二级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计.docx

《二级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计.docx（54页珍藏版）》请在三一文库上搜索。

1、齐齐哈尔大学普通高等教育课程设计（论文）用纸齐齐哈尔大学普通高等教育机械设计课程设计题目题号：链式输送机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器学 院：机电工程学院专业班级： 机械143学生姓名：王靖宇指导教师：至胆成 绩：2016年12月25日机械设计课程设计成绩评阅表题目二级圆锥-圆柱齿轮减速器评分项目分 值评价标准评价 等级得分A级（系数1.0）C级（系数为0.6）选题合理性题目新颖性10课题符合本专业的培养要求，新颖、有创新基本符合，新颖性一般内容和方案技术先进性10设计内容符合本学科理 论与实践发展趋势，科 学性强。方案确定合理， 技术方法正确有f的科学性。方案及技术一般义字与图纸质量20设计说明

2、书结构完整， 层次清楚，语后流畅。 设计图纸质量高，错误 较少。设计说明书结构一般，层 次较清楚，尢重大语法错 误。图纸质量一般，有较多错 误独立工作及创造性20完全独立工作，有，创造性独立工作及创造性一般工作态度20遵守纪律，工作认真，勤奋好学。工作态度一。答辩情况20介绍、发言准确、清晰， 回答问题正确，介绍、发言情况一般，回 答问题有较多错误。评价总分总体评价注：1、评价等级分为 A、B、C、D四级，低于A高于C为B,低于C为Do2、每项得分=分值X等级系数（等级系数： A为1.0, B为0.8, C为0.6, D为0.4）3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之

3、一。机械设计课程设计任务书学生姓名：王靖宇 班级： 机械143 学号：学14111213一、设计题目：链式输送机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器给定数据及要求1电动机2联轴器3圜幄画柱皆轮墟速器4链传动5退轴铤1、滚筒2、链传动3、减速器4、联轴器5、电动机6、一级齿轮7、二级齿轮图1二级圆锥圆柱齿轮减速器传动图工作条件：传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍。输送带速度允许误差为 5%已知条件题号12345输送链工作拉力（N）3000输送带速度V （m/s）0.8链节距P （m m）80链轮齿数Z10每日工作时数T（h）16传动工作年限（年）10应完成的工作1 .减速器装配图1张（A

4、0图纸）；2 .零件工作图12张（输出轴、齿轮等）；3 .设计说明书1份。指导教师：李明发题日期 2016年11月28日完成日期 2016年12月12日目录摘要6第1章绪论71.1 选题的目的和意义71.2 本课题在国内外的研究状况 71.3 课题研究的内容及拟采取的技术、方法7第2章课程设计任务书 82.1 题目及用途82.2 设计要求8第3章传动方案的拟定与分析93.1 课程设计传动方案93.2 方案分析9第4章电动机的选择104.1 电动机类型的选择 104.2 电动机功率的选择104.3 确定电动机转速104.4 确定电动机型号11第5章计算总传动比及分配各级传动比 125.1 总传动

5、比125.2 分配各级传动比 12第6章动力学参数计算136.1 计算各轴转速 136.2 计算各轴的功率 136.3 计算各轴扭矩 13第7章传动零件的设计计算 147.1 锥齿轮传动的设计计算 147.1.1 类型选择147.1.2 载荷计算147.1.3 型号选择147.2 圆柱齿轮的设计计算187.2.1 选择齿轮传动类型 187.2.2 选择材料187.2.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 187.2.4 按齿根弯曲强度设计几何尺寸207.2.5 校核齿根弯曲疲劳强度 22第8章轴的设计计算238.1 输入轴的设计计算 238.1.1 轴的结构设计 238.2 中间轴的设计计算 278

