二级圆锥圆柱减速器课程设计301.4%0.85%641%292
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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301.4%0.85%641%292,减速器课程设计
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浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 1 Zhejiang Ocean University 机械课程设计说明书 班级： A04 机械（ 2）班 学号 ： 040101206 姓名： 岑剑锋 指导老师： 顾平灿 nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 2 目 录 第一节 设计任务 -(3) 第二节 电动机的选择和计算 -(4) 第三节 齿轮的设计和计算 -(7) 第四节 箱体的设计计算 - - (16) 第五节 轴的设计和校核 - -(18) 第六节 键的校核 -(28) 第八节 设计结果附录 -(32) 第九节 小结 -(34) nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 3 第一节 设计任务 带式运输送机的原理是由电动机通过圆柱 -圆锥齿轮减速器给输送机工作轴传力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下： 1、 原始数据 1) 运输带工作拉力为 1.4kN； 2) 运输带工作速度为 0.85m/s； 3）滚筒直径 D641mm； 4) 滚筒效率 0.95 5) 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35 度 7）使用折旧期 10 年， 4 年大修一次； 8）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产 2.参考传动方案 nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 4 第二节 电动机的选择 1、选择电动机的类型 按已知工作要求和条件范围选用 Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠 笼型三相异步电动机。 2、确定电动机功率 工作所需电动机功率1000dFVp a查机械设计手册中的机械传动效率表可得：两级圆锥 -圆柱减速器的效率为 0.94 给定的设计参数 F=1400N， v=0.85m/s 所以， 1 4 0 0 0 .8 51000p =1.19kw 电动机的输出功率d pp ，其中 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 ： 2 4 21 2 3 4a g g g其中连轴器效率 1 =0.99，滚子轴承效率 2 =0.98， 7级精度齿轮传动效率3=0.97，滚筒滚动效率4=0.95，得： 2 4 20 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 7 0 . 9 5 0 . 8 0a 电动机所需工作功率为： P P / 1.190.80 1.49kW 因工作载荷稳定，电动机额定功率mp只需大于0p即可mp=（ 11.3）0pnts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 5 所以查 Y 系列三相异 步电动机技术数据表选电动机的额定功率为 1.49KW （ 3）确定电动机转速 卷筒轴作为工作轴，其转速为： 46 1 0 vnD gg= 46 10 0.853.14 641=25.34r/min 经查表按推荐的传动比合理范围， 1级圆锥齿轮减速器传动比 i1 2 3，二级圆柱齿轮传动比 i28 40，则总传动比合理范围为 i 16120，电动机转速的可选范围为 n i n（ 16120） 25.34（ 4503041） r/min。 符合这一范围的同步转速有 750， 1000， 1500 和 3000 r/min 根据容量和转速，由有关手册查出有三种传动比方案： 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L 6 的三相异步电动机，额定功率为 1.5kW，满载转速 n 940 r/min，同步转速1000r/min。 其主要性能如下： 型号 额定功率 KW 满载时 起 动 电 流额 定 电 流起 动 转 矩额 定 转 矩最 大 转 矩额 定 转 矩转速 r/min 电流（ 380v 时 ） A 效率 % 功率因数 % Y100L 6 1.5 940 6 77.5 74 6 2 2 方案 电动机型号 额定功率 电动机转速 r/min 电动机重量 N 同步转速 满载转速 1 Y100L 6 1.5kw 1000 940 350 2 Y90S-2 1.5kw 3000 2840 220 3 Y90L-4 4.0kw 1500 1400 270 nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 6 电动机的外形如图 : 3、 传动装置的总传动比和传动比分配 （ 1） 总传动比 由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 ia n /n 94025.34 37.10 （ 2） 传动装置传动比分配 i i i 式中 i ， i 分别为减速器的高速级齿轮和低速级齿轮的传动比。