w=0.963.3选用电动机容量 工作机所需功率为 电动机所需额定功率: 工作转速： 经查表按推荐合理传动比范围，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：616，因而理论传动比范围为：616。可选用电动机转速范围为nd=ianw=(616)87.58=525-1401r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等原因，选定电机型号为：Y132M1-6三相异步电动

6、机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890 电机重要外形尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDEFG13251531521617812388010333.4确定传动装置总传动比和分派传动比 （1）总传动比计算 由选定电动机满载转速nm和工作机积极轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为： （2）分

7、派传动装置传动比 锥齿轮（高速级）传动比 则低速级传动比为 减速器总传动比第4某些 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数4.2高速轴参数4.3中间轴参数4.4低速轴参数4.5工作机参数 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴9603.0630440.62高速轴9603.0330142.19中间轴350.362.8276866.65低速轴87.592.65288931.38工作机87.592.42263854.32第5某些 减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数 （1）根据传动方案，选用直齿圆锥齿轮

8、传动，压力取为=20。 （2）参照表10-6选用7级精度。 （3）材料选用 由表10-1选用小齿轮40Cr（表面淬火），齿面硬度4855HRC，大齿轮40Cr（表面淬火），齿面硬度4855HRC （4）选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1i=302.74=83。 实际传动比i=2.7675.2按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式试算齿轮模数，即 1）确定公式中各参数值。 试选载荷系数KFt=1.3 计算YFaYSa/F 计算由分锥角 计算当量齿数 由图查得齿形系数 由图查得应力修正系数 由图查得小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为: 由图查取弯曲疲劳系数： 取弯曲疲劳安全系数S=1.4

9、，得 两者取较大值，因此 2）试算齿轮模数 （2）调整齿轮模数 1）圆周速度 2）齿宽b 3）齿高h及齿宽比b/h 3）计算实际载荷系数KF 查图得动载系数KV=1.073 取齿间载荷分派系数：KF=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.274 查表得齿向载荷分布系数：KF=1.054 由式实际载荷系数为 4）计算按实际载荷系数算得齿轮模数5.3确定传动尺寸 （1）实际传动比 （2）大端分度圆直径 （3）齿宽中点分度圆直径 （4）锥顶距为 （5）齿宽为 取b=33mm 计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为： 计算应力循环次数 由图查取接触疲劳系数： 取失效概率为1%

10、，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力 故接触强度足够。5.4计算锥齿轮传动其他几何参数 （1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 （2）分锥角（由前面计算） （2）计算齿顶圆直径 （3）计算齿根圆直径 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=11752 （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=13327 （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=211012 a2=2+a2=712533 （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=181852 f2=2-f2=6834135.5齿轮参数和几何尺寸总结代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数mm2.52.5齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c

11、*0.20.2齿数z3083齿顶高hamha*2.52.5齿根高hfm(ha*+c*)33分度圆直径dd75207.5齿顶圆直径dad+2ha79.7209.2齿根圆直径dfd-2hf69.36205.46分锥角19521970740齿顶角aatan(ha/R)1175211752齿根角fatan(hf/R)1332713327第6某些 减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数 （1）根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为=20，初选螺旋角=15。 （2）参照表10-6选用7级精度。 （3）材料选用 由表10-1选用小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217286

12、HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度197286HBS （4）选小齿轮齿数Z1=29，则大齿轮齿数Z2=Z1i=294=117。 实际传动比i=4.0346.2按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式试算小齿轮分度圆直径，即 1）确定公式中各参数值 试选载荷系数KHt=1.3 小齿轮传递扭矩: 查表选用齿宽系数d=1 由图查取区域系数ZH=2.45 查表得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa 由式计算接触疲劳强度用重叠度系数Z 取=1 由公式可得螺旋角系数Z。 计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为： 计算应力循环次数 由图查取接触疲劳系数： 取失效概率为1%，安全系数S