6、.3 输出轴的设计计算34第9章链及链轮的选择409.1 选择链轮齿数409.2 确定计算功率409.3 选择链条型号和齿距409.4 计算链节数和中心距409.5 计算链速v,确定润滑方式419.6 计算压轴力Fp41第10章滚动轴承的选择及校核计算4210.1 计算输入轴轴承 4210.2 计算中间轴轴承 4310.3 计算输出轴轴承44第11章键连接的选择4511.1 输入轴的联轴器选择 45第12章减速器的润滑与密封4612.1 齿轮的润滑4612.2 滚动轴承的润滑4612.3 密封46第13章附件的结构设计48第14章减速器箱体结构尺寸49设计小结51致谢52参考文献537本设计是

7、链式运输机用圆柱圆锥减速器，采用的是二级齿轮传动。在设计的过程 中，充分考虑了影响各级齿轮和各部件的承载能力，对其做了详细的分析，并就它们 的强度，刚度，疲劳强度和使用寿命等都做了校核，并且在此基础上，从选材到计算 都力争做到精益求精。考虑到使用性能原则，工艺性能原则，经济及环境友好型原则, 在材料的价格，零件的总成本，资源及能源，材料的环境友好及循环使用等方面都做 了较为深刻的评估。本次设计还考虑了机械零件的各种失效形式，在尽可能的情况下 做到少发生故障。本次设计具有：各级传动的承载能力接近相等；减速器的外廓尺寸 和质量最小；传动具有最小的转动惯量；各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等等特 点

8、。关键词：齿轮传动；轴；链连接；滚动轴承；结构尺寸1.1 选题的目的和意义选择该课题是为了巩固，加深课堂学习知识，使得学到的知识能灵活的运用到生 活实际中来。1.2 本课题在国内外的研究状况箱体零件是机器或部件的基础零件，它把有关零件联结成一个整体，使这些零件 保持正确的相对位置，彼此能协调地工作。因此，箱体零件的制造精度将直接影响机 器或部件的装配质量，进而影响机器的使用性能和寿命。因而箱体一般具有较高的技术要求。由于机器的结构特点和箱体在机器中的不同 功用，箱体零件具有多种不同的结构型式，其共同特点是：结构形状复杂，箱壁薄而 不均匀，内部呈腔型；有若干精度要求较高的平面和孔系，还有较多的紧

9、固螺纹孔等。箱体零件的毛坯通常采用铸铁件。因为灰铸铁具有较好的耐磨性，减震性以及良 好的铸造性能和切削性能，价格也比较便宜。有时为了减轻重量，用有色金属合金铸 造箱体毛坯（如航空发动机上的箱体等）。在单件小批生产中，为了缩短生产周期有时 也采用焊接毛坯。毛坯的铸造方法，取决于生产类型和毛坯尺寸。在单件小批生产中， 多采用木模手工造型；在大批量生产中广泛采用金属模机器造型，毛坯的精度较高。 箱体上大于3050mm勺孔，一般都铸造出顶孔，以减少加工余量。因此我内外的人员都在苦心研究箱体零件的铸造和使用。1.3 课题研究的内容及拟采取的方法要研究链式输送机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器，只要运用到类比、

10、筛选和假设等 方法。第2章课程设计任务书2.1 题目及用途题目：设计某链式/&送机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器用途：用于链式传输机的传输工作2.2 设计要求工作条件：传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍。输送带速度允许误差为 5%原始数据：传送带工作拉力 F=3000N带速V=0.8m/s；滚筒直径D=350mm1电动机2联轴器3IB键柱齿轮减速罂4键传动5运输链1、滚筒2、链传动3、减速器4、联轴器5、电动机6、一级齿轮7、二级齿轮图2-1二级圆锥圆柱齿轮减速器传动图齐齐哈尔大学普通高等教育课程设计（论文）用纸第3章传动方案的拟定与分析3.1 课程设计传动方案传动方案：要求设计