高速级齿轮的传动比取 i 2.5，则低速级齿轮的传动比为 i i / i 37.10/2.5 14.84。 四 .传动装置运动和动力参数的计算 （ 1）各轴转速 n n 940/min n n/i1 940/2.5 376 r/min n n / （ i i ） 376/14.84=25.34r/min 工作轴： n= n =25.34r/min （ 2） 各轴输入功率 P P 1 1.49 0.99 1.48kW nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 7 P P 3 2 1.48 0.98 0.97 1.41 kW P P 3 2 1.41 0.98 0.97 1.34Kw 工作轴： p= P2 1=1.34 0.98 0.99=1.30Kw （ 3） 各轴输入转矩 轴 T 9550 P / n =9550 1.48/940=15.04kNm 轴 T 9550 P / n =9550 1.41/376=35.81 kNm 轴 T 9550 P / n =9550 1.34/25.34=505.01kNm 工作轴 T=9550 1.30/25.34=489.94kNm 运动和动力参数计算结果整理于下表 电动机轴 轴 轴 轴 工作轴 转速（ r/min） 940 940 376 25.34 25.34 功率 P(kw) 1.49 1.48 1.41 1.34 1.30 转距 T(Ng m) 15.19 15.04 35.81 505.01 489.94 传动比 i 1 2.5 18.84 1 效率 0.99 0.97 0.95 0.94 第三节 .齿轮的设计计算 （一）高速级齿轮传动的设计计算 、齿轮材料，热处理及精度 1）按照输送机构的传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动 2）输送机为一般工作机器，故选用 7级精度（ GB10095-88）。 3）材料的选择： 查机械手册表选择小齿轮材料为 40Cr钢，硬度 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 240HBS。二者材料硬度差 40HBS。 4）选小齿轮齿数 Z1 =25，大齿轮 Z 112 zi =2.5 25 62.5 取整得 Z2=63。 2、按齿面接触强度计算：由计算公式 d 2131 22 . 9 3 ( ) (1 0 . 5 )tEtH R RKTZu 进行计算 轴 名 参 数 nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 8 确定公式内的各计算值： 试选定载荷系数 tK1.3 计 算小齿轮的转距： 5 42229 5 . 5 1 0 1 . 4 89 5 . 5 1 . 5 0 4 1 0940P NT nm 查表选得： 齿宽系数 0.3d 由查表得，材料的弹性影响系数 218.189 MPZ E 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限 ,60 01 MPaHLIM 大齿 轮的,55 01 M P aH L IM (6)由公式计算压力循环次数， N1 =60hjLn1=60 99 4 0 1 ( 2 8 3 0 0 1 0 ) 2 . 7 1 1 0 N2 = 992 . 7 1 1 0 / 2 . 5 1 . 0 8 2 1 0 查得接触疲劳寿命系数 K1 1HN,K2 1HN 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1，安全叙述为 S=1，可得， H 1 = 11 6 3 3 . 1 5H N H I MK M P aS H 2 = 22 5 0 9 . 5 5H N H I MK M P aS 2） 计算： 计 算 小 齿 轮 的 分 度 圆 直 径 ,1td代入 H 中 的 较 小 值 ，d 2131 22 . 9 3 ( ) (1 0 . 5 )tEtH R RKTZu = 3221 . 3 1 5 0 4 0 1 8 9 . 82 . 3 9 ( ) 6 3 . 80 . 3 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 2 . 5 5 0 9 mm g(2)计算圆周速度 v v 11 3 . 1 4 6 3 . 8 9 4 0 3 . 1 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdn ms (3)计算载荷系数：根据 v=3.14m/s ， 7级精度，查得动载系数 Kv=1.56 查得使用系数： K 1.25A查得 7级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：K 2 2 31 . 1 5 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 3 1 1 0H d d b （ ）代入数据得： Kh=1.88 有由 b/h=10.666， 1.88HK ，查表得， KF=1.88 故载荷系数 K=KA KVKHKF=1.25 1 . 