機械設(shè)計課程設(shè)計圓柱圓錐齒輪減速器設(shè)計（有圖紙）

1、zhejiang ocean university機械課程設(shè)計說明書全套cad圖紙，加 153893706班級：a04機械（2）班學(xué)號：040101206姓名：指導(dǎo)老師： 目 錄第一節(jié) 設(shè)計任務(wù)-(3)第二節(jié) 電動機的選擇和計算-(4)第三節(jié) 齒輪的設(shè)計和計算-(7)第四節(jié) 箱體的設(shè)計計算- (16)第五節(jié) 軸的設(shè)計和校核-(18)第六節(jié) 鍵的校核-(28)第八節(jié) 設(shè)計結(jié)果附錄-(32)第九節(jié) 小結(jié) -(34)第一節(jié) 設(shè)計任務(wù) 帶式運輸送機的原理是由電動機通過圓柱-圓錐齒輪減速器給輸送機工作軸傳力和運動速度。它在社會生產(chǎn)中廣泛應(yīng)用，包括在建筑、工廠、生活等方面。其執(zhí)行機構(gòu)如下： 1、 原始數(shù)據(jù)

2、1) 運輸帶工作拉力為1.4kn；2) 運輸帶工作速度為0.85m/s；3）滾筒直徑d641mm；4) 滾筒效率0.955) 工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；6）工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35度7）使用折舊期10年，4年大修一次；8）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn) 2.參考傳動方案第二節(jié)電動機的選擇1、選擇電動機的類型按已知工作要求和條件范圍選用y系列一般用途全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。2、確定電動機功率工作所需電動機功率查機械設(shè)計手冊中的機械傳動效率表可得：兩級圓錐-圓柱減速器的效率為0.94給定的設(shè)計參數(shù)=1400n，=0.85m/s所以，=1

3、.19kw電動機的輸出功率，其中為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率： 其中連軸器效率=0.99，滾子軸承效率=0.98，7級精度齒輪傳動效率=0.97，滾筒滾動效率=0.95，得：電動機所需工作功率為： pp/1.49kw因工作載荷穩(wěn)定，電動機額定功率只需大于即可=（11.3）所以查y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)表選電動機的額定功率為1.49kw（3）確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸作為工作軸，其轉(zhuǎn)速為： =25.34r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，1級圓錐齒輪減速器傳動比i23，二級圓柱齒輪傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16120，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nin（16120）25.34（4

4、503041）r/min。符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750，1000，1500和 3000 r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種傳動比方案：方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速 r/min電動機重量 n同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1y100l61.5kw10009403502y90s-21.5kw300028402203y90l-44.0k合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為y100l6的三相異步電動機，額定功率為1.5kw，滿載轉(zhuǎn)速n940 r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。其主要性能如下：型號額定功率kw滿載時轉(zhuǎn)速r/min電

5、流（380v 時 ） a效率%功率因數(shù)%y100l61.5940677.574622 電動機的外形如圖: 3、傳動裝置的總傳動比和傳動比分配（1）總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為 in/n37.10 （2）傳動裝置傳動比分配iii式中i，i分別為減速器的高速級齒輪和低速級齒輪的傳動比。高速級齒輪的傳動比取i2.5，則低速級齒輪的傳動比為ii/ i37.10/2.514.84。四.傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算（1）各軸轉(zhuǎn)速 nn940/min nn/i 940/2.5376 r/min nn/ （ii）376/14.84=25.34r/min 工作軸：

6、n= n=25.34r/min（2）各軸輸入功率pp1.490.991.48kw pp1.480.980.971.41 kwpp1.410.980.971.34kw 工作軸： = p=1.34 0.980.99=1.30kw（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 軸 t9550 p/ n=95501.48/940=15.04knm 軸 t9550 p/ n=95501.41/376=35.81 knm 軸 t9550 p/ n=95501.34/25.34=505.01knm 工作軸 t=95501.30/25.34=489.94knm運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表軸名參數(shù) 電動機軸 軸軸軸工作軸轉(zhuǎn)速（r/m

7、in）94094037625.3425.34功率p(kw)1.491.481.411.341.30轉(zhuǎn)距t(nm)15.1915.0435.81505.01489.94傳動比i12.518.841效率0.990.970.950.94第三節(jié).齒輪的設(shè)計計算 （一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算、齒輪材料，熱處理及精度1）按照輸送機構(gòu)的傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動2）輸送機為一般工作機器，故選用7級精度（gb10095-88）。3）材料的選擇： 查機械手冊表選擇小齒輪材料為40cr鋼，硬度280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240hbs。二者材料硬度差40hbs。4）選小齒輪齒數(shù)z=25，大齒