11、二级圆锥圆柱齿轮减速器。3.2 方案分析分析：它常级齿轮减速器相比具有更好的减速效果，润滑条件好等 优点，适用于传动 “1m/s,这正符合本课题的要求。减速机在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转 矩的作用，减速机是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转 速，增加转矩。按照传动级数/、同可分为单级和多级减速机；按照 齿厂轮形状可分为圆柱齿轮减速机、圆锥齿轮减速机和圆锥-圆柱 齿引轮减速机；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同 进轴式减速机。减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗 杆传动、齿轮-蜗杆传动所组成的独立部件，常用作原动件与工作机 之间的减速传动装置。通用圆柱

12、齿轮的制造精度可从 JB179 60的8 9级提高到 GB10098 88的6级，高速齿轮的制造精度可稳定在 4 5级。部分 减速器采用硬齿面后，体积和质量明显减小，承载能力、使用寿命、 传动效率有了较大的提高，对节能和提高主机的总体水平起到很大 的作用。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率 以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大 力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。事几年来，由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械 加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化， 整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更

13、加精 致，美观化。成套机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC 机床和工艺技术的发展，推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合 传动，将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学 科交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。齐齐哈尔大学普通高等教育课程设计（论文）用纸第4章电动机的选择4.1 电动机类型的选择选才 Y系列三相异步电动机。4.2 电动机功率的选择传动装置的总效率：弹性联轴器传动效率（一个）为=0.99锥齿轮的传动（7级精度）效率为=0.97圆柱齿轮传动（7级精度）效率为 = 0.98滚子链传动效率为“4=.0.91球轴承

14、传动效率（二对）为 =0.99运输链轮效率为，=0.98总效率为：*1广“1”233刈3*=0.8591工作机所需后效功率：F 3P,、= FV=2.4KW 1000电机所需的功率：Io = - =2.79kw4.3确定电动机转速计算工作转速：60 M1000 mv,.nw=60r/minz x p由机械设计课程设计手册查得：圆锥齿轮传动比i 1=24单极圆柱齿轮传动比i2=35 链轮传动比i3=26nd=nwi1i2i3=7208200 r/min 电动机转速的可选范围：nd=nwi1i2i3=7208200 r/min刈工=0.8591Po=2.79 kw9齐齐哈尔大学普通高等教育课程设计

15、（论文）用纸#符合这一范围的同步转速有 1000, 1500和3000r/min表4-1电动机参数表力杀电动机型号额定功率/kw同步转速/满 载转速nm/(r/min)1Y132S2-27.53000/29202Y132-M7.51500/14403Y132S-63960/1000电动机型号:Y132S- 6根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号， 因此有四种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、 价格和链传动、减速器的传动比，可见第 3方案比较适合，则选 n=1000r/min。4.4确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y

16、132S-&其主要性能：额定功率3.0KW满载转速960r/min.第5章 计算总传动比及分配各级传动比5.1 总传动比ia=nm =960/60=16 anw5.2 分配各级传动比A锥齿轮传动比，齿数的确定因为是圆锥圆柱齿轮减速器，为使大锥齿轮的尺寸不致过大， ii 25,取Z5=25为了不发生脱链，Z6不宜过大，又因为链接数通常为偶数，因此 Z6最好 是奇数，由链轮齿数优先序列选 z6=51 ii = 53 =2.1225C圆柱齿轮传动比、齿数的确定圆柱齿轮减速器传动比iai2=1.99i1 选小圆柱齿轮齿数Z3=30,Z4=Z3Xi2=60Z4 取 60, i2=2D校核实际传动比i=

17、i1 勺2 父 ii =28.88nr 960nw=33.24r/mini 28.88转速误差在5%内，故符合要求。ia=16i1=3.8ii=2.12i2 =2齐齐哈尔大学普通高等教育课程设计（论文）用纸 第6章动力学参数计算6.1 计算各轴转速no =9600r/minn1 =n0 ,i0 =960r/minn2 = n1 ,i1 =253/minn3 = n2 i2=66.5r/minn4 = n3 / i 3 =33.24r/min6.2 计算各轴的功率p0 =2.79kwP1 =ped xn1 xn2 =2.94kwP2 =p ”3= 2.82kwP3 = B ”3 m5 =2.74