5 6 1 . 8 8 1 . 8 8 6 . 8 9 (4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 9 d311tt KKd = 31 6 . 8 96 3 . 8 6 3 . 7 51 . 5 6 mm 大齿轮齿数2z 5 2 6 2c i d其中 c=18（因为两齿轮齿面硬度都小于 350HBS） 21 2 . 5 6 3 . 7 5 1 5 9 . 3 7 5d i d mm 5 2 62 1 8 2 . 5 1 5 9 . 3 7 5 6 2 . 1z 取 2z =63 1z =62.1/2.5=24.8取为 25 齿数比 u=63/25=2.52 而之前设定的传动比为 2.5 与设计要求传动比的误差为 2 . 5 2 2 . 5 0 . 8 %2 . 5 在误差允许范围内 （ 5）模数 大端模数 =11/ 6 3 . 7 5 / 2 5 2 . 5 5dz 对比此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.55并就近圆整为标准值 m=3mm （ 6）分度圆直径：11 2 5 3 7 5d z m m m 22 6 3 3 1 8 9d z m m m (7)节锥顶距 221213 2 5 6 31 ( ) 1 ( ) 1 0 1 . 6 6 92 2 2 5m z zR m mz （ 8）节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等） 1 11a r c t a n a r c t a n 2 1 . 6 4 4 42 . 5 2u 219 0 6 8 . 3 5 5 6 （ 9）大端齿顶圆直径 : 小齿轮 1 1 12 c o s 7 5 2 3 c o s 2 1 . 6 4 4 4ad d m mm 大齿轮 2 2 22 c o s 1 8 9 2 3 c o s 6 8 . 3 5 5 6 1 8 9 . 7 1 ad d m mm （ 10）齿宽 0 . 3 1 0 1 . 6 6 9 3 0 . 5RbR g取1231b b m m（ 11）两个圆锥直齿的具体数据如下： 1）齿轮 1 的材料及热处 理 材料名称 40Cr 热处理 调质 nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 10 硬度范围 235 275(HBS) 硬度取值 275 (HBS) 接触强度极限应力 b(H1) 733 (N/mm2) 接触强度安全系数 S(H1) 1.10 弯曲强度极限应力 b(F1) 299 (N/mm2) 弯曲强度安全系数 S(F1) 1.40 齿轮 2 的材料及热处理 材料名称 45 热处理 调质 硬度范围 217 255(HBS) 硬度取值 240 (HBS) 接触强度安全系数 S(H2) 1.10 弯曲强度极限应力 b(F2) 231 (N/mm2) 弯曲强度安全系数 S(F2) 1.40 弯曲强度许用应力 (F2) 316 (N/mm2) 2）、齿轮基本参数 (mm) - 项目名称 齿轮 1 齿轮 2 - 1. 大端模数 m 3.00 - 2. 齿 数 z 25 63 - 3. 大端分度圆直径 de 75.00 187.50 - 4. 分锥度（度） 21.6444 68.3556 - 5. 切向变位系数 xt 0.00 0.00 - 6. 法向变位系数 x 0.00 0.00 - 7. 外锥距 Re 101.67 nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 11 - 8. 齿宽系数 R 0.30 - 9. 齿 宽 B 30.50 - 10. 轴线夹角 90.0000 （度） - 11. 顶 隙 不等顶隙 - 12. 平均分度圆直径 dm 63.75 159.38 - 13. 中锥距 Rm 86.42 - 14. 平均模数 Mm 2.55 - 15. 齿顶高 Ha 3.00 3.00 - 16. 齿根高 Hf 3.60 3.60 - 17. 齿顶角 a（度） 1.6902 1.6902 - 18. 齿根角 f（度） 2.0279 2.0279 - 19. 顶锥角 a（度） 23.3346 70.0457 - 20. 齿顶角 f（度） 19.6165 66.3276 - 21. 齿顶圆直径 da 80.58 189.71 - 22. 冠顶距 AK 92.64 34.71 - 23. 大端分度圆齿厚 s 4.71 4.71 - 24. 大端分度 圆法向弦齿厚 s 4.71 4.71 - 25. 大端分度圆法向弦齿高 hn(_) 3.03 2.98 nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 12 - 26. 当量齿数 zv 26.90 169.45 - 27. 导圆半径 r 0.00 - 28. 端面重合度 v 1.76 - 29. 轴向重合度 v 0.00 - 30. 法向重合度 v n 1.76 - 31. 中点分度圆的切向力 Ft 449.36 - 32. 径向力 Fr 152.02 60.33 - 33. 轴向力 Fx 60.33 152.02 - 34. 齿轮速度 Vm 3.14 - 3）、接触强度、弯曲强度校核结果和参数 1. 齿轮 1 接触强度许用应力 H1 633.15 (N/mm2) 2. 齿轮 2 接触强度许用应力 H2 509.55 (N/mm2) 3. 