二級圓柱齒輪減速器(CAD圖紙6張).

1、沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）目錄概述2設(shè)計任務(wù)書3第 1 章傳動方案的總體設(shè)計41.1 傳動方案擬定41.2 電動機的選擇51.3傳動比的計算及分配51.4傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算6第 2 章 減速器外傳動件（三角帶）的設(shè)計72.1 功率、帶型、帶輪直徑、帶速72.2 確定中心距、 V 帶長度、驗算包角82.3 確定 V 帶根數(shù)、計算初拉力壓軸力82.4 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計9第 3 章 減速器內(nèi)傳動的設(shè)計計算103.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算103.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算143.3 齒輪上作用力的計算18第 4 章減速器裝配草圖的設(shè)計214.1 合理布置圖面214.2 繪出齒輪的

2、輪廓尺寸214.3 箱體內(nèi)壁21第 5 章軸的設(shè)計計算225.1 高速軸的設(shè)計與計算225.2 中間軸的設(shè)計與計算285.3 低速軸的設(shè)計計算35第 6 章 減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸41第 7 章潤滑油的選擇與計算42第 8 章裝配圖和零件圖431.1 附件設(shè)計與選擇438.2 繪制裝配圖和零件圖43參考文獻44致謝451沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）概述畢業(yè)設(shè)計目的在于培養(yǎng)機械設(shè)計能力。畢業(yè)設(shè)計是完成機械制造及自動化專業(yè)全部課程學(xué)習(xí)的最后一次較為全面的、重要的、必不可少的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)，其目的為：1. 通過畢業(yè)設(shè)計培養(yǎng)綜合運用所學(xué)全部專業(yè)及專業(yè)基礎(chǔ)課程的理論知識，解決工程實際問題的能力，并

3、通過實際設(shè)計訓(xùn)練，使理論知識得以鞏固和提高。2. 通過畢業(yè)設(shè)計的實踐，掌握一般機械設(shè)計的基本方法和程序，培養(yǎng)獨立設(shè)計能力。3. 進行機械設(shè)計工作基本技能的訓(xùn)練，包括訓(xùn)練、計算、繪圖能力、計算機輔助設(shè)計能力，熟悉和運用設(shè)計資料（手冊、圖冊、標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范等） 。2沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置輸送機連續(xù)工作， 單項運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，使用期限 10 年，兩班制工作，輸送帶速度允許誤差為±0.5%二、原始數(shù)據(jù)：傳送傳送 帶滾 筒 直使帶拉力用 年 限速度 V(m/s)徑 D（mm）F(KN)（年）70001.2550010三、設(shè)計內(nèi)容和要求：本

4、畢業(yè)設(shè)計選擇齒輪減速器為設(shè)計課題，設(shè)計的主要內(nèi)容包括以下幾方面：（1）擬定、分析傳動裝置的運動和動力參數(shù)；（2）選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；（3）進行傳動件帶、齒輪、 軸的設(shè)計計算，校核軸、 軸承、聯(lián)軸器、鍵等；（4）繪制減速器裝配圖及典型零件圖（有條件可用AutoCAD繪制）；（5）編寫設(shè)計計算說明書。2. 要求每個學(xué)生完成以下工作：1、減速器裝配圖1 張（ 0 號圖紙）2、輸入軸輸出軸零件圖各1 張（ 2 號圖紙）3、齒輪零件圖 1 張（ 2 號圖紙）4、設(shè)計說明書 1 份（ 1 萬字以上）5、減速器箱體零件圖1 張（ 0 號圖紙）3沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）第 1

