二级圆锥圆柱减速器课程设计162.5%1.6%280%155.doc
二级圆锥圆柱减速器课程设计162.5%1.6%280%155
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减速器课程设计
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二级圆锥圆柱减速器课程设计162.5%1.6%280%155,减速器课程设计
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机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 1 设计计算及说明 结果 一、设计任务书 1.1传动方案示意图 图一、传动方案简图 1.2原始数据 传送带拉力 F(N) 传送带速度 V(m/s) 滚筒直径 D（ mm） 2500 1.6 280 1.3工作条件 三班制，使用年限为 10 年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的 %5 。 1.4工作量 1、传动系统方案的分析； 2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 3、传动零件的设计计算； 4、轴的设计计算； 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核； 6、键联接和联轴器的选择及校核； 7、减速器箱体，润滑及附件的设计； 8、装配图和零件图的设计； 9、设计小结； 10、参考文献； 二、 传动系统方案的分析 传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较 贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为 8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。 三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 结果 nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 2 3 4设计计算及说明 3.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流 380V。 2、电动机容量选择： （ 1）工作机所需功率wP=FV/1000 F-工作机阻力 v-工作机线速度 -工作机效率可取 0.96 (2) 电动机输出功率dP考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 dP=wP/ 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 5243241 =0.833 1 -滚动轴承传动效率取 0.99 2 -圆锥齿轮传动效率取 0.95 -圆柱齿轮传动效率取 0.97 -联轴器效率取 0.99 5-卷筒效率取 0.96 dP= kw50 . 8 3 30 . 9 610001 . 62500 F V / 1 0 0 0 （ 3）确定电动机的额定功率edP因载荷平稳，电动机额定功率edP略大于dP即可。所以可以暂定电动机的额定功率为 5.5Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 wn=60 1000V/ D=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/min 由于两级圆锥 -圆柱齿轮减速器一般传动比为 8-15，故电动机的转速的可选范围为 1dn 2dn=(8-15）wn=873.6 1638r/min。 可见同步转速为 1000r/min ， 1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为 1000r/min ， 1500r/min 的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。 F=2500N V=1.6m/s =0.833 dP=5kw edP=5.5kw wn=109.2 r/min nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 3 2设计计算及说明 结果 表 2 电动机方案比较表（指导书 表 19-1） 方案 电 动 机 型号 额 定 功 率（ kw） 电动机转速（ r/min） 电 动 机质量（ kg） 传动装置总传动比 同步 满载 1 Y132M2-6 5.5 1000 960 73 8.79 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 43 13.19 由表中数据可知，方案 1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案 1，选定电动机型号为 Y132M2-6 3.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比 /mwi n n=960/109.2=8.79 2、分配各级传动比 高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约 i.i 2501 ，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 1i =2.2 2i =4 3.3计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） n 0/inm=960r/min n1/ in=960/202=436.36r/min nn/2i =436.36/4=109.2r/min IVn n=109.2r/min 2、各轴输入功率 I edPP 4=4.95kw 1II IPP. =4.655kw 23III IIPP =4.47kw IVP=IIIP. 41. =4.38kw 3、各轴转矩 9550IIIPT n=49.24N.m 选 Y132M2-6型电动机 1i =2.2 2i =4 n =960 n=436.36 IVn n=109.2r/min IP=4.95 kw IIP=4.65 kw IIIP=4.47 kw IVP=4.38 kw nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 4 设计计算及说明 结果 9550IIIIIIPT n=101.88N.m 9550IIIIIIIIIPT n=390.92N.m 9550IVIVIVPT n=383.04N.M 将计算结果汇总列表如下 表 3 轴的运动及动力参数 项目 电动机轴 高速级轴 I 中间轴 II 低速级轴III 工作机轴IV 转速（ r/min） 960 960 436.36 109.2 109.2 功率（ kw） 5 4.95 4.655 4.47 4.382 转矩(Nm ) 49.76 49.24 101.88 390.92 383.04 传动比 1 2.2 4.0 1 效率 0.99 0.94 0.96 0.98 四、传动零件的设计计算 4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计 （主要参照教材 机械设计（第八版） 已知输入功率为IIP=4.655kw、小齿轮转速为n=436.36r/min、齿数比为 4。