接触强度计算应力 H 464.55 (N/mm2) 满足 4. 齿轮 1 弯曲强度许用应力 F1 409.45 (N/mm2) 5. 齿轮 1 弯曲强度计算应力 F 78.48 (N/mm2) 满足 6. 齿轮 2 弯曲强度许用应力 F2 315.89 (N/mm2) 7. 齿轮 2 接触强度计算应力 F 78.27 (N/mm2) 满足 4） 1. 圆 周 力 Ft 449.36 (N) 2. 齿轮线速度 Vm 3.14 (m/s) 3. 使用系数 Ka 1.25 4. 动载系数 Kv 1.56 5. 齿向载荷分布系数 Khb 1.88 nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 13 6. 齿间载荷分布系数 Kha 1.20 7. 是否修形齿轮 否 8. 节点区域系数 Zh 2.50 9. 材料的弹性系数 ZE 189.80 10. 接触强度重合度系数 Ze 0.86 11. 接触强度螺旋角系数 Zb 1.00 12. 重合、螺旋角系数 Zeb 0.86 13. 锥齿轮系数 Zk 1.00 14. 接触疲劳寿命系数 Zn 1.00 15. 是否允许有一定量的点蚀 否 16. 润滑油膜影响系数 Zlvr 0.95 17. 润滑油粘度（ 50 度） 120.00 18. 工作硬化系数 Zw 1.00 19. 接触强度尺寸系数 Zx 1.00 20. 齿向载荷分布系数 Kfb 1.88 21. 齿间载荷分布系数 Kfa 1.20 22. 抗弯强度重合度系数 Ye 0.68 23. 抗弯强度螺旋角系数 Yb 1.00 24. 抗弯强度重合、螺旋角系数 Yeb 0.68 25. 复合齿形系数 Yfs 4.58 4.56 26. 寿命系数 Yn 1.00 1.00 27. 齿根圆角敏感系数 Ydr 0.95 0.95 28. 齿根表面状况系数 Yrr 1.00 1.00 29. 尺寸系数 Yx 1.01 1.01 31. 齿根表面粗糙度 Rz 16 m 32. 基本齿条类别 hf/Mnm = 1.25, pf/Mnm = 0.20 （二）低速级齿轮传动的设计计算 选定齿轮类型，精度 等级， 材料及齿数 1）按照输送机构的传动方案，选用 直齿 圆柱齿轮传动 2）输送机为一般工作机器，故选用 7级精度（ GB10095-88）。 3）材料的选择： 查机械手册表选择小齿轮材料为 40Cr 钢（调质），硬度 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS。二者材料硬度差 40HBS。 4）选小齿轮齿数 Z1 =25，大齿轮 Z 112 zi =14.84 25 371 。 nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 14 按齿面接触强度计算：由计算公式 d3 211 )()1(32.2HEdtt ZuuTk 进行计算 确定公式内的各计算值： 试选定载荷系数 tK1.3 计算小齿轮的转距： 342129 5 . 5 9 5 . 5 1 0 1 . 4 1 / 3 7 6 3 . 5 8 1 1 0P NT nm 查表选得： 齿宽系数 1.4d 由查表得， 材料的弹性影响系数 218.189 MPZ E 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 600MPa 小齿轮的li m 1 6 0 0 ,H M P a 大齿轮的li m 1 5 5 0 ,H M P a 由公式计算压力循环次数， N1 =60hjLn1=60 93 7 6 1 5 7 6 0 0 1 . 2 9 9 1 0 N2 =N1i 981 1 . 2 9 9 1 0 1 4 . 8 4 0 . 8 7 6 4 1 0 查得接触疲劳寿命系数 K1 0.90HN ，K2 0.95HN ， 计 算 接 触 疲 劳 许 用 应 力 ： 取 失 效 概 率 为 1% ， 安 全 叙 述 为 S=1 ，得 H 1 = 11 0 . 9 0 6 0 0 5 4 0H N H I MK M P aS H 2 = 22 0 . 9 5 5 5 0 5 2 2 . 5H N H I MK M P aS 2） 计算： 计 算 小 齿 轮 的 分 度 圆 直 径 ,1td代入 H 中 的 较 小 值 ，d3 211 )()1(32.2HEdtt ZuuTk =33.02mm 计算圆周速度 v： 11 3 . 1 4 3 6 . 9 3 7 6 0 . 7 2 6 0 9 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdn ms 假设 K mNFbtA /100，可查表得， 2.1 FH KK计算齿宽 b: b= dd t11.4 3 6 . 9 3 3 . 0 2 mm 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数： m= dt11 3 6 . 9 1 . 