8、輪z=2.5 取整得z=63。2、按齒面接觸強度計算：由計算公式d進行計算確定公式內(nèi)的各計算值：試選定載荷系數(shù)1.3計算小齒輪的轉(zhuǎn)距： 齒寬系數(shù)由查表得，材料的彈性影響系數(shù)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的 (6)由公式計算壓力循環(huán)次數(shù)，n=60=60n=查得接觸疲勞壽命系數(shù)k,k 計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1，安全敘述為s=1，可得，=2） 計算：計算小齒輪的分度圓直徑代入中的較小值，d=(2)計算圓周速度vv(3)計算載荷系數(shù)：根據(jù)v=3.14m/s ，7級精度，查得動載系數(shù)k=1.56查得使用系數(shù)：k查得7級精度的小齒輪相對支承非對稱分布時：k 代入數(shù)據(jù)得：k=1.8

9、8有由b/h=10.666，查表得，k=1.88故載荷系數(shù) k=kkk k=1.25(4)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， d=大齒輪齒數(shù)其中c=18（因為兩齒輪齒面硬度都小于350hbs）mm 取=63 =62.1/2.5=24.8取為25齒數(shù)比u=63/25=2.52 而之前設(shè)定的傳動比為2.5與設(shè)計要求傳動比的誤差為 在誤差允許范圍內(nèi)（5）模數(shù) 大端模數(shù)=對比此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)

10、2.55并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm（6）分度圓直徑： (7)節(jié)錐頂距 （8）節(jié)圓錐角（未變位時，與分度圓錐角相等）（9）大端齒頂圓直徑:小齒輪 mm大齒輪 mm（10）齒寬 ?。?1）兩個圓錐直齒的具體數(shù)據(jù)如下：1）齒輪 1 的材料及熱處理 材料名稱 40cr 熱處理 調(diào)質(zhì) 硬度范圍 235275(hbs) 硬度取值 275 (hbs) 接觸強度極限應(yīng)力 b(h1) 733 (n/mm2) 接觸強度安全系數(shù) s(h1) 1.10 彎曲強度極限應(yīng)力 b(f1) 299 (n/mm2) 彎曲強度安全系數(shù) s(f1) 1.40 齒輪 2 的材料及熱處理 材料名稱 45 熱處理 調(diào)質(zhì) 硬度范圍 21

11、7255(hbs) 硬度取值 240 (hbs) 接觸強度安全系數(shù) s(h2) 1.10 彎曲強度極限應(yīng)力 b(f2) 231 (n/mm2) 彎曲強度安全系數(shù) s(f2) 1.40 彎曲強度許用應(yīng)力 (f2) 316 (n/mm2) 2）、齒輪基本參數(shù)(mm)- 項目名稱 齒輪 1 齒輪 2 - 1. 大端模數(shù) m 3.00 - 2. 齒 數(shù) z 25 63 - 3. 大端分度圓直徑 de 75.00 187.50 - 4. 分錐度（度） 21.6444 68.3556 - 5. 切向變位系數(shù) xt 0.00 0.00 - 6. 法向變位系數(shù) x 0.00 0.00 - 7. 外錐距 re

12、101.67 - 8. 齒寬系數(shù) r 0.30 - 9. 齒 寬 b 30.50 - 10. 軸線夾角 90.0000 （度） - 11. 頂 隙 不等頂隙 - 12. 平均分度圓直徑 dm 63.75 159.38 - 13. 中錐距 rm 86.42 - 14. 平均模數(shù) mm 2.55 - 15. 齒頂高 ha 3.00 3.00 - 16. 齒根高 hf 3.60 3.60 - 17. 齒頂角 a（度） 1.6902 1.6902 - 18. 齒根角 f（度） 2.0279 2.0279 - 19. 頂錐角 a（度） 23.3346 70.0457 - 20. 齒頂角 f（度） 19.

13、6165 66.3276 - 21. 齒頂圓直徑 da 80.58 189.71 - 22. 冠頂距 ak 92.64 34.71 - 23. 大端分度圓齒厚 s 4.71 4.71 - 24. 大端分度圓法向弦齒厚 s 4.71 4.71 - 25. 大端分度圓法向弦齒高 hn(_) 3.03 2.98 - 26. 當(dāng)量齒數(shù) zv 26.90 169.45 - 27. 導(dǎo)圓半徑 r 0.00 - 28. 端面重合度 v 1.76 - 29. 軸向重合度 v 0.00 - 30. 法向重合度 vn 1.76 - 31. 中點分度圓的切向力 ft 449.36 - 32. 徑向力 fr 152.