13、=1，得 取H1和H2中较小者作为该齿轮副接触疲劳许用应力，即 2）试算小齿轮分度圆直径 （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前数据准备。 圆周速度 齿宽b 2）计算实际载荷系数KH 查表得使用系数KA=1.25 查图得动载系数Kv=1.066 齿轮圆周力。 查表得齿间载荷分派系数：KH=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.418 实际载荷系数为 3）按实际载荷系数算得分度圆直径 4）确定模数6.3确定传动尺寸 （1）计算中心距 （2）按圆整后中心距修正螺旋角 =144735 （3）计算小、大齿轮分度圆直径 （4）计算齿宽 取B1=65mm B2=60mm6.4校核齿根弯曲疲

14、劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 1） K、T、mn和d1同前 齿宽b=b2=60 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数： 大齿轮当量齿数： 查表得： 查图得重叠度系数Y=0.673 查图得螺旋角系数Y=0.875 查得小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为: 由图查取弯曲疲劳系数： 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力 齿根弯曲疲劳强度校核 齿根弯曲疲劳强度满足规定，并且小齿轮抵御弯曲疲劳破坏能力不不不小于大齿轮。6.5计算齿轮传动其他几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 （2）计算小、大齿轮齿顶圆直径 （3）计算小、大齿轮齿根圆直径6.6齿轮参数和几何

15、尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn22法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左144735右144735齿数z29117齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d59.988242.022齿顶圆直径da63.99246.02齿根圆直径df54.99237.02齿宽B6560中心距a151151第7某些 轴设计7.1高速轴设计计算 1.已经确定运动学和动力学参数 转速n=960r/min；功率P=3.03kW；轴所传递转矩T=30142.19Nmm 2.轴材料选用并确定许用弯曲应力 由表选用45调质，许用弯曲应力为=60M

16、Pa 3.按扭转强度概略计算轴最小直径 由于高速轴受到弯矩较大而受到扭矩较小，故取A0=112。 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% 查表可知原则轴孔直径为30mm故取dmin=30 4.确定各轴段直径和长度。 (1)输入轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径d12，为了使所选轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选用联轴器型号。联轴器计算转矩Tca = KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则: 按照联轴器转矩Tca应不不小于联轴器公称转矩条件，查原则GB T4323-或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器孔径为30mm，半联轴器与轴配合毂孔长度为82mm。选用一般

17、平键，A型键，bh = 87mm(GB T 1096-)，键长L=63mm。 (2)初步选用滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作规定并根据d23 = 35 mm，由轴承产品目录中选用圆锥滚子轴承30208，其尺寸为dDT = 408019mm，故d34 = d56 = 40 mm。由手册上查得30208型轴承定位轴肩高度h =17.5mm，则d45=35mm。 (3)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖外端面与联轴器端面有一定距离K=24，则 (4)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10mm。考虑箱体铸造误差，在确定滚动轴承位

18、置时，应距箱体内壁一段距离，取=10mm，小齿轮轮毂宽度L=42mm，则 至此，已初步确定了轴各段直径和长度。轴段123456直径303540454035长度805019811663 5.轴受力分析 第一段轴中点到轴承中点距离l1=99.5mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=99mm，齿轮受力中点到轴承中点距离l3=55.5mm 计算支承反力 在水平平面上为 在垂直平面上为 轴承1总支承反力为 轴承2总支承反力为 (1)计算弯矩 在水平面上，a-a剖面为 b-b剖面左侧为 在垂直平面上为 合成弯矩 a-a剖面为 b-b剖面左侧为 (2)转矩 6.校核轴强度 因a-a弯矩大，且作用有转矩，故a-a

19、为危险剖面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 查表得45调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴许用弯曲应力-1b=60MPa，ca-1b，因此强度满足规定。7.2中间轴设计计算 1.已经确定运动学和动力学参数 转速n=350.36r/min；功率P=2.82kW；轴所传递转矩T=76866.65Nmm 2.轴材料选用并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr调质，许用弯曲应力为=70MPa 3.按扭转强度概略计算轴最小直径 由于中间轴受到弯矩较大而受到扭矩较小，故取

20、A0=115。 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选原则直径dmin=40mm 4.确定轴直径和长度 (1)初步选用滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承直径d12和d56，因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作规定并根据dmin = 23.05 mm，由轴承产品目录中选用圆锥滚子轴承30208，其尺寸为dDT = 408019mm，故d12 = d56 = 40 mm。 (2)取安装大齿轮处轴段直径d45 = 47 mm；齿轮右端与右轴承之间采用定距环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂宽度b2 = 40 mm，为了可靠压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 38