4 7 625z 齿高： h=2.25 m=2.25 1 .4 7 6 3 .3 2 则 b/h=36.9/3.32=11.1145 nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 15 计算载荷系数：根据 v=0.72609m/s ， 7级精度，查得动载系数 Kv=1.06 查得使用系数： K 0.1A 查得 7级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：K 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d d b （ ）代入数据得： Kh=1.417 有由 b/h=11.1145， 1.417HK ，查表得， KF=1.4 故载荷系数 K=KA KVKHKF=1.814 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d311tt KKd = 31 1 . 8 1 43 3 . 0 2 3 6 . 91 . 3 mm 计算模数： m= 11 zd36.9/25=1.476mm 3）按齿根弯曲强度设计： 得弯曲强度的设计公式为 m3 211 )(2FSaFadT YYzK 确定各项计算值； 查得小齿轮的弯曲强度极限： MPaFE 5001 ，大齿轮的弯曲强度极限为MPaFE 3802 查得弯曲疲劳寿命系数 K1 0.85FN ，K2 0.88FN 计 算 弯 曲 疲 劳 许 用 应 力 ： 取 弯 曲 疲 劳 安 全 系 数 ， S=1.4 ， 则 可 得 F 1 = 11 3 0 3 . 5 7F N F EKS F 2 = 22 2 3 8 . 8 6F N F EKS 计算载荷系数 K： K=KA KVKFKF=1.814 查取齿型系数 Y 2.65Fa， Y2 2.226Fa ，查取应力校正系数得： Y1 1.58sa, Y2 1.764sa 计 算 大 小 齿 轮 的1 FSaFaYY， 并 加 以 比 较 ：1112 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 5 9 6 7 0 . 2F a S aFYY 22 . 2 0 6 1 . 7 7 7 0 . 0 7 4 1 5 2 . 9F a S aFYY 设计计算： m3 211 )(2FSaFadT YYzK = 4322 1 . 8 1 4 9 . 8 7 8 1 0 0 . 0 1 6 4 1 1 . 2 31 2 5 , nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 16 对比此计算结果，由齿面接 触疲劳强度计算的模数大于由齿根疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.476 并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径1d=36.9mm， 则小齿轮齿数 Z11 3 6 .9 1 8 .4 52dm ， Z21 1 9 1 4 . 8 4 2 8 1 . 9 6uz 各取整后为 Z1 20 2Z=297 几何尺寸计算： 计算中心距： a= 12 2 9 1 .92dd mm 计算齿轮宽度： b=1 1 . 4 3 6 . 9 5 1 . 6 6 5 2d d m m m m 取B214 9 , 5 5m m B m m第 四 节 . 箱体结构的设计计算 已知：中心距 a=291.9mm 1、机座壁厚 0 . 0 2 5 1 0 . 0 2 5 2 9 1 . 9 1 1 0a m m 2、机盖壁厚11 10mm3、机座凸缘厚度 b 1 . 5 1 . 5 1 0 1 5b m m 4、机盖凸缘厚度1b111 . 5 1 . 5 1 0 1 5b m m 5、机座底凸缘厚度2b2 2 . 5 2 . 5 1 0 2 5b m m 6、地脚螺钉直径fdnts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 17 0 . 0 3 6 1 0 . 0 3 6 2 9 1 . 9 1 1 2fd a m m 由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M（ 12） 7、地脚螺钉数目 n 因为 2 9 1 .9a mm ， 2 5 0 5 0 0a m m m m 所以 n=6 8、轴承旁连接螺栓直径1d1 0 . 7 5 0 . 7 5 1 2 9fd d m m ；取1 10d mm。 查的标准件六角头螺栓 C 级 其螺纹规格 d 为 M（ 10） 9、机盖与机座连接螺栓直径2d2 ( 0 . 5 0 . 6 ) ( 0 . 5 0 . 6 ) 1 2 ( 6 7 . 2 )fd d m m m m 查的标准件六角头螺栓 C 级 其螺纹规格 d 为 M（ 6） 10、连接螺栓2d的间距 l 1 5 0 2 0 0l m m m m ，取 150l mm 11、轴承端盖螺钉直径3d 3 0 . 4 0 . 5 0 . 4 0 . 5 1 2 ( 4 . 8 6 )fd d m m 查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M（ 6） 12、窥视孔盖螺钉直径4d 4 0 . 3 0 . 4 0 . 3 0 . 4 1 2 ( 3 . 6 4 . 8 )fd d m m 查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格 d 为 M（ 4） 13、定位销直径 d 20 . 7 0 . 8 0 . 7 0 . 8 1 2 ( 8 . 4 9 . 