14、02 60.33 - 33. 軸向力 fx 60.33 152.02 - 34. 齒輪速度 vm 3.14 - 3）、接觸強度、彎曲強度校核結(jié)果和參數(shù) 1. 齒輪1接觸強度許用應(yīng)力h1 633.15 (n/mm2) 2. 齒輪2接觸強度許用應(yīng)力h2 509.55 (n/mm2) 3. 接觸強度計算應(yīng)力h 464.55 (n/mm2) 滿足 4. 齒輪1彎曲強度許用應(yīng)力f1 409.45 (n/mm2) 5. 齒輪1彎曲強度計算應(yīng)力f 78.48 (n/mm2) 滿足 6. 齒輪2彎曲強度許用應(yīng)力f2 315.89 (n/mm2) 7. 齒輪2接觸強度計算應(yīng)力f 78.27 (n/mm2) 滿足

15、 4）1. 圓 周 力 ft 449.36 (n) 2. 齒輪線速度 vm 3.14 (m/s) 3. 使用系數(shù) ka 1.25 4. 動載系數(shù) kv 1.56 5. 齒向載荷分布系數(shù) khb 1.88 6. 齒間載荷分布系數(shù) kha 1.20 7. 是否修形齒輪 否 8. 節(jié)點區(qū)域系數(shù) zh 2.50 9. 材料的彈性系數(shù) ze 189.80 10. 接觸強度重合度系數(shù) ze 0.86 11. 接觸強度螺旋角系數(shù) zb 1.00 12. 重合、螺旋角系數(shù) zeb 0.86 13. 錐齒輪系數(shù) zk 1.00 14. 接觸疲勞壽命系數(shù) zn 1.00 15. 是否允許有一定量的點蝕 否 16.

16、 潤滑油膜影響系數(shù) zlvr 0.95 17. 潤滑油粘度（50度） 120.00 18. 工作硬化系數(shù) zw 1.00 19. 接觸強度尺寸系數(shù) zx 1.00 20. 齒向載荷分布系數(shù) kfb 1.88 21. 齒間載荷分布系數(shù) kfa 1.20 22. 抗彎強度重合度系數(shù) ye 0.68 23. 抗彎強度螺旋角系數(shù) yb 1.00 24. 抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) yeb 0.68 25. 復(fù)合齒形系數(shù) yfs 4.58 4.56 26. 壽命系數(shù) yn 1.00 1.00 27. 齒根圓角敏感系數(shù) ydr 0.95 0.95 28. 齒根表面狀況系數(shù) yrr 1.00 1.00 29.

17、 尺寸系數(shù) yx 1.01 1.01 31. 齒根表面粗糙度 rz16m 32. 基本齒條類別 hf/mnm = 1.25, pf/mnm = 0.20 （二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)1）按照輸送機構(gòu)的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動2）輸送機為一般工作機器，故選用7級精度（gb10095-88）。3）材料的選擇： 查機械手冊表選擇小齒輪材料為40cr鋼（調(diào)質(zhì)），硬度280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240hbs。二者材料硬度差40hbs。4）選小齒輪齒數(shù)z=25，大齒輪z=14.84。 按齒面接觸強度計算：由計算公式d進行計算確定公式內(nèi)的各計算值：

18、試選定載荷系數(shù)1.3計算小齒輪的轉(zhuǎn)距： 齒寬系數(shù)由查表得，材料的彈性影響系數(shù)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限600mpa小齒輪的大齒輪的由公式計算壓力循環(huán)次數(shù)，n=60=60n=ni查得接觸疲勞壽命系數(shù)kk 計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全敘述為s=1，得=2） 計算：計算小齒輪的分度圓直徑代入中的較小值，d=33.02mm 計算圓周速度v： 假設(shè)k，可查表得，計算齒寬b: b= d1.4計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)：m= d齒高：h=2.25m=2.25則b/h=36.9/3.32=11.1145計算載荷系數(shù)：根據(jù)v=0.72609m/s ，7級精度，查得動載系數(shù)k=1.0

19、6查得使用系數(shù)：k查得7級精度的小齒輪相對支承非對稱分布時：k 代入數(shù)據(jù)得：k=1.417有由b/h=11.1145，查表得，k=1.4故載荷系數(shù) k=kkk k=1.814按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑， d=計算模數(shù)：m=36.9/25=1.476mm 3）按齒根彎曲強度設(shè)計：得彎曲強度的設(shè)計公式為m確定各項計算值； 查得小齒輪的彎曲強度極限：，大齒輪的彎曲強度極限為 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)kk計算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù)，s=1.4，則可得 =計算載荷系數(shù)k：k=kkkk=1.814查取齒型系數(shù)y，y，查取應(yīng)力校正系數(shù)得：y, y計算大小齒輪的，并加以比較： 設(shè)計計算：