5、 章傳動方案的總體設(shè)計1.1 傳動方案擬定（圖 2）1- 帶傳動2-電動機 3- 減速器4-聯(lián)軸器5- 輸送帶6-輸送帶由圖可知，該設(shè)備原動機為電動機， 傳動裝置為減速器， 工作機為型砂運輸設(shè)備。減速器為展開式圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用深溝球軸承。4沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）1.2 電動機的選擇1. 選擇電動機的類型，根據(jù)用途選用 Y 系列三相異步電動機。輸送帶功率為PwFv7000 1.25 kw8.75kw10001000查表 132-1取，帶傳動效率帶=0.96 ，一對軸承效率軸承 =0.99 ，直齒齒輪傳動效率直齒 =0.97 ，聯(lián)軸器效率聯(lián) =0.99 ，得電動機到工

6、作機間的總效率為總 =帶4 軸承2 直齒聯(lián) =0.96*0.994*0.97 2*0.99=0.8592. 選擇電動機功率電動機所需工作效率為P0= Pw/總=8.75/0.859 Kw=10.19Kw根據(jù)表 138-2選取電動機的額定工作功率為Ped=11Kw3. 確定電動機轉(zhuǎn)速輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為nw100060v1000601.25d47.77r / min500由表 132-2可知帶傳動傳動比i帶=2 4，兩級減速器傳動比i 齒=840，則總傳動比范圍為i總 =i錐 i齒 =（ 2 4） * （ 840）=16160電動機的轉(zhuǎn)速范圍為n0=nwi 總 =47.77*(16 160)r

7、/min=764.32 7643.2r/min由表 138-2知，符合這一要求的電動機同步轉(zhuǎn)速有1000r/min 、1500r/min和 3000r/min ，考慮到 3000r/min 的電動機轉(zhuǎn)速太高，而 1000r/min 的電動機體積大且價格貴，所以本例選用 1500r/min 的電動機，其滿載轉(zhuǎn)速為 1460r/min,其型號為 Y160M-41.3 傳動比的計算及分配1. 總傳動比5沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）i 總 =nm/n w=1460/47.77=30.562. 分配傳動比根據(jù)傳動比范圍，取帶傳動的傳動比i 帶 =2.5 ，則減速器傳動比為i總30.56i12.2

8、2i帶2.5高速級傳動比為i1(1.3 1.4)i(1.3 1.4) 12.223.99 4.14 ，取 i4.1低速級傳動比為i2=i/i1=12.22/4.1=2.981.4 傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算1. 各軸轉(zhuǎn)速n0=nm=1460r/minn1=n0/i帶 =1460/2.5=584r/minn2=n1/i 1=584/4.1r/min=142.44r/minn3=n2/i 2=142.44/2.98r/min=47.8r/minnw=n3=47.8r/min2. 各軸功率p1=p0帶=10.19*0.96kw=9.78kwP =p1-2=p軸承齒=9.78*0.99*0.97kw

9、=9.39kw211P3=p22-3=p2軸承齒=9.39*0.99*0.97kw=9.02kwPw=p33-w=p3軸承聯(lián)=9.02*0.99*0.99kw=8.84kw3. 各軸轉(zhuǎn)矩T0=9550p0/n 0=9550*10.19/1460N ·mm=66.65N·mT1=9550p1/n 1=9550*9.78/584N ·mm=159.93N· mT2=9550p2/n 2=9550*9.39/142.44N ·mm=629.6N·mT3=9550p3/n 3=9550*9.02/47.8N · mm=1802.11

10、N·m6沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）Tw=9550pw/n w=9550*8.84/47.8N · mm=1766.15N·m第 2 章 減速器外傳動件（三角帶）的設(shè)計2.1 功率、帶型、帶輪直徑、帶速1. 功率 PdKAP0由表 13 8-6 ，查得工作情況系數(shù)K A 1.2，則Pd K A P01.2 10.19kw12.23kw2選擇帶型n0=1460r/min ， Pd12.23kw ，由 13 圖 8-2 選擇 A 型 V 帶3.確定帶輪基準(zhǔn)直徑根據(jù)表 138-7 ，選小帶輪直徑為 dd1 100mm，則大帶輪直徑為 dd 2 i帶 dd1 2.

