二级减速器中间轴的设计

1、二级减速器的设计说专业姓名学号 目录一设计任务2题目2传动方案2原始数据2二低速齿轮的设计2TOC o 1-5 h z选精度等级材料2按齿面接触疲劳强度设计2按齿根弯曲强度设计4几何尺寸设计5三.中间轴及其轴承装置和键的设计6作用在齿轮上的力6初定轴的最小直径6确定轴的各段直径和长度6轴的受力分析弯矩计算7受力弯矩和扭矩图9选用校核键9校核轴的强度9校核轴承和计算寿命9四参考资料10设计内容一.设计任务1.题目结果计算内容与说明现已知输入轴及高速级齿轮的各项数据如下，且经校核均满足强度要求。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a119mm螺旋角卩=14。53/mm材

2、料齿数分度圆直径齿厚小齿轮40Cr3674.580大齿轮45钢79163.575 # 2.传动方案3.原始数据输入端转速为320r/min；输出端转速为67r/min；电机功率P=5000W。且各部位传动效率为：联轴器（弹性）耳0.99,轴承耳0.99,齿轮耳0.97。123二.低速齿轮的设计1选精度等级、材料及齿数，齿型确定齿轮类型：两齿轮均为标准圆柱直齿轮材料选择：小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用级精度由输入端转速为320r/min,输出端转速为67r/min，可以得到传动比in：n32067=4.78总14令i1.4i，

3、则i1.848，取z26，则z=4812234i4.78总1.8482z263z4842.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:iTTd2.3231t3du+1.Z()2UH设计内容计算内容与说明结果 设计内容计算内容与说明结果 1）确定公式各计算数值，试选载荷系数K1.3t小齿轮传递的转矩为：T3.67X105N，mm2由表可查得，齿宽系数ed1，弹性影响系数ZE198.8MPa1/2。小齿轮的接触疲劳强度极限%li1600MPaHlim1大齿轮的接触疲劳强度极限550MPaHlim2计算应力循环次数：N60njL60X320 x1x（2x8x300 x15）

4、=1.481x10911hN1.481X109/18470.748x1092由表可得接触疲劳强度系数KHN10.96KHN21.05KtL3T3.67x105Nmm2叫600MPa-55MPaHlim2KHN10.96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KHliml0.96x600MPa=576MPaH1SH2Khn2Hlim21.05x550MPa=577.5MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中的较小值,KHN21.05d2.323367X105遁（空）294.43mm1t311.855763）计算圆周速度v：v兀仏二计算潭60.611m/s60 x10

5、0060 x10004）计算齿宽b：b二d1x94.43=94.43mmd1t计算齿宽与齿高之比b/h模数为mdiz94.43：26=3.63mmnt1/3齿高为h2.25m2.25x3.63=8.17mmnt1tv0.611m/sb94.5mmm3.63mmnth8.17mm 设计内容计算内容与说明故b/h=94.43/8.17=11.565）计算载荷系数K根据v=1.14加/s,7级精度，由表可查得动载荷系数KV=1.07假设KAFt/b3-1-Fa半3dZ12gf3.按齿根弯曲强度设计1）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gFE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限

6、gfe2=380MPa弯曲疲劳寿命系数为：KFN1=85KFN2=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，由表可得g=Kfn1Gfe1=0.85x500MPa=303.57MPaf1S1.4g=Kfn2GFE2=0.88x380MPa=238.86MPaF2S1.43）计算载荷系数K=KKKK=1x1.07x1x1.35=1.4445AVFaFP4）查取齿形系数由表可查得YFa1=2.65YFa2=2.212结果KV=1.07KA=1k=k=1HaFaKFp=1.35K=1.429HPK=1.529m=3.83kfn1=0.85kfn2=88g=303.57MPaF

7、11Lg1=238.86MPaF2K=1.445 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YSai1.58Y1.774Sa25）计算大小齿轮的YY心，并比较FaSaF # #Y2.65x1.58YY2.212x1.774238.860.01643Fa1Sal0.013/9,Fa2Saa303.57QF1F2可见，大齿轮的数据大。6）设计计算2XgX158X15,0.016432.27mmm2.27mm1,262 d94.5mm3z383z714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

8、=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d94.43mm来3计算应有的齿数。于是有Zd/m37.8，取Z38313大齿轮齿数ZiZ1.857x38=70.6取Z=714.几何尺寸计算1）计算分度圆直径dZm38x2.5=95mm3dZm71x2.5=177.5mm42）计算齿根圆直径dm（Z一2.5）2.5x（38一2.5）=88.75mmf33dm（Z一2.5）2.5x（712.5）=171.25mmf443）计算中心距a（d+d）/2（95+177.5）/2=136.25mm34d95mm3d178mm4d89mmf3d171mmf4a136mmd1取B9