20、m=,對比此計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.476并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑=36.9mm，則小齒輪齒數(shù)z，z各取整后為 z20 =297幾何尺寸計算： 計算中心距：a=mm 計算齒輪寬度：b= 取b 第四節(jié). 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算已知：中心距 a=291.9mm1、機座壁厚 2、機蓋壁厚 3、機座凸緣厚度4、機蓋凸緣厚度5、機座底凸緣厚度6、地腳螺釘直徑 由機械設(shè)計手冊上查

21、的標(biāo)準(zhǔn)件內(nèi)六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為m（12）7、地腳螺釘數(shù)目因為， 所以n=68、軸承旁連接螺栓直徑；取mm。查的標(biāo)準(zhǔn)件六角頭螺栓c級 其螺紋規(guī)格 d為m（10）9、機蓋與機座連接螺栓直徑查的標(biāo)準(zhǔn)件六角頭螺栓c級 其螺紋規(guī)格 d為m（6）10、連接螺栓的間距，取11、軸承端蓋螺釘直徑 查的標(biāo)準(zhǔn)件內(nèi)六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為m（6）12、窺視孔蓋螺釘直徑查的標(biāo)準(zhǔn)件內(nèi)六角圓柱頭螺釘 其螺紋規(guī)格d 為m（4）13、定位銷直徑查的標(biāo)準(zhǔn)件圓住銷(公稱直徑)d=10 a=1.2 c=2.014、至外機壁距離有機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書中查的15、至凸緣邊緣距離同樣取16、軸承旁凸臺半徑17、外機

22、壁至軸承座端面距離18、大齒輪頂圓與內(nèi)機壁的距離 取=20mm19、齒輪端面與內(nèi)機壁的距離 取20、機蓋、機座肋厚21、軸承端蓋凸緣厚度取t=12mm第五節(jié)軸的設(shè)計和校核51減速器高速軸的設(shè)計1軸的材料選折選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限=640mpa，屈服強度極限=355mpa，剪切疲勞極限=155mpa，彎曲疲勞極限=270mpa，許用彎曲應(yīng)力=60mpa。2軸的初步計算(1)初步確定軸上的受力軸的輸出功率p i=1.41kw，轉(zhuǎn)速ni=940/min，轉(zhuǎn)矩ti=14.89knm，高速輪錐齒輪dm1=75mm；作用在齒輪上的力：ft=2t1/d1=2*14890/75=397.

23、1nft1= ft /cos=397.1/cos200=422.6nfr1= ft*tgcos=397.1*tg200cos21.960=134.1nfa1= ft*tgsin=397.1*tg200sin21.96=54.1n(2)處定軸的最小直徑=13.02mm查取機械手冊配合hl1的聯(lián)軸器實際取dmin=14mm(3)確定聯(lián)軸器型號及標(biāo)準(zhǔn)直徑聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩tca=kat1=160nmm(4)滾動軸承選用31305型，d=24mm,t=16mm3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸的方案設(shè)計(2)各段直徑及長度d12=14mm l12=30mm(比聯(lián)軸器略短)d23=20mm l23=36mmd34=24mm

24、 l34=16mm(一對軸承及臺階寬度之和)d45=30mm l45=42mmd56=24mm l56=16mmd67=20mm l67=50mm (比齒輪輪轂略短)6右側(cè)用擋圈固定d6=31mm選材結(jié)果：軸材料用45鋼，許用彎曲應(yīng)力=60mpa聯(lián)軸器平鍵b*h=6mm*6mm,l=63mm(3)軸上零件的周向固定齒輪及聯(lián)軸器處均采用平鍵聯(lián)接。由d12=14mm查得聯(lián)軸器平鍵選b*h=4mm*6.5mm,l=25mm由d56=24mm查得錐齒輪平鍵選b*h=8mm*7mm,l=29mm(4)軸上圓角及倒角尺寸參考表15-2，取倒角為1*450，圓角半徑見方案設(shè)計圖。4軸上載荷計算軸的支承跨距l(xiāng)

25、1=103mm，l2=45mm(1) 水平支反力fha1=ft1 l2/( l1-l2)=422.6*45/58=327.9nfhb2=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=104.0nfva2=fr1 l1/( l1-l2)=134.1*103/58=238.0n(3) 彎矩mh=fa d1/2=54.1*14/2=378.7nmmmv1=fva l1/2=104*103/2=5356nmmmv2=fvb l2/2=238*45/2=5355nmm(4) 合成彎矩m1=5369