18、kwP4 =及 乂力4 xn6 =2.44kw6.3 计算各轴扭矩T0 =9550P0 / rb =29.2468 N mT1 =9550Pl /n1 = 29.2468 N mT2 =9550P2/n2 = 106.5788 N mT3 =9550P3 /n3 = 393.4026 N mT4 =9550P4/n4 = 701.8848N- mn0 =960r/min n1 =n ji。=960r/min n2 =n1 j i1 =253/min %=n2 -2 =66.5r/minn4=%/ i3 =33.24r/minP0=2.79kwP1=2.94kwP2 =2.82kwP3=2.74

19、kwP4 =2.44kwT0 =29.2468 N mT1 = 29.2468 N mT2 =106.578 N- mT3 =393.402 N mT4 =701.884 N- m13齐齐哈尔大学普通高等教育课程设计（论文）用纸第7章传动零件的设计计算7.1 锥齿轮传动的设计计算7.1.1 选择齿轮传动锥类型、精度等级、齿数由机械设计可知，锥齿轮选直齿，选择 7级精度。功率Pi=2.94kw,小齿轮转速为n=960r/min ,齿数比为3.8,选小齿轮齿数Z 1 = 30,大齿轮齿数Z 2=u Z 1 = 3.8 X 30=1147.1.2 选择材料,材料选择，小齿轮材料为40Cr （调质），

20、硬度为 280HBS,大齿轮材料为45钢（调质）,硬度为 240HBS,二者之 间相差40HBS。7.1.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据机械设计第九版公式：d 3ZeZh 4KT11t 1（Lh J 脑1-0.5%）2u1 .试选载荷系数Kt =1.52 .计算小齿轮传递的转矩5=29.2X10 5选取齿宽系数r=0.33 .由图10-5和10-20查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa, ZH =2.5。4 .由图10-25d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim1 =750Mpa,大齿轮的接触疲劳极限 0Hlim2 =690Mpa。5 .计算应力循环次数设n为齿轮转速（

21、单位为r/min） ； j为齿轮每转一圈时，同一 齿面的啮合次数；Lh为齿轮的工作寿命（单位h）,则齿轮的工作 应力循环次数9N1 =60nl jLh =60 1 1440 （15 300 16） =6.221 10 9N2 - /u =2.0737 1096 .由机械设计图10-23查得接触疲劳寿命系数:、HN1 =0.90HN 2=0.957 .取失效概率为1%安全系数s=1计算接触疲劳许用应力 JHN1 sHm1 =540Mpal；7H K HN2 - Hlim 2S= 523Mpa17取2者中较小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即l-523MPaH*H = lcH 2 =523Mpa

22、8 .试算小齿轮的分度圆直径代入Gh】中的较小值得d1t 佟父4KT1 2=49.564 mmVktH R (1-0.5) u9 .计算圆周速度vdmi = 42.129mmdmi= d1t(1 -0.5 R) -42.129mmVm =(二 dm11) /(601000)=(3.14 X72.225 X960) / (60X 1000) =3.987m/sb=57.427mm当量齿轮的齿宽系数db= Rd1t .u2 1/2=57.472mmd=b/ dm尸 1.36410 .算载荷系数齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表 10-2得Ka=1.0查图10-8得动载系数Kv =1.173由表1

23、0-3查得齿间载荷分配系数Khg=1。由表10-4用插值法查的七级精度，小齿轮悬臂时得齿向分布系数 Kh： =1.345接触强度载荷系数Kh=Ka Kv KhKhP=1X 1. 173X 1 X 1.345=1.57811 .按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径di =dit 3/KH / Kt =49.564 X 3i 578 =52.871 mm1.3m=d1/ z1=52.87/30=1.762 mm7.1.4按齿根弯曲疲劳强度1 .试选 kFt =1.3分锥角：、.1 二 arctan(24/72)= 11.91 o . 2 =90 -=78.042 .计算当量齿数zv1 =z1/ c