11、5 100mm 250mm4.驗算帶的速度v帶dd 1n0100 1460 m / s6010006010007.64m / sVmax25m / s根據(jù) 0.7( dd 1dd 2 )a0 2(dd 1dd 2 ) ，初步確定中心距，即0.7(100250)mm245mm2 (100 250) mm 700mm為使結(jié)構(gòu)緊湊，取偏低值，a0350mm7沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）2.2 確定中心距、 V 帶長度、驗算包角1. 計算基準(zhǔn)長度Ld 12a0(dd1dd 2 ) ( dd 2dd1) 224a02350(100200)(250100)2mm243501265.57mm由表 1

12、38-8選 V 帶基準(zhǔn)長度 Ld1250mm，則實際中心距為aa0LdLd1350 12501265.57 mm22342.21mm2. 計算小帶輪包角1 180dd 2dd 1 57.3a180 250 100 57.3342.21154.881202.3 確定 V 帶根數(shù)、計算初拉力壓軸力1.V 帶的根數(shù)可用下式計算：zPd(P0P0)KKL由表 138-9查取單根 V 帶所能傳遞的功率 P0=1.3kw, 功率增量P0K b n0(11 )Ki由表 138-10查得 Kb0.7725 10 3 ，由表 138-11查得 K i1.137 ，則P0 0.772510 31460(11)kw

13、 0.136kw1.137由表 138-12查得 K0.935，由表 138-8查得 KL0.93 , 則帶的根數(shù)為zPd12.239.8P0)K K L(1.30.136) 0.935 0.93( P0取10根8沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）2. 計算初拉力由表 138-13查得 V 帶質(zhì)量 m 0.1kg / m ，則初拉力為F0500 Pd （ 2.5K） mv2帶zv帶K50012.23 （ 2.50.935） 0.1 7.642 N107.640.935139.81N3. 計算作用在軸上的壓力Q 2zF0 sin2 10 139.81 sin154.88N 2729.29N22

14、2.4 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1. 小帶輪結(jié)構(gòu)采用實心式，由表 8-14查電動機軸徑 D042 ，由表 138-15查得2e 15 0.3mm, f10 1 mm輪轂寬： L帶輪（1.5 2）D0（1.5 2） 42mm63 84mm其最終寬度結(jié)合安裝帶輪的軸段確定輪緣寬：B帶輪 （ z - 1） e2 f(101)15210mm155mm2. 大帶輪結(jié)構(gòu)采用孔板式結(jié)構(gòu)， 輪緣寬可與小帶輪相同， 輪轂寬可與軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計同步進行。9沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）第 3 章 減速器內(nèi)傳動的設(shè)計計算3.1 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1. 選擇材料、熱處理方式和公差等級考慮到帶式運輸機為一般機械，大、小錐齒

15、輪均選用45 鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理， 由表 138-17得齒面硬度 HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度 HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46. 在 30 50HBW之間。選用 8 級精度。2. 初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。其設(shè)計公式為d13 2KT11ZEZH Z Z)2(d H小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為T1 =159930·因 v 值未知， Kv 值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt =1.4由表 138-19 ，查得彈性系數(shù) ZE=189.8Mpa直齒輪，由 13 圖 9-2 查得節(jié)點區(qū)域

16、系數(shù) ZH=2.46 齒數(shù)比 =i 1=4.1取齒寬系數(shù)d =1.1初選 Z1 =23, 則 Z2=23*4.1=94.3 ，取 Z2 =95，則端面重合度為10沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）1.88 3.2(11Z1) cosZ21.88 3.2( 11 ) cos1223951.67軸向重合度為0.318 d Z1 tan0.318 1.123 tan121.71由13圖 8-3查得重合度系數(shù) Z0.775由13圖 11-2 查得螺旋角系數(shù) Z0.99許用接觸應(yīng)力可用下式公式HZNH lim/ SH 由 圖8-4e 、 a查 得 接 觸 疲 勞 極 限 應(yīng) 力 為H lim 1580