工作寿命 10 年（设每年工作 300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。（ GB10095-88） （ 2）材料选择 由机械设计（第八版）表 10-1 小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。 （ 3)选小齿轮齿数 22z1 ,则大齿轮齿数 88z4z 12 初选螺旋角14 。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 小齿轮： 40Cr（调质） 280 HBS 大齿轮： 45钢（调质） 240 HBS 7级精度 nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 5 设计计算及说明 结果 2131 )(12HEHdtt ZZuuTKd （ 1） 确定公式内的各计算数值 1） 试选载荷系数1tk=1.6 2） 查教材图表（图 10-30）选取区域系数HZ=2.435 3） 查教材表 10-6选取弹性影响系数EZ=189.8 12MPa 4） 查教材图表（图 10-26）得 1a=0.765 2a=0.88 12a a a =1.645 5） 由教材 公式 10-13 计算应力值环数 N1 =60n1 jhL=60 436.36 1（ 3 8 300 10） =1.885 109 h N2 =0.471X109 h 6） 查教材 10-19图 得： K1=0.9 K2=0.95 7） 查取齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 650Mpa Hlim2 550Mpa 8） 由教材表 10-7查得齿宽 系数d=1 9） 小齿轮传递的转矩1T=95.5 105 22/nP =9550X4655/436.36=101.88N.m 10） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式（ 10-12）得 : H 1 =SK HHN 1lim1=0.9 650=585 MPa H 2 =SK HHN 2lim2=0.95 550=522.5 MPa 许用接触应力为 M PaHHH 75.5532/)( 21 （ 2） 设计计算 1） 按式计算小齿轮分度圆直径1td2131 )(12HEHdtt ZZuuTKd = mm67.55)75.5538.189435.2(45645.1110188.106.12 243 2） 计算圆周速度 100060V 11nd t1.27m/s 1tk=1.6 HZ=2.435 EZ=189.8 a=1.645 K1=0.9 K2=0.95 Hlim1 650 Mpa Hlim2 550Mpa d=1 T=101.88N.m H = 553.75 MPa V=1.27m/ nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 6 3） 计算齿宽 b及模数ntm设计计算及说明 结果 b=d 1td=1.5567=55.67mm ntm=mmZd t 455.222 14c o s67.55c o s11 4) 计算齿宽与高之比 hb 齿高 h= ntm25.2=2.25 2.455=5.24mm hb = 24.567.55 =10.62 5) 计算纵向重合度=0.318d 1Ztan =0.318X1X22tan 14 =1.744 6) 计算载荷 系数 K 系数AK=1，根据 V=1.27m/s， 7级精度查图表（图 10-8）得动载系数vK=1.08 查教材图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数HFKK=1.4 由教材图表 (表 10-4）查得1HK=1.420 查教材图表（图 10-13）得1FK=1.32 所以载荷系数 A V H HK K K K K=2.147 7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径1d3ttKddK= mm4.616.1147.267.55 3 8) 计算模数1nmnm= mmZd 7.22214c o s4.61c o s11 3、 按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式nm )(c o s212213FSFadYYZYKT 设计 （ 1） 确定公式内各计算数值 1） 计算载荷系数 A V F FK K K K K=1.99 2） 根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图 10-28）查得螺旋影响系数 Y=0.88 3） 计算当量齿数 ntm=2.455 hb=10.62 =1.744 HFKK=1.4 1HK=1.420 1FK=1.32 1d=61.4mm 1nm=2.7 mm 1VZ=24.08 nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 7 3cos1v1 ZZ =24.08 设计计算及说明 结果 3322 / c o s 8 8 / c o s 1 4VZZ =96.33 4） 查取齿形系数 查教材图表（表 10-5）1FY=2.6476 ，2FY=2.18734 5） 查取应力校正系数 查教材图表（表 10-5）1SY=1.5808 ，2SY=1.78633 6） 查教材图表（图 10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限1FE=520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限2FE=400MPa 。 7） 查教材图表（图 10-18）取弯曲疲劳寿命系数 K1FN=0.85 K2FN=0.88 8） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 F N F EF K S 得 F 1 = 71.3154.1 52085.011 SK FFFN F 2 = 43.2514.1 40088.022 SK FFFN 9） 计算大、小齿轮的 FSFYY，并加以比较 01326.071.3155808.16476.2 1 11 FSF FY 01554.043.25178633.118734.2 2 22 FSF FY 大齿轮的数值大 .选用 . （ 2） 设计计算 1） 计算模数 mmmmmn 87.1645.12210 1 5 5 4.014c o s88.010188.1099.122243 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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的 能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按 GB/T1357-1987圆整为标准模数 ,取 mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 =61.4mm 来计算应有的齿数 . 