21、mm。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 47 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处直径d34 = 57 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 25 mm。 (3)左端滚动轴承采用定距环进行轴向定位。 (4)由于齿轮直径较小，为了保证齿轮轮体强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。已知低速小齿轮轮毂宽度为b3= 65mm，则l23 =b3 65 mm，d23=d3=59.988mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2=40mm，为了使定距环端面可靠压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=38mm，d45=47mm。 (5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离1

22、=10 mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 5 mm，则 至此，已初步确定了轴各段直径和长度。轴段12345直径4063.99574740长度346524.638.436 5.轴受力分析 低速级小齿轮所受圆周力（d3为低速级小齿轮分度圆直径） 低速级小齿轮所受径向力 低速级小齿轮所受轴向力 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=57.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=76.3mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=46.2mm 计算支承

23、反力 在水平面上为 式中负号体现与图中所画力方向相反 在垂直平面上为 轴承1总支承反力为 轴承2总支承反力为 (1)计算弯矩 在水平面上，a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为 b-b剖面右侧为 在垂直平面上为 合成弯矩，a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为 b-b剖面左侧为 b-b剖面右侧为 (2)转矩 6.校核轴强度 因a-a左侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 查表得40Cr调质处理，抗拉强度极限B=735MPa，则轴许

24、用弯曲应力-1b=70MPa，ca-1b，因此强度满足规定。7.3低速轴设计计算 1.已经确定运动学和动力学参数 转速n=87.59r/min；功率P=2.65kW；轴所传递转矩T=288931.38Nmm 2.轴材料选用并确定许用弯曲应力 由表选用45调质，许用弯曲应力为=60MPa 3.按扭转强度概略计算轴最小直径 由于低速轴受到弯矩较小而受到扭矩较大，故取A0=112。 由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7% 查表可知原则轴孔直径为38mm故取dmin=38 4.确定轴直径和长度 (1)输出轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径d1，为了使所选轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需

25、选用联轴器型号。联轴器计算转矩Tca = KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则: 按照联轴器转矩Tca应不不小于联轴器公称转矩条件，查原则GB T4323-或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器孔径为32mm，半联轴器与轴配合毂孔长度为82mm。选用一般平键，A型，bh = 108mm(GB T 1096-)，键长L=63mm。 (2)初步选用滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作规定并根据d23 = 43 mm，由轴承产品目录中选用圆锥滚子轴承30209，其尺寸为dDT = 458520mm，故d34 = d78 = 45 mm。l34

26、=T=20mm。 轴承采用轴肩定位，由手册上查得30209型轴承定位轴肩高度h = 2.5 mm，因而，取d45 = 50 mm (3)取安装齿轮处轴段直径d67 = 47 mm；已知低速级大齿轮轮毂宽度为b4 = 60 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67 = 58 mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d67 = 47 mm，故取h = 6 mm，则轴环处直径d56 = 60 mm，取l56=12mm。 (4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=2

27、0mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则 (5)5）取低速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm， mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 5 mm，则 至此，已初步确定了轴各段直径和长度。轴段1234567直径38434550604745长度80642070.5125839.5 5.轴受力分析 低速级大齿轮所受圆周力（d4为低速级大齿轮分度圆直径） 低速级大齿轮所受径向力 低速级大齿轮所受轴向力 齿轮中点到轴承压力中心距离l1=59mm，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=122mm，第一段中点到轴承压力中

28、心距离l3=114.5mm 计算支承反力 在水平面上为 式中负号体现该力方向与图中所画方向相反 在垂直平面上为 轴承1总支承反力为 轴承2总支承反力为 (1)计算弯矩 在水平面上，a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为 在垂直平面上为 合成弯矩，a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为 (2)转矩 6.校核轴强度 因a-a右侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a右侧为危险剖面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 查表得45调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴许用弯曲应力-1b

29、=60MPa，cae，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=63kN，轴承采用正装。 规定寿命为Lh=58400h。 由前面计算已知轴水平和垂直面支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因而两轴承担量动载荷如下： 取两轴承担量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承工作寿命足够。8.2中间轴上轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020840801863 根据前面计算，选用30208轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm 查阅有关手册，