17、 pa,H lim 2390 pa小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N1=60n1 aLh=60*584*1*2*8*250*8=1.12*10N2=N1/i 1=1.12*10 9/4.1=0.27*10 99由13 圖 8-5 查得壽命系數(shù) ZN1=1，ZN2=1.14 ；由 13 表 8-20 取安全系數(shù) SH=1，則有H1Z N1H lim 1 / SH1* 580/ 1 580MpaH 2Z N 2H lim 2 / SH1.14*390/ 1 445Mpa初算小齒輪的分度圓直徑d1t ,d13 2KT11ZEZH Z Z)2( Hd321.41599304.11189.82.460

18、.7750.992mm1.14.1(445)=68.98mm3. 確定傳動尺寸1）計算載荷系數(shù)由表 138-1查得使用系數(shù) KA=1.011沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）因vd1t n168.98 584 m/sms ，1000600002.11 /60由13 圖 8-6 降低 1 級精度，按 9 級精度查得動載荷系數(shù) Kv=1.17，由13 圖 8-7 查得齒向載荷分配系數(shù) K?=1.11 ，由表 138-22 查得齒間載荷分配系數(shù) K1.2 ，則載荷系數(shù)KK AK v KK1 1.171.2 1.111.56對 d1t 進行修正因 K 與 Kt 有較大的差異，故需對 Kt 計算出的

19、d1t進行修正 ，即d = d1t3 K68.983 1.56=71.51mm1Kt1.4大端模數(shù) mmd1 cos71.51cos12，取標(biāo)Z13.04mm ，查表 138-2323準(zhǔn)模數(shù) m=3.5mm計算傳動尺寸中心距為a1mn ( Z1 Z2 )3.5 (23 95) mm 211.15mm2 cos2cos12取整 a212 ，則螺旋角為1mn ( Z1Z2）3.5(23 95)arccosarccos213.082a1212因值與初選值相差不大，故對與有關(guān)的參數(shù)不用進行修正大端分度圓直徑為d1mz13.523cos82.65mmcos13.08mz23.595d2341.38mmc

20、oscos13.08（6）齒寬為 b=d d1 =1.1*82.65mm=90.92mm取 b2 =91mmb1b2 （510） mm ，取 b1=100mm12沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）4. 校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為F2KT1 YFYSY Y F Fbmnd1K、T1、mn 和 d1 同前齒寬 bb291mm齒形系數(shù) YF 和應(yīng)力修正系數(shù)YS即當(dāng)量齒數(shù)為Zv1Z123cos3cos324.8913.08Zv2Z195cos3cos3102.8113.08由13 圖 8-8 查得 YF1=2.58,Y F2=2.28 由13 圖 8-9 查得 YS1=1.51 ，

21、YS2=1.73由13圖 8-10查得重合度系數(shù) Y0.71由13圖 11-3查得螺旋角系數(shù) Y0.87許用彎曲應(yīng)力YF limFNSF由13 圖 8-11查得壽命系數(shù)Y =Y =1, 由表 138-20查得安全系數(shù)N1N2SF=1.25，故YN1Flim 11 215F 1SF1.25172MpaF 2YN 2F lim 21 170 136MpaSF1.25F12KT1 YF YSY Y Fbmnd113沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）2 1.561599302.581.510.710.87 Mpa= 913.582.6545.61MpaF1YF 2YS2F2F1YF 1YS145.6

22、12.281.73 Mpa2.581.5146.18Mpa F 25. 計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù)1mn3.53.59mmm =coscos13.08齒頂高ha=m n=3.5mm齒根高h f =1.25mn=1.25*3.5mm=4.375mm頂隙C=0.25m=0.25*3.5mm=0.875m全齒高h=h a+hf =3.5+4.375mm=7.875mm齒頂圓直徑為da1=d1+2ha=82.65+2*3.5mm=89.65mmda2=d2+2ha=341.38+2*3.5mm=348.38mm齒根圓直徑為df1 =d1-2h f =82.65-2*4.375mm=73.9mmd