2VZ=96.33 1FY=2.6474 2FY=2.187 1SY=1.5808 2SY=1.7863 1FNK=0.85 2FNK=0.88 1FE=315.7 2FE=251.4 mn=2mm z1 =30 nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 8 2）计算齿数 z1=nm 14cos4.61 =29.78 取 z1 =30 那么 z2 =4 30=120 设计计算及说明 z2 =120 结果 4、几何尺寸计算 （ 1） 计算中心距 a=cos2 )( 21 nmzz = 14cos2 2)12030( =155mm （ 2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 3353141552 212030a r c c o s2 21 )( )m( n因 值改变不多 ,故参数,k,hZ等不必修正 . （ 3） 计算大 .小齿轮的分度圆直径 d1 = 5 9 2 5.14c o s 230c o s1 nmz=62mm d2 = 5 9 2 5.14c o s 21 2 0c o s2 nmz=248mm （ 4） 计算齿轮宽度 B= mmmmd 626211 622B 671B （ 5） 结构设计 小齿轮（齿轮 1）齿顶圆直径为 66mm 采用实心结构 大齿轮（齿轮 2）齿顶圆直径为 252mm 采用腹板式结构 其 零件图如下 a=155mm = 335314 d1 =62mm d2 =248mm 671B 622B 结果 nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 9 图二、斜齿圆柱齿轮 设计计算及说明 4.2直齿圆锥齿轮传动设计 （主要参照教材 机械设计（第八版） 已知输入功率为IP=4.95kw、小齿轮转速为 n =436.36r/min、齿数比为 2.2由电动机驱动。 工作寿命 10 年（设每年工作 300 天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1） 圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88） （ 2） 材料选择 由机械设计（第八版）表 10-1 小齿轮材料可选为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料取 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差40HBS。 （ 3)选小齿轮齿数 25z1 ,则大齿轮齿数 55z2.2z 12 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： 1td 3 2122 . 9 2 (1 0 . 5 )EF R RZ K Tu （ 1） 、确定公式内的各计算值 1） 试选载荷系数1tk=1.8 2） 小齿轮传递的转矩1T=95.5 105 11/nP =49.24KN.Mm 3） 取齿宽系数 0.35R 4） 查图 10-21 齿面硬度得 小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限 Hlim2 550Mpa 5） 查表 10-6选取弹性影响系数EZ=189.8 12MPa 6） 由教材 公式 10-13 计算应力值环数 N1 =60n1 jhL=60 960 1（ 3 8 300 10=4.1472 109 h N2 =0.471 109 h 7)查教材 10-19图 得： K1=0.89 K2=0.9 8)齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式（ 10-12）得 : 25z1 55z2 1tk=1.8 0.35R 89.0K 1HN K2=0.9 H 1 = nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 10 H 1 =SK HHN 1lim1=0.89 650=578.5 MPa 设计及设计说明 578.5MPa 结果 H 2 =SK HHN 2lim2=0.9 550=495MPa （ 2） 设计计算 1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入 H中的较小值得 1td mm22.852.235.05.0135.0 49208.1495 8.18992.2 3 22 2） 计算圆周速度 V 100060V 11nd t4.28m/s 3） 计算载荷系数 系数AK=1，根据 V=4.28m/s， 7级精度查图表（图 10-8）得动载系数vK=1.15 查图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数HFKK=1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表 10-9 得 HbK =1.25 的FH KK =1.5X1.25=1.875 得载荷系数 A V H HK K K K K=2.156 4） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 3ttKddK= mm5.908.1156.222.85 3 5）计算模数 M mm62.325 50.90zd 11 m 3、 按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m 312 2 214( 1 0 . 5 ) 1F a S aFRRYYKTzu （ 1） 确定公式内各计算数值 1） 计算载荷系数 A V F FK K K K K=1X1.15X1X1.875=2.159 2） 计算当量齿数 H 2 =495MPa 1td=85.22mm V=4.28m/s K=2.156 Mt =3.62mm K=2.159 nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 11 11v1 cosZZ =27.4 设计及设计说明 结果 22v2 cosZZ =133.5 3） 由教材表 10-5 查得齿形系数 562.21 FY1532.22 FY应力校正系数 604.11 SY8168.12 SY4) 由教材图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE MP5201 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限aFE MP4002 5) 由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K1FN=0.83 K2FN=0.85 