9、5mmB100mm432T2x3.67x1055）验算：F亍7726.3N954）计算齿宽bd1x94.43=94.43mm3B100mm3B95mm443434设计内容计算内容与说明结果Kf1x77263=81.82N/mm,100N/mm，故合适。b94.43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P=4.8kw,转速为n=123.6r/min22转矩T=3.67105N-mm21）对于高速大齿轮，有Ft1Fr12T2x3.67x105=2=4489.3Nd163.52tana=Ftan20。n=4489.3x=1690.7Nt1coscos14.88F二

10、4489.3Nt1F=1690.7Nr1F二1192.8Na1F=Ftan=4489.3xtan14.88。=1192.8Na1t12）对于低速小齿轮:，有95F二呂=267105二7726.3N1232.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F二7726.3N12F二2812.INr2F=Ftana=7726.3xtan20。=2812.1Nr212 # #d=38mmmin3.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度中间轴的结构布置）初选型号的深沟球轴承参数如下小直径:d=A詁P/n=112护4.8/123.6=37.9mmmin

11、。22取整d=38mm,这是安装轴承处轴的最小直径dmin1 # #dxDxB=45x85x19d=52mmD=78mm基aa 设计内容4.轴的受力分析、弯距的计算计算内容与说明结果本额定动载荷CrC20.5KNr31.5KN基本额定静载荷故dd45mm。轴段和1-的长度与轴承宽度相同故取l1ddd52mm，26aC31.5KNrC20.5KNrl19mm，7l24mm62）轴段上安装低速级小齿轮为便于齿轮的安装d3应略大于J可取d355mm。齿轮左端用套筒固定为使套筒端面顶在齿轮左端面上即靠紧轴段的长度13应比齿轮毂长略短若毂长与齿宽相同已知齿宽b100mm，取l=95mm。13小齿轮右端用

12、轴肩固定由此可确定轴段的直径轴肩高度h=0.07O.1d取d58mm/=1.4h故取l444）轴段上安装高速级大齿轮为便于齿轮的安装8mmd5应略大与-可取d555mm。齿轮右端用套筒固定为使套筒端面顶在齿轮右端面上即靠紧轴段的长度l应比齿轮毂长5略短若毂长与齿宽相同已知齿宽b75mm，取l70mm。5取齿轮齿宽中间为力作用点，则可得L81mm,L=90mm，L=68mm1231）计算支承反力:在水平面上FaxXL3+F2x(L2+L3)6384.8NFAYF1192.8N，a1FF,F-F5830.5NBXt112AX在垂直面上:FL+Fdy2+Fx(L+L)M0,F=43si2r22324

13、69.8NBAZL+L+L123dd45mm17ll19mm17dd52mm26l24mm6d55mm3l95mm3l8mm4d55mm5l70mm5L81mm1L90mm2L68mm3F6384.8NAXF1192.8NAYF5830.5NBXF2469.8NAZF2033NBZ 计算内容与说明结果故FF+FF2033NBZr1r2AZ总支承反力：F=Jf2+F2+F2=(6384.82+1192.82+2469.82=6949NAyAXAYAZF6949NAF6174.8NBF=JF2+F2=j5830.52+20332=6174.8NBVBXBZ2）计算弯矩在水平面上：M=FxL=583

14、0.5x68=396474N.mm1BXBX3MFxL6384.8x81=517168.8N.mm2AXAX1MM396474N.mm1X1BXMM517168.8N.mm2X2AX在垂直面上MFxL138244N.mm1BZBZ3MFxL+Fxdy/169256.8N.mm1BZBZ3a1/2MFxL200053.8N.mm2AZAZ1MM138244Nmm1z1BZMM169256.8Nmm1z1BZMM200053.8Nmm2Z2AZ故MJm2+M2419884.5Nmm11X1ZMJm2+M2431090.7Nmm1V1X1ZM419885Nmm1M二431091Nmm1M554512

15、Nmm2MJm2+M25545123Nmm22X2Z2）计算转矩TT3.67x105Nmm2受力、弯距和扭距图设计内容 设计内容5受力弯矩和扭矩图计算内容与说明结果6.选用校核键1）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A型）bh=1610L=50mmk=0.5h=5mml=L-b=34mm2T由公式可得，c=2=32.6MPapkdl查表，得cp=100120MPacpcp，键校核安全2）高速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型）bh=1610k=0.5h=5mml=L-b=54mm2T由公式，c=2=32.6MPapkdlL=70mm查表，得Qp=100120MPacpcp,键校核安全c=32.6MPap7.按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，的应力集中，为危险截面。根据以下公式，取二0.6，得并且有较多c=；M2+（T）2/W=43.2MPa2a2由表可查得g_=60MPa,cQ，校核安全。丄2a1c=43.2MPa2acc2a，1 # #8.校核轴承和计算寿命1）校核轴承A和计算寿命径向载荷F=x-F2+F2=6845.8NAr*AXAZ轴向载荷F=F=1192.8NAaAYF/F=0.174e，查表得X=1,Y=0,f=1.01.2,取AaArp 设计内容计算内容与说明f1.0,故pf(XF+YF)6845.8NpApArAa结果因为P,C