23、f2 =d2-2h f =341.38-2*4.375mm=332.63mm3.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算1. 選擇材料、熱處理方式和公差等級考慮到帶式運輸機為一般機械，大、小錐齒輪均選用45 鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理， 由表 138-17得齒面硬度 HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度 HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46. 在 30 50HBW之間。選用 8 級精度。2. 初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。其設(shè)計公式為d13 2KT21ZEZH Z Z)2(d H14沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計

24、（論文）1) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 T2=629600·2)因 v 值未知， Kv 值不能確定，可初步選載荷系數(shù) Kt =1.43)由表 138-19，查得彈性系數(shù) Z =189.8MpaE4)初選螺旋角11，由 13 圖 9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù) Z =2.46H5) 齒數(shù)比 =i 2=2.986) 取齒寬系數(shù) d =1.17) 初選 Z3=25, 則 Z4=25*2.98=74.5 ，取 Z4 =75，則端面重合度為1.88 3.2( 11 ) cosZ3Z4111.88 3.2() cos1325751.68軸向重合度為0.318 d Z1 tan0.318 1.1 25tan111

25、.708) 由13圖 8-3 查得重合度系數(shù) Z0.7759) 由13圖 11-2 查得螺旋角系數(shù) Z0.9910）許用接觸應(yīng)力可用下式公式HZN H lim / SH由13 圖 8-4e 、a 查得接觸疲勞極限應(yīng)力為H lim 1580 pa,H lim 2390 pa小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N3=60n2 aLh=60*142.44*1*2*8*250*8=2.73*10N4=N1/i 2=2.73*10 8 /2.98=9.16*10 78由13 圖 8-5 查得壽命系數(shù)ZN3=1.14 ，ZN2=1.18 ；由表 138-20取安全系數(shù)SH=1，則有H 1Z N1H lim

26、1 / SH1.14* 580/1661.2MpaH 2Z N 2H lim 2 / SH1.18* 390 / 1460.2Mpa15沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）取 H 460.2MPa初算小齒輪的分度圓直徑 d1t , 有d3t 32KT 21ZEZH Z Z)2( Hd321.46296002.981189.82.460.7750.992mm1.12.98(460.2)=109.06mm3. 確定傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù)由表 138-1查得使用系數(shù) KA=1.0因vd3t n2109.06 142.44 msms，100060000/0.81 /60由13 圖 8-6 降低 1

27、 級精度，按 9 級精度查得動載荷系數(shù) Kv=1.17，由13 圖 8-7 查得齒向載荷分配系數(shù) K?=1.08 ，由表 138-22 查得齒間載荷分配系數(shù) K1.2 ，則載荷系數(shù)KK AK v K K11.17 1.21.08 1.52（5) 大端模數(shù) md3 cos109.06 cos11，m4.28mm ，查表 138-23Z325取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m=4.25mm計算傳動尺寸中心距為a2mn ( Z1 Z2 )4.25 (25 75) mm 216.48mm2 cos2 cos11取整 a2217mm ，則螺旋角為mn (Z1Z2）4.25(25 75)arccosarccos211.682

28、a1217因值與初選值相差大，故對與有關(guān)的參數(shù)不用進行修正大端分度圓直徑為mz34.5 25d3114.88mmcoscos11.6816沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）mz44.5 75d4344.63mmcoscos11.68（6）齒寬為 b=d d3 =1.1*114.88mm=126.37mm取 b4 =127mmb3 b4（），取1=135mm5 10 mmb4. 校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為F2KT2 YFYSY YF Fbmnd3（1）K、T1、mn 和 d3 同前（2）齒寬 bb4127mm（3）齒形系數(shù) YF 和應(yīng)力修正系數(shù)YS即當(dāng)量齒數(shù)為Z325Zv3co