6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，得 F 1 =aFEFN MPSK 28.3084.1 52083.011 F 2 =aFFFN MPSK 86.2424.1 40085.022 7) 计算大小齿轮的 FSaFaFY,并加以比较 0133.028.308604.1562.2 1 11 FSaFa FY 0 1 6 1 0 7.086.2428168.115.2 2 22 FSaFa FY 大齿轮的数值大 ,选用大齿轮的尺寸设计计算 . （ 2） 设计计算 mmmmm 668.212.22535.05.0135.0016107.049240156.242223 取 M=2.75mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 m=2.75mm 但为 了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分562.21 FY1532.22 FY604.11 SY8168.12 SYaFE MP5201 aFE MP4002 K1FN=0.83 K2FN=0.85 M=2.75mm nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 12 度圆直径 d1 =90.50mm 来计算应有的齿数 . 设计及设计说明 结果 计算齿数 z1= m1d33 取 z1 =33 那么 z2 =2.2 33=73 4、计算几何尺寸 （ 1） d1 = 3375.21 mz =90.75 （ 2） d2 = 7375.22 mz =200.75 （ 3） 211 ddarccot=24. 039124325 （ 4） 03046590 12 （ 5） 65.109212.2d21dR 2121 mm （ 6） RRb =38.37 圆整取 2B =36mm 1B =41mm （ 7） 机构设计 小锥齿轮（齿轮 1）大端齿顶圆直径为 95.76mm 采用实心结构 其 零件图如下 大锥齿轮（齿轮 2）大端齿顶圆直径为 203mm 采用腹板式结构 z1 =33 2z =33 d1 =90.75 d2 =200.75 0391241 0304652 R=109.65mm 1B =41mm 2B =36mm nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 13 图三、直齿锥齿轮 设计计算及说明 结果 五、 轴的设计计算 5.1 输入轴（ I 轴 )的设计 1、求输入轴上的功率IP、转速 n 和转矩TIP=4.95 kw n =960r/min T=49.24N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 mm87.745.01dd R11m ）（ 则 NdTFtm 35.131587.744924022 1 N25.436F t . t a n 2 0Fr 1 co s N19.197s inF t . t a n 2 0F 1 圆周力 tF 、径向力 rF 及轴向力 aF 的方向如图二所示 图四、输入轴载荷图 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢（调质），根据机械设计Ft=1315.35N Fr=436.25N Fa=197.19N nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 14 （第八版）表 15-3，取 0 112A ，得 设计计算及说明 结果 35.1996095.4112nPAd 33II0m i n mm 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 12d ，为了使所选的轴直径 12d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 2ca AT K T ，查机械设计（第八版）表 14-1，由于转矩变化很小，故取 1.3AK ，则 2ca AT K T =1.3X49.24=64012N.Mm 查机械设计课程设计表 14-4，选 Lx3 型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m，而电动机轴的直径为 38mm所以联轴器的孔径不能太小。取 12d =30mm，半联轴器长度 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 60mm。 4、轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件的装配方案（见图五） 图五、输入轴轴上零件的装配 （ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 为了满足半联轴器的轴向定位， 12段轴右端需制出一轴肩，故取 23 段的直径mm37d 23 。左端用轴端挡圈定位， 12段长度应适当小于 L所以取 12L =58mm 2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 mm37d23 ，由机械设计课程设计表 13-1中初步选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30308，其尺寸为 12d =30mm mm37d 23 12L =58mm mm40d 43 nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 15 T D d 40mm 90mm 25.25mm所以 mm40d43 而34L=25.25mm 设计计算及说明 34L=25.25mm结果 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表 13-1查得 30308型轴承的定位轴肩高度 mm49d a，因此取 mm49d45 3）取安装齿轮处的轴段 67 的直径 mm35d67 ；为使套筒可靠地压紧轴承， 56段应略短于轴承宽度，故取56L=24mm， mm40d56 4）轴承端盖的总宽度 为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 30l mm ，取23L=50mm。 5） 锥齿轮轮毂宽度为 50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 mm61L67 由于2baLL ，故取 mm98L45 （ 3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 mm35d67 由机械设计（第八版）表6-1 查得平键截面 mmmmhb 810 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，同时为保 证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67nH；同样，半联轴器处平键截面为 mmmmmmlhb 50810 与轴的配合为67kH；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k5。 