24、os 1=24/cos18.438o=30.92zv2 = z2/cos 2 =72/cos71.562)=550.723 .查表10-17和10-18得Yfb1=2.55, Ys*1.65, YFa2=2.1, Ysa2=1.924由10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85, Kfn 2=0.88由图10-24c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限QFlim1 =500Mpa二小2 =380Mpa取安全系数S=1.7Y f 1 = KhN1 仃 Flim1 / SF =250MpaL F 2 =，HN 2 二 F lim 2 /SF - 197MpaY F* =0.0163l-F 1Y Fa2

25、YSa2 =0.0204I；-1 22因为大齿轮的YaYSa大于小齿轮 l-F 1所以取 YFaYSa =YFa2YSa2 =0.0204l-F 2试算模数YFaYsaKFt工mt - 31- 厂.,J”】 R 1 -0.5 R z1u2+1=1.7735.调整齿轮模数1)圆周速度vd1 = mt z1=1.773 x 30=53.19 mmdm1 = d1(1 -0.5 R) =45.2115mmVm =(二 dm11) /(601000)Zv1 = 30.92Zv2 = 550.72mt =1.773Vm = 2.271m/sb = 61.677mm=（3.14 X45.211 X960）

26、 / （60X 1000） =2.271 m/s2）bb= Rr d1 Ju2 +1/2 =61.677mm3）计算实际载荷系数kF查图10-8得动载系数Kv=1.12由表10-3查得齿间载荷分配系数KFa=1由表10-4和图10-13用插值法查的七级精度，小齿轮悬臂时得齿向分布系数KHp,利用KHp计算得出KFp=1.270KF=KA KV KFaKFp=1X1.12 X 1X 1.270=1.425由实际载荷系数算出齿轮模数m= 3KF / KFt =1.828 mm4）按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=2, 按照接触疲劳强度算的分度圆宜径 d1=52.871 mm,得小

27、齿轮齿数diz1 = =52.871/2=26.435 m取z1=27则大齿轮齿数z2=108为了使的齿轮互质，取z2=1085）计算分度圆直径d1=m Zi =54mmd2 =m z2 =216mm计算分锥角：61 =arctan（38/113） =14o62 =90 - 1 =76计算齿宽b= *r d1 Ju2 +1 /2=61.307 mm取 b1=b2=72mm这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足 了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。6）主要设计结论模数m=2,齿数Zi=27,Z2=108,压力角20o,变位系数0,分锥角2=14 , &2 =76内竟b

28、 = b2 =50小齿轮材料为40Cr （调质），大 齿轮材料为45钢（调质），设计精度7级。d1 = 54mm d2 = 216mm齐齐哈尔大学普通高等教育课程设计(论文)用纸217.2圆柱齿轮传动的设计计算7.2.1 选定齿轮类型、精度等级、齿数输入功率p2 =2.82 kw,小齿轮转速为n1 =960r/min,齿数比为3.8,选小齿轮齿数z1 =30，则z2=u z1 = i2 z1 =3.8 X 24=114,选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角20,初选螺旋角P=147.2.2 选择材料选择小齿轮材料40Cr钢，调质处理，硬度280HBS;大齿轮材 料45钢，调质处理，硬度240HBs ,

29、二者相差40HBS。7.2.3 按齿面接触疲劳强度进行设计公式：,；2KHtT1 u 1 ZeZhZZ;dt =3.()T1=140433N/mmzh = 2.44d u 二h1 .选载荷系数KHt=1.32 .小齿轮传递的转矩54T1=29.24X 10 P2/n2 =140.443 10 N mm3.由表选取齿宽系数%=1,由图10-20选取区域系数2H =2.44计算接触疲劳强度用重合度系数Z . v-二 t = arctantan n/cos =20.562aat1 =arccos4 cosat /(z1+2hacosP)=28.429 aat2 =arccsz2csut /(z2+2