29、s326.62cos311.68Z475Zv4cos379.86cos311.68由13 圖 8-8 查得 YF3=2.62,Y F4=2.21, 由 13 圖 8-9 查得 YS3=1.58 ，S4Y =1.81（4）由 13圖 8-10查得重合度系數(shù) Y0.701（5）由 13圖 11-3查得螺旋角系數(shù) Y0.92（6）許用彎曲應(yīng)力FYNF limSF由13圖 8-11查得壽命系數(shù)Y =Y =1, 由表 138-20查得安全系數(shù)N1N2SF=1.25，故17沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）YN 3Flim 31215F 3172MpaSF1.25YN 4F lim 41170F 4SF

30、136 Mpa1.25F12KT2 YF YSY Y Fbmnd321.526296001.580.7010.92 Mpa2.62= 127 4.5 114.8877.83Mpa F 3YF 4YS4F4F3YF 3YS177. 83 2.21 1.81 Mpa2.62 1.5875.21MpaF 45. 計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù)1mn4.54.58mmm =coscos11.68齒頂高ha=m n=4.5mm齒根高hf =1.25mn=1.25*4.5mm=5.625mm頂隙C=0.25m=0.25*4.5mm=1.125m全齒高h=h a+hf =4.5+5.625mm=10.12

31、5mm齒頂圓直徑為da3=d3+2ha=114.88+2*4.5mm=123.88mmda4=d4+2ha=334.63+2*4.5mm=343.63mm齒根圓直徑為df3 =d3-2h f =114.88-2*5.625mm=103.63mmdf4 =d4-2h f =334.63-2*5.625mm=323.38mm3.3 齒輪上作用力的計算1. 高速級齒輪傳動的作用力18沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）（1）已知條件高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=159930Nmm，轉(zhuǎn)速 n1=584r/min ，高速級齒輪的螺旋角13.08，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪的分度圓直徑d1=82.65mm（

32、2）齒輪 1 的作用力圓周力為Ft 12T1 2159930 N 3870.05Nd182.65其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為Fr1Ft1tan3870.05tan 20N 1445.76Ncoscos13.08其方向為由力的作用點指向輪1 的轉(zhuǎn)動中心軸向力為Fa1Ft 1 tan3870.05tan13.08 N899.01N其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端法向力為Ft13870.05N 4227.89NFn1cos20 cos13.08cos cos（3）齒輪 2 的作用力從齒輪 2 各個力與主動齒輪 1 上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反2. 低速級齒輪傳動的作用力（1）已知

33、條件中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=629600Nmm，轉(zhuǎn)速 n2=142.44r/min ，低速級直齒圓柱齒輪的螺旋角11.68 。為使斜齒圓柱齒輪3 的軸向力與錐齒輪 2 的軸向力互相抵消一部分， 低速級的小齒輪右旋， 大齒輪左旋， 小齒輪分度圓直徑為d3=114.88mm齒輪 3 的作用力圓周力為 Ft 32T22 629600 N 10961Nd3114.88其方向與力作用點圓周速度方向相反19沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）徑向力為Fr 3Ft 3tan n10961tan 20N 4073.02 Ncoscos11.68其方向為由力的作用點指向輪3 的轉(zhuǎn)動中心軸向力為Fa3Ft 3 ta

34、n10961tan11.68 N2265.64 N其方向可用右手法則來確定， 即用右手握住輪3 的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向法向力為Ft 310691Fn3N 11617.52Ncos n coscos20 cos11.68齒輪 4 的作用力從動齒輪 4 的各個力與主動齒輪3 上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反20沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）第 4 章減速器裝配草圖的設(shè)計4.1 合理布置圖面該減速器的裝配圖一張A0 圖紙上，本文選擇 A0 圖紙繪制裝配圖。 根據(jù)圖紙幅面大小與減速器兩級齒輪傳動的中心距，繪圖比例定位1： 1，采用三視圖表達裝配的結(jié)構(gòu)