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45，轴肩处的倒角可按 R1.6-R2适当选取。 5、求轴上的载荷（ 30308型的 a=19.5mm。所以俩轴承间支点距离为 109.5mm 右轴承与齿轮间的距离为 54.25mm。）（见图四） 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NF NH 65.6511 NF NV 13.2161 NFNH 19672 NF NV 38.6522 弯矩 M mmNM H .7.71357 mmNMv .6.714351 mmNMv .2.77892 mm49d45 mm35d67 56L=24mm ，mm40d56 23L=50mm mm61L67 mm98L45 nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 16 设 计计算及说明 总弯矩 22 6.714357.71357 M =100970.1N.mm 扭矩 T T=49.24N.M 结果 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6 ，轴的计算应力为 32222401.0)6.049240(1.1 0 0 9 7 0)( XWTM Ica = 16.44Mpa 前已选定轴的材料为 45 钢（调质），由机械设计（第八版）表 15-1 查得 116 0 , caM P a ，故安全。 5.2 输出轴（ II 轴）的设计 1、求输出轴上的功率IIIP、转速n和转矩 IIT IIIP=4.47 kw n=109.2r/min IIT =390.92N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 mmmzd 248 而 NdTFt 58.315224839092022 N69.1185Ft .t a n 2 0Fr co s N74.820F t.ta nF 圆周力 tF 、径向力 rF 及轴向力 aF 的方向如图六所示 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢（调质），根据机械设计（第八版）表 15-3，取 0 112A ，得 mm6.382.10947.4112nPAd 33I I II I I0m i n M=2.0mm 335314 Ft=3152.58N Fr=1185.69N Fa=820.74N mmd 6.38min nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 17 MaTMHMVMVMMT输出轴的最小直径为安装联轴器的直径 12d ，为了使所选的轴直径 12d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 TKT Aca ，查机 设计计算及说明 结果 械设计（第八版）表 14-1，由于转矩变化很小，故取 1.3AK ，则 图六、输出轴的载荷图 TKT Aca =13 390.92=508.196N.M 查机械设计课程设计表 14-4选 Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为 1250N.M 半联轴器的孔径 1 40d mm ，所以取 21d 40mm，半联轴器长度 L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm。 4、轴的结构设计 （ 1) 拟定轴上零件的装配方案（ 见图七） 图七、输出轴轴上零件的装配 21d 40mm nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 18 （ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位， 1段轴左端需制出一轴肩，故取 2-3段的 设计计算及说明 结果 直径 23 47d mm ， 1段右端用 轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长 度 1 84L mm ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 1-2段的长度应比 1L 略短些，现取 1282l mm 。 2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 23 47d mm ，由机械设计课程设计表 13-1中初步选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30310，其尺寸为5 0 1 1 0 2 9 . 2 5d D T m m m m m m ， 3 4 7 8 50d d m m，因而可以取 34 29.25l mm 。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表13-1查得 30310 型轴承的定位轴肩高度 mm60d a，因此取 54d60mm。 3） 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 62mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂 宽度，故取 76l 58mm齿轮的轮毂直径取为 55mm所以 76d55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 0.07hd ，故取 4h mm ，则轴环处的直径为 56 63d mm 。轴环宽度1.4bh ，取 568l mm 。 4） 轴承端盖的总 宽度为 20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 30l mm 故 2350l mm 5） 齿轮距箱体内比的距离为 a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为 c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离 s=8mm。可求得 87l 57.25mm 54l 86mm （ 3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按 67d 由机械设计（第八 23 47d mm 1282l mm 43d 50mm 87d 50mm 3429.25l mm 54d 60mm 76l 58mm 76d 55mm 5663d mm 568l mm 2350l mm 87l 57.25mm 54l 86mm nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 19 版）表 6-1查得平键截面 1 6 1 0b h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 设计计算及说明 结果 67nH；同样半联轴器与轴的连接，选用平键 1 2 8 7 0m m m m m m，半联轴器与轴的配合为67kH，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m5。 