30、hacsP) =24.253 z 1(tanc(at1-tanu) + Z2 (tana at2 -tan) /2 n=1.7228dz1tan：/2 二=2.382=0.57764.表查得材料的弹性影响系数Ze =189.8 MPa Z = . coS-=0.9855 .图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限CTh lim 1 =750Mpa,大齿轮的接触疲劳强度极限CTh Iim2 =600Mpa。6 .应力循环次数N1 =60n2jLh=60X480X 1 X ( 2X8X300X 15) =2.073 X09N2 = N1/u=2.073 X 109/ (72/30) =8.64 父

31、 1087 .查图取接触疲劳寿命系数RhN1 =0.90，KHN2=0.948 .计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1Lh 1 = KHN1Crim1 =675 MPa SK HN2H lim 2trH 2 =564MPa2 Sl-564MPaH9.计算试算小齿轮的分度圆直径，带入hH中的较小值，LhL和H】2比相对较小，所以Lh =% !=564Mpa72KTi u 1 ZeZhZZ - 2d1t - 3.(-)=mm,d u 二hv = 2.13m/s=42.381 mm10 .计算圆周速度=2.13 m/s一dgv 二60 100011 .计算齿宽bb= 6ddit =1 X42.381

32、 mm=42.381 mm12 .计算载荷系数根据v=2.13m/s,由图查得动载荷系数KV =1,齿轮圆周力Ft=红=力=1.38X103d1t m(1-0.5 R)Z1KAFt1 / b=32.562N/mE2=490Mpa由图取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.87, Kfn 2=0.957 .计算弯曲疲劳许用应力，弯曲疲劳劳安全系数S=1.4,则kF 1 = Kfn：FE1 =379.07Mpa: 2 = KFN；FE2 =332.5Mpa8 .计算大、小齿轮的YaYa并加以比较YFa1YSa1 =0.0165二 F 1YFa2YSa2 =0.0203二 2大齿轮的数值大计算弯曲疲劳强度

33、的重合度系数9.设计计算2KFtT1YY-cos225dZ210计算圆周速度vdt=mntZ1 / cos =61.14461.144v -2.45m/sb = 61.144mm二 dgv=m/s=2.45m/s60 100011 .计算齿宽bb = d d1t =1 x 61.144mm=61.144mm12 .计算宽与齿高之比b= (2M+0.25) X1.332=2.997mm hb =41.183/2.997=10.98计算载荷系数 Kf h根据v=2.45m/s,由图查得动载荷系数KV=1.1,13.齿轮圆周力Ft1=2Tl =2T =1.198 M103Nditm(1-0.5M)Z

34、1由表查得使用系数Ka=1KaFm / b=104.46N/m100 N/m查表得Kff1.2由表查的 KHp=1.417结合 b=13.741 查图 10-13 得 KFp=1.375K =Ka Kv 小小叩=1 X.2 1.375x1.05=1.733mn =mnt3 =2.355 mm综合考虑圆整为标准值m=2,按接触强度算得的分度圆直径di=76.464,算出小齿轮齿数 乙=5cosP =23.68取整乙二24m大齿轮齿数：z2=3.8次4=91.2,即取z2=92互为质数。这样设计出的 齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强 度，并做到了结构紧凑，避免浪费。7.2

35、.5几何尺寸计算1 .计算中心距a=( Z1+Z2) m/(2 cos P )= 118.56mm考虑模数从2.355mm减小至I 2mm,中心距取整120mmmm(z1 +z2) ”“(coa = arccos 2=12.66122 .计算分度圆直径di =zi m/cos = =50.11mmd2=Z2m/cos = =194.15mm3 .计算齿轮宽度b二巾d d尸1 50.11mm=50.11mm取 b2=50mm, bi=55mm由于存在装配误差，保证接触线的长度，应使小齿轮比大齿轮 宽 5-10mm bi=60mma=118.56mmd1 = 50.11mmd2 = 194.15m