6 )d d m m 查的标准件圆住销 (公称直径 )d=10 a =1.2 c =2.0 14、12,fd d d至外机壁距离1c有机械设计课程设计指导书中查的1 20c mm15、2,fdd至凸缘边缘距离2cnts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 18 同样取2 18c mm16、轴承旁凸台半径1R1218R c m m17、外机壁至轴承座端面距离1l1 1 2 1 0 2 0 1 8 1 0 4 8l c c m m 18、大齿轮顶圆与内机壁的距离 1 mm4.14122.12.11 取 1 =20mm 19、齿轮端面与内机壁的距离 2 mm121 取 mm162 20、机盖、机座肋厚1,mm110 . 8 5 0 . 8 5 1 0 8 . 5m m m 0 . 8 5 0 . 8 5 1 0 8 . 5m m m 21、轴承端盖凸缘厚度 t 31 1 . 2 1 1 . 2 1 0 1 0 1 2t d m m 取 t=12mm 第 五 节 轴的设计和校核 5 1 减速器高速轴的设计 1轴的材料选折 选择轴的材料为 45 钢，调质处理，抗拉强度极限 B =640Mpa，屈服强度极限S=355Mpa，剪切疲劳极限 1 =155Mpa，弯曲疲劳极限 1 =270Mpa，许用弯曲应力 1 =60Mpa。 2轴的初步计算 (1)初步确定轴上的受力 nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 19 轴的输出功率 P I=1.41kw，转速 NI=940/min，转矩 TI=14.89kN m， 高速轮锥齿 轮dm1=75mm； 作用在齿轮上的力： Ft=2T1/d1=2*14890/75=397.1N Ft1= Ft /cos =397.1/cos200=422.6N Fr1= Ft*tg cos =397.1*tg200cos21.960=134.1N Fa1= Ft*tg sin =397.1*tg200sin21.96=54.1N (2)处定轴的最小直径 30 nPAd 3 1 .4 8(1 1 2 ) 940=13.02mm 查取机械手册配合 HL1 的联轴器 实际取 dmin=14mm (3)确定联轴器型号及标准直径 联轴器转矩 Tca=KAT1=160N mm (4)滚动轴承选用 31305 型， d=24mm,T=16mm 3轴的结构设计 (1)轴的方案设计 (2)各段直径及长度 d12=14mm l12=30mm(比联轴器略短 ) d23=20mm l23=36mm d34=24mm l34=16mm(一对轴承及台阶宽度之和 ) d45=30mm l45=42mm d56=24mm l56=16mm d67=20mm l67=50mm (比齿轮轮毂略短 ) nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 20 6 右侧用挡圈固定 d6=31mm 选材结果： 轴材料用 45 钢，许用弯曲应力 1 =60Mpa 联轴器平键 b*h=6mm*6mm,L=63mm (3)轴上零件的周向固定 齿轮及联轴器处均采用平键联接。 由 d12=14mm 查得联轴器平键选 b*h=4mm*6.5mm,L=25mm 由 d56=24mm 查得锥齿轮平键选 b*h=8mm*7mm,L=29mm (4)轴上圆角及倒角尺寸 参考表 15-2，取倒角为 1*450，圆角半径见方案设计图。 4轴上载荷计算 轴的支承跨距 l1=103mm， l2=45mm (1) 水平支反力 Fha1=Ft1 l2/( l1-l2)=422.6*45/58=327.9N Fhb2=Ft1 l1/( l1-l2)=422.6*103/58=750.1N (2) 垂直支反力 Fva1=Fr1 l2/( l1-l2)=134.1*45/58=104.0N Fva2=Fr1 l1/( l1-l2)=134.1*103/58=238.0N (3) 弯矩 MH=Fa d1/2=54.1*14/2=378.7N mm Mv1=Fva l1/2=104*103/2=5356N mm Mv2=Fvb l2/2=238*45/2=5355N mm (4) 合成弯矩 M1= 212 VH MM = 22( 3 7 8 . 7 ) ( 5 3 5 6 ) =5369N mm M2= 222 VH MM = 22( 3 7 8 . 7 ) ( 5 3 5 5 ) =5368N mm (5) 转矩 T=9.55*106*P/N=9550000*1.48/940=15036.2 N mm nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 21 由上述数据得到的弯矩图如下 5危险面校核 (1)当量弯矩 Me1= 22 )( TMH = 22( 3 7 8 . 7 ) ( 0 . 6 1 4 8 9 0 ) =8942.0N mm Me2= Me1=8942.0 N mm (2)校核 e1= Me1/(0.1d3)=8942.0/(0.1*143)=32.59Mpa e2= e1=32.59Mpa 由于 e2= e1=32.59Mpa -1=60Mpa，所以轴的危险面满足强度要求，故前面所得轴的尺寸符合要求。 校核结果： 当量弯矩 Me1=8942N mm Me2=8942 N mm nts浙江海洋学院机电工程学院机械设计课程设计报告 22 弯曲强度 e2= e1=32.59Mpa 5 2、减速器中间轴的设计 1选择轴的材料，确定轴的
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