《二级减速器中间轴的设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级减速器中间轴的设计（13页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。
1、二级减速器的设计说明书专业一姓名学号目录一. 设计任务 .21. 题目22. 传动方案23. 原始数据2二. 低速齿轮的设计21. 选精度等级.材料 .22. 按齿面接触疲劳强度设计23. 按齿根弯曲强度设计 44. 几何尺寸设计 5三. 中间轴及其轴承装置和键的设计 .61. 作用在齿轮上的力62. 初定轴的最小直径63. 确定轴的各段直径和长度 .64. 轴的受力分析.弯矩计算 75. 受力弯矩和扭矩图.96. 选用校核键.97. 校核轴的强度.98. 校核轴承和计算寿命 .9四. 参考资料10计算内容与说明结果设计内容一. 设计 任务1.题目现已知输入轴及高速级齿轮的各项数据如下，且经校
2、核均 满足强度要求。试设计一二级展开式斜齿轮圆柱齿轮减速器的 中间轴。高速级齿轮中心距 a 119mm螺旋角 14 53/mm材料齿数分度圆直径齿厚小齿轮40Cr3674.580大齿轮45钢79163.5752.传动方案3.原始数据输入端转速为 320 r /min ;输出端转速为 67 r /min ;电机功率P1=5000W。且各部位传动效率为：联轴器（弹性）10.99，轴承 20.99，齿轮 30.97 。二.低速 齿轮 的设 计1.选精度等 级、材料及 齿数，齿型1. 确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱直齿轮2. 材料选择：小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮材料为
3、45钢（调质），硬度为240HBS3. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度4. 由输入端转速为320 r /min，输出端转速为 67r/min，可以得到传动比 咕 n n4320 67 4.78令 i1 1.4i2，则 i2 1.848，取 z3 26，则 z4 48i 总 4.78总、i21.848Z326z4482.按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即小齿轮分度圆直径满足:d1t设计内容计算内容与说明1)确定公式各计算数值,试选载荷系数Kt1.3小齿轮传递的转矩为:T23.67 105N mm由表可查得，齿宽系数1，弹性影响系数结果,yv m yv Kt1.3T
4、23.67 105 N mmd 1ZE 198.8MPa1/2。小齿轮的接触疲劳强度极限H liml600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2550MPaHlim1 600MPaHlim2 550MPa计算应力循环次数：N160 nLh 60 320(2 8300 15)1.48191099QN21.481 109/1.8470.748 10Q由表可得接触疲劳强度系数KhN 1 0.96 KHN2 1.05计算接触疲劳强度许用应力，取失效概率为1%,安全系数为S=1,得H1KHN1 Hlim1 0.96 600MPa 576MPa SK hn 10.96khn 21.05H 2kHN2
5、H|im2 1.05 550MPa 577.5MPa试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H 中的较小值，得d1t 2.32 進罟与 94.43mmv 11.85 576计算圆周速度v：d1t n260 100094.43以?3.6 0.611m/s60 1000计算齿宽b：b dd1t 1 94.43 94.43mm计算齿宽与齿高之比b/h模数为 mnt d1t z394.43 263.63mm齿高为 h 2.25mnt 2.25 3.63 8.17mmd1t 94.5mmv 0.611m/ sb 94.5mmmnt 3.63mmh 8.17mm设计内容计算内容与说明结果Kv1.07Ka 1kHk
6、F1Kf 1.35Kh1.429K 1.529m 3.833.按齿根弯 曲强度设计由表可得弯曲强度的设计公式为：mn2KT13iYfYS3 dZ12f1 ）确定公式内的计算数值由表可得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 0.85 Kfn 2 0.882）计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1.4,F1F2Kfn1 fe1 0.85 500MPaS1.4Kfn 2 fe2 0.88 380MPaS1.43）计算载荷系数KKaKvKf Kf1 1.07 1 1.35由表可得303.57MPa238.8
7、6 MPa1.4445K fn 10.85K fn 20.88F1303.57 MPaF2238.86 MPaK 1.445* m vn m Inv nra m vn nrn m awBMn 故 b/h 94.43/8.1711.565）计算载荷系数K根据v 1.14m/s ,7级精度，由表可查得动载荷系数KV 1.07假设KAFt /b 100N/mm，使用系数KA 1由表可查得kHkF1 , Kf 1.35，而223Kh1.12 0.18(1 0.6 d) d 0.23 10 b 1.429故载荷系数KKaKvKh Kh1 1.07 1 1.429 1.5296)按实际的载荷系数校正所算得
8、的分度圆直径，由式可得d3 d1t 3 K/Kt 94.4331.529/1.399.68mm7 )计算模数mm d3/Z399.68/26 3.834）查取齿形系数由表可查得YFa12.65 YFa2 2.212设计内容计算内容与说明结果5)查取应力校正系数由表可查得 YSa11.58YSa2 1.7745)计算大小齿轮的YFaYsa/ F ,并比较YFaiYsai2.65 1.58 001379 泉2乙22.212 1.7740.01643F1303.57F 2238.86可见，大齿轮的数据大。6)设计计算52 1 529 1 58 10m 3/:万0.01643 2.27mmm2.27m
9、mY1 2&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，可取有弯曲强度算得的模数2.27,并就近圆整为标准值m=2.5mm。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3 94 43mm来计算应有的齿数。于是有Z3 d1 /m 37.8，取 Z338d394.5mmZ338大齿轮齿数Z4i34Z31.857 3870.6 取 Z471Z4714 .几何尺寸1)计算分度圆直径计算d3 Z3m 38 2.595mmd395mmd4 乙 m 71 2.5177.5mmd4178mmd f 389mm2)计算齿根圆直径d f4171mmdf3 m(Z
10、3 2.5)2.5 (38 2.5) 88.75mmT 4df4 m(Z4 2.5)2.5 (71 2.5) 171.25mm3)计算中心距a (d3 d4)/2(95 177.5)/2136.25mma136mm4)计算齿宽bdd1 1 94.4394.43mmB3100mm取 B4 95mm B3100mmB495mmA “2T2 23.67 1055)验算：Ft_7726.3Nd395设计内容计算内容与说明结果1 7726.394.4381.82N / mm100N / mm，故合适。满足要求。三中间 轴及其轴 承装置.键 的设计1.作用在齿 轮上的力中间轴上的功率 P2 4.8kw,转
11、速为n2 123.6r/min转矩 T23.67 105N mm1 ）对于高速大齿轮，有2T22 3.67 105Ft124489.3Nd2163.5tan antan 20Fr1 Ft1n4489.3 o 1690.7Ncoscos14.88Fa1Ft1 tan4489.3 tan 14.88。1192.8N2）对于低速小齿轮：，有2T22 3.67 105Ft227726.3Nd395Fr2Ft2 tanan 7726.3 tan 20 2812.1NFt14489.3NFr1 1690.7NFa1 1192.8NFt2 7726.3NFr2 2812.1N2.初定轴 的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表可得，取 A 112，于是由公式初步估算轴的最小直径：dmin Ao3 P2 /n2 1123 4.8/123.6 37.9mm取整dmin 38mm,这是安装轴承处轴的最小直径d1dmin38mm3.根据轴 向定位的要 求确定轴的 各段直径和 长度13中间轴的结构布置1）初选型号6209的深沟球轴承参数如下d D B 45 85 19 da 52mm Da 78mm 基本额定动载荷Cr