30、得轴承判断系数为e=0.37。 当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=63kN，轴承采用正装。 规定寿命为Lh=58400h。 由前面计算已知轴水平和垂直面支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因而两轴承担量动载荷如下： 取两轴承担量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承工作寿命足够。8.3低速轴上轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020945851967.8 根据前面计算，选用30209轴承，内径d=

31、45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm 查阅有关手册，得轴承判断系数为e=0.4。 当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=67.8kN，轴承采用正装。 规定寿命为Lh=58400h。 由前面计算已知轴水平和垂直面支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得X1=0.4，Y1=1.5，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因而两轴承担量动载荷如下： 取两轴承担量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承工作寿命足够。第9某些 键联接设计计算9.1高速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/

32、T 1096-）,键长63mm。 键工作长度 l=L-b=55mm 联轴器材料为45，可求得键连接许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面挤压应力9.2高速轴与小锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-）,键长45mm。 键工作长度 l=L-b=35mm 小锥齿轮材料为40Cr，可求得键连接许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面挤压应力9.3中间轴与大锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-）,键长28mm。 键工作长度 l=L-b=14mm 大锥齿轮材料为40Cr，可求得键连接许用挤压应力p=120MPa。

33、 键连接工作面挤压应力9.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-）,键长45mm。 键工作长度 l=L-b=31mm 低速级大齿轮材料为45，可求得键连接许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面挤压应力9.5低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-）,键长63mm。 键工作长度 l=L-b=53mm 联轴器材料为45，可求得键连接许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面挤压应力第10某些 联轴器选用10.1高速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=KT=

34、39.18Nm 选用联轴器型号 （2）选用联轴器型号 轴伸出端安装联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-），公称转矩Tn=1250Nm，许用转速n=4700r/min，Y型轴孔，积极端孔直径d=38mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=30mm，轴孔长度L1=82mm。 Tc=39.18NmTn=1250Nm n=960r/minn=4700r/min10.2低速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=KT=375.61Nm 选用联轴器型号 （2）选用联轴器型号 轴伸出端安装联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-），公称转矩Tn

35、=1250Nm，许用转速n=4700r/min，Y型轴孔，积极端孔直径d=38mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=32mm，轴孔长度L1=82mm。 Tc=375.61NmTn=1250Nm n=87.59r/minn=4700r/min第11某些 减速器密封与润滑11.1减速器密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴输出、输入轴与轴承盖间，需设置不一样形式密封装置。对于无相对运动结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴密封，则需根据其不一样运动速度和密封规定考虑不一样密封件和构造。本设计中由于密封界

36、面相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V 3m/s，输出轴与轴承盖间也为V 1.212mm齿轮端面与内箱壁距离210mm箱盖、箱座肋厚m1、mm10.851、m0.858mm、8mm轴承端盖外径D2D+(55.5)d3；D-轴承外径140mm、120mm、125mm第14某些 设计小结 这次有关二级圆锥-斜齿圆柱减速器课程设计，是咱们真正理论联络实际、深入理解设计概念和设计过程实践考验，对于提高咱们机械设计综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多理解和认识，为咱们后来工作打下了坚实基本。 在设计过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其她课程理论知识和应用生产实际知识处

37、理工程实际问题能力。 由于时间紧迫，因此这次设计存在许多缺陷，例如说箱体构造庞大，重量也很大。齿轮计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次实践，能使我在后来设计中防止诸多不必要工作，有能力设计出构造更紧凑，传动更稳定精确设备。第15某些 参照文献 1 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计. 北京：高等教导出版社，.5 2 吴宗泽. 机械设计课程设计手册.北京：高等教导出版社，.5 3 机械设计手册编委会. 机械设计手册（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京机械工业出版社， 4 郑文纬、吴克坚主编. 机械原理. 7版. 北京：高等教导出版社，1997.7 5 陈立德主编.机械设计课程设计指导书 6 龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版） 7 陈铁鸣主编.新比恩机械设计课程设计图册 8 邱宣怀主编.机械设计（第四版）.北京：机械工业出版社，1995 9 周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教导出版社，1994 10 徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，1991