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45，轴肩处的倒角可按 R1.6-R2适当选取。 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得 30310型的支点距离a=23mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为 L1=61.25mm， L2=131.25mm。做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处 的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下： 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6 ，轴的计算应力 32222551.0)6.03 9 0 9 2 0(1 5 5 0 5 0)( XWTM I I Ica =16.9mpa 前已选定轴的材料为 45 钢（调质），由机械设计（第八版）表 15-1 查得 116 0 , caM P a ，故安全。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F NF NH 49.21491 NF NV 1.13371 NF NH 09.10032 NF NV 41.1512 弯矩 M mmNM H .131655 mmNMv .818971 mmNMv .198722 总弯矩 22 8 1 8 9 71 3 1 6 5 5 M =155050N.mm 扭矩 T IIT =390.92N.M nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 20 7、精确校核轴的疲劳强度 （ 1） 判断危险截面 设计计算及说明 结果 由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。 （ 2） 截面右侧校核 抗弯截面系数 333 7.25004631.01.0 mmdW 抗扭截 面系数 333 4.50009632.02.0 mmdWt 截面右侧弯矩 mNMMM VH .713.10222 截面上的扭矩 IIT =390.92N.M 截面上的弯曲应力 102713 4 . 1 12 5 0 0 4 . 7b M M P aW 截面上的扭转切应力 390920 7 . 8 25 0 0 0 . 9 4TTT M P aW 轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-1查得 640b M Pa 1 275M P a 1 155M Pa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计（第八版）附表 3-2查取。因 2.0 0.03163rd ， 63 1.1555Dd ，经插值后查得 2.19 1.545 又由机械设 计（第八版）附图 3-2可得轴的材料敏感系数为 0.82q 0.85q 故有效应力集中系数为 1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 ( 2 . 1 1 1 ) 1 . 9 11 ( 1 ) 1 0 . 8 5 ( 1 . 5 4 5 1 ) 1 . 4 6kq nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 21 由机械设计（第八版）附图 3-2的尺寸系数 0.69 ，扭转尺寸系数 0.83 。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图 3-4 得表面质量系数为0 .9 2 设计计算及说明 结果 轴未经表面强 化处理，即 1q ，则综合系数为 1 1 . 9 1 11 1 2 . 8 60 . 6 9 0 . 9 21 1 . 4 6 11 1 1 . 8 50 . 8 3 0 . 9 2kKkK 又取碳钢的特性系数为 0.1 0.05 计算安全系数 caS 值 112752 3 . 42 . 8 6 4 . 1 1 0 . 1 01552 0 . 8 62 . 7 8 2 . 7 81 . 8 5 0 . 0 5222 3 . 4 2 0 . 8 61 5 . 5 7 1 . 5 2 2 2 3 . 4 2 2 0 . 8 6 2amamcaSKSKSSSSSS 故可知安全。 （ 3） 截面左侧 抗弯截面系数 333 5.1 6 6 3 7551.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333 33275552.02.0 mmdWt 截面右侧弯矩 mNMMM VH .713.10222 截面上的扭矩 IIT =390.92N.M 截面上的弯曲应力 nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 22 102713 6 . 1 71 6 6 3 7 . 5b M M P aW 截面上的扭转切应力 390920 1 1 . 7 533275TTT M P aW 设计计算及说明 结果 过盈配合处取 0.8kk3.14k 则 2.51k 故有效应力集中系数为 又取碳钢的特性系数为111 3 . 1 4 1 3 . 2 30 . 9 2111 2 . 5 1 1 2 . 60 . 9 2kKkK 计算安全系数 caS 值 112751 3 . 83 . 2 3 6 . 1 71559 . 9 61 1 . 7 5 1 1 . 7 51 . 8 5 0 . 0 5221 3 . 8 9 . 9 68 . 0 7 1 . 5 2 2 1 3 . 8 2 9 . 9 6 2amamcaSKSKSSSSSS 故可知安全。 5.3 中间轴（ II轴）的设计 1、求输入轴上的功率 P、转速 n和转 矩 T 4.655P kw n =436.36r/min T =101.88N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 mmmzd 62 mmmzd 62 335314 nts 机械设计课程设计：二级圆锥 -圆柱齿轮减速器设计 23 11111212 2 1 0 1 8 8 0328662t a n t a n 2 03 2 8 6 1 2 3 6c o s c o s 1 4 3 5 3 3 t a n 3 2 8 6 t a n 1 4 3 5 3 3 8 5 5 . 6tnrtatTFNdF F NF F N 已知圆锥直 齿轮的平均分度圆直径 设计计算及说明 1113286.51236855.6traFNFN结果 2 22(1 0 . 5 ) (1 0 . 5 ) 2 . 7 5 7 3 (1 0 . 5 0 . 3 5 ) 1 6 5 . 6m R t Rd d m Z m m 22222232 2 1 0 1 . 8 8 1 2
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