36、m第8章轴的设计计8.1 输入轴的设计计算8.1.1 轴的结构设计1 .求轴1上的功率p1、转速n1和转矩T1pi =2.79kW n 1 =960r/min=29.25N mdm1 = 64.6m2 .求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为dm1=d1 1 -0.5 R =76 （1-0.5 0.3） = 64.6mm2T1Ft1 =843.7Ndm1Fr =Ft cos -1 tan 274.72NFa =Ft tan： sin、1 -134.34N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图三，四所示图8-1 轴的结构与受力示意图（a）3 .初步确定轴的最小直径d =21选

37、用 45 调质，取 A=112d 112(7.35/1440) 1/3mm=19.3m南虑有 键槽，将直径增大 5% 则：d=19.3X(1+5%)mm=20.27mm .选 d=21mm这是安装联轴器的直径，为使所选的轴直径di与联轴器孔径相 适应，故要选联轴器的型号：联轴器计算转矩 ca 二 A -1查表 14-1 得 Ka=1.3_ca=、A 1=1.3 48750.1 =63.37513N mTca = 35425N/mm ca查机械设计(机械设计基础)课程设计表17-4,选选LM3 型梅花型弹性联轴器(GB/T5272-2002),其公称转矩为90000 N mm ,联轴器主动端的孔

38、径 38mm ,轴孔长度60mm, Z型轴孔， C型键槽；从动端的孔径 28mm ,轴孔长度45mm, Y型轴孔，B 型键槽。故取Tca=35425Nmmd12=28mm。4 .拟定轴上零件的装配方案:图8-3 轴的装配方案图齐齐哈尔大学普通高等教育课程设计（论文）用纸27图8-4联轴器的装配图5 .为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩， 故取2-3段的直径d23 =28 mm。d23 = 28mm d25 = 35mmd34 = d56 = 30mm L34 = 17.25mm d45 = 36mm d67 = 25mm L56= 17.5mm6 .初步选择滚动轴承。因轴承

39、同时受有径向力和轴向力，参照 工作要求并根据d23 =35mm ,由机械设计（机械设计基础）课 程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触 球轴承7307C,接触角15,中窄系列，其尺寸为d34 =d56 =30mm, 而为了利于固定L34 =17.25mm。7307c型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm,因此取 d45=36mm7 .取安装齿轮处的轴段6-7的直径d67=25mm;齿轮的左端与套 筒之间采用套筒定位，5-6段应略短于轴承宽度，故取L56=17.5mm。8 .轴承端盖的总宽度为30mm。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

40、面间的距 离 20mm,故取 L23 =50mm9 .锥齿轮轮毂宽度10 2 d67=38.4mmL67 = 50mmL45 =2.5d34 -L34 -66.5mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。11 .轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用 平键连接轴与半联轴器之间的平键，A型连接，按d12机械设计课程设计查得平键截面bhl = 8mm父7mmM 30mm ,键槽7泵度4mm。 键槽均用键槽铳刀加工。为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联 轴器与轴配合为k6其尺寸公差为H6/k5,齿轮轮毂与轴的配合为 H6/n5；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H6/js5。11.确定轴上圆角和倒角尺寸参考表得，取轴端倒角 为2 M 45二，其他均为 R=1表8-1输入轴的计算结果3Ft3=4.4910N载 荷水平向H垂直面V支 反力F弯矩MFnhi=421.5N Fnh2=1264.5NMh=64.71N - m mFnvi=188.6NFnv2=186.1NMvi =4.15N - mm总 弯矩M=64.84N - mm扭矩TT2=27.25N - m12 .弯扭合成