35、。4.2 繪出齒輪的輪廓尺寸在俯視圖上繪出錐齒輪和圓柱齒輪傳動的輪廓尺寸4.3 箱體內(nèi)壁在齒輪齒廓的基礎(chǔ)上繪出箱體的內(nèi)壁、軸承端面、軸承座端面線21沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）第 5 章軸的設(shè)計計算軸的設(shè)計和計算、軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算與軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器的選擇同步進行。5.1 高速軸的設(shè)計與計算1. 已知條件高速軸傳遞的功率p1=9.78kw, 轉(zhuǎn)矩 T1 =159930Nmm，轉(zhuǎn)速 n1=584r/min ，小齒輪大端分度圓直徑d1=82.65mm，齒輪寬度 b1=100mm2. 選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由

36、表138-26 選用常用的材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理3. 初算軸徑查表 139-8得 C=106135，取中間值 C=118，則dmin C 3P11183 9.7830.18mmn1584軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑d1>30.18+30.18* （0.03 0.05 ）mm=31.09 31.69mm取 dmin 32mm4. 結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計（2）軸段1軸段1上安裝帶輪，此段軸的設(shè)計應(yīng)與帶輪輪轂軸孔設(shè)計

37、同步進行。根據(jù)第三步的初算結(jié)果， 考慮到如該段軸徑取得大小，軸承的壽命可22沈陽工業(yè)大學(xué)應(yīng)用本科畢業(yè)設(shè)計（論文）能滿足不了減速器預(yù)期壽命的效果，定軸段1 的軸徑 d1=35mm,帶輪輪轂的寬度為（ 1.5 ） d1=52.5 7mm，結(jié)合帶輪節(jié)后L 帶輪 =6384mm，取帶輪輪轂的寬度L帶輪=70mm，軸段 的長度略小于轂孔的寬度，取L =68mm11（3）密封圈與軸段2在確定軸段2 的軸徑時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。若聯(lián)軸器采用軸肩定位， 軸肩高度 h=（0.07 0.1 ）d1=（ 0.07 0.1 ）*35mm=2.453.5mm。軸段2 的軸徑 d2=d1+2*(2.45

38、 3.5 ）mm=39.942mm，其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s，可選用氈圈油封，查表 138-27 初選氈圈 40 JB/ZQ46061997，則 d2 =40mm（4）軸承與軸段3 及軸段7 的設(shè)計考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段 3 上安裝軸承，其直徑應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為7209C，由表 1311-9得軸承內(nèi)徑 d=45mm，外徑 D=85mm,寬度 B=19mm,內(nèi)圈定位軸肩直徑 da=52mm，外圈定位內(nèi)徑 Da=78mm，在軸上力作用點與外圈大端面的距離a3=18.2mm，故取軸段3 的直徑 d3=45mm。軸承采用脂潤滑，需要用擋油

39、杯阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。 為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油杯， 軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取 ，擋油杯的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁 1-2mm，擋油杯軸孔寬度初定為 B1 =15mm，則 L3 =B+B1=19+15mm=34mm通常一根軸上的兩個軸承應(yīng)取相同的型號，則d7=40mm， L7=B+B1=33mm齒輪與軸段5 的設(shè)計軸段5 上安裝齒輪， 為便于齒輪的安裝， d5 應(yīng)略大于 d3，可初定 d5 =47mm，則由表 138-31知該處鍵的截面尺寸為b*h=14*9mm，輪轂鍵槽深度為t 1=3.8mm，則該處齒輪上齒根圓與轂孔鍵槽d f 1d5t1e22頂部的距離為( 73.9473.8) , 故該軸設(shè)計成齒輪軸，則有d5 =df1 =73