26、nmmm2=5368nmm(5) 轉(zhuǎn)矩t=9.55*106*p/n=9550000*1.48/940=15036.2 nmm由上述數(shù)據(jù)得到的彎矩圖如下5危險面校核(1)當(dāng)量彎矩me1=8942.0nmmme2= me1=8942.0 nmm(2)校核e1= me1/(0.1d3)=8942.0/(0.1*143)=32.59mpae2=e1=32.59mpa由于e2=e1=32.59mpa-1=60mpa，所以軸的危險面滿足強度要求，故前面所得軸的尺寸符合要求。校核結(jié)果：當(dāng)量彎矩me1=8942nmmme2=8942 nmm彎曲強度e2=e1=32.59mpa52、減速器中間軸的設(shè)計1選擇軸的

27、材料，確定軸的許用應(yīng)力選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限=640mpa，屈服強度極限=355mpa，剪切疲勞極限=155mpa，彎曲疲勞極限=270mpa，許用彎曲應(yīng)力=60mpa。2軸的初步計算(1)初步確定軸上的受力軸的輸出功率p i=1.41kw，轉(zhuǎn)速ni=376r/min，轉(zhuǎn)矩ti=35.4nm，錐齒輪dm2=186.518mm，圓柱齒輪d1=37mm作用在齒輪上的力：ft1=379 nfa1=0.379*tan 200*cos710826”=51.6nfr1=0.379*tan 200*sin710826”=127.9nft2=1900nfr2= ft2 tan a =1.

28、9*tan 200=691.4n(2) 估算軸徑選取軸的型號軸徑計算公式查手冊可知道a0=103126 mm=17.4mm取軸d = 20mm(3) 軸承選取選用圓錐滾子軸承，型號為30304，由手冊查得相關(guān)數(shù)據(jù)：外徑d=52mm，孔徑d=20mm，t=16.25mm,軸承采用飛濺潤滑，軸上不設(shè)擋油環(huán)3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸的方案設(shè)計選材結(jié)果：軸材料45鋼許用彎曲應(yīng)力=60mpa。計算結(jié)果：ft1=379 nfa1=51.6nfr1=127.9nft2=1900nfr2=691.4n軸上的零件從軸的兩端依次安裝直尺圓錐齒輪、左套筒、左端軸承和左端蓋由左端裝配直尺圓柱齒輪，右套筒、右端軸承和右端蓋

29、由右端裝配(2)各段直徑及長度軸承處直徑：d 12= d 78=20mm軸承處長度：l12=l78=23.25 mm套筒處直徑（自由段）：d23=d67=28mm套筒處長度（自由段）：l23= l67=23mm圓錐齒輪處的直徑：d34= 32mm（齒輪孔徑大于所通過的軸徑）圓錐齒輪處長度：l34=33mm (軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度)軸環(huán)的直徑：d45=38mm(軸環(huán)高度 h =(0.070.1)d=2.13mm，取h=2.5mm，則軸環(huán)直徑為d3=（30+2*2.5）=38mm)軸環(huán)處寬度：l45=20mm，軸承與箱體內(nèi)壁距離 s =8 mm圓柱齒輪處的直徑：d56= 32mm（齒輪孔徑大于

30、所通過的軸徑）圓柱齒輪處長度：l3=52mm (軸段長度應(yīng)略小于輪轂長度) (3) 軸上零件的周向固定由d3=d5=32mm查得聯(lián)軸器平鍵選b*h=8mm*7mm,l1=30mm，l2=47mm(4)軸上圓角及倒角尺寸取倒角為1*450，圓角半徑見方案設(shè)計圖。4軸上載荷計算軸的支承跨距l(xiāng)1= 0.5*34+18+（19-13）=41mml2=0.5*(34+70)+13=65mml3=0.5*70+18+(19-13)=59 mm(1) 水平支反力fbh= =33268.4nfah=+fbh= 29753.6n(負號表示與原方向相反)(2) 垂直支反力fbv =688.4 nfav = fr2

31、fr1fbv =293.9-932.3-688.4= 1326.8n軸上載荷計算結(jié)果：水平支反力fbh=33268.4nfah= 29753.6n垂直支反力fbv =688.4 nfav = 1326.8n彎矩mch = 54398.8 nmmmdh =2162446nmmmcv1= 54398.8nmmmcv2= 54398.8nmmmdv1 =40615.6nmmmdv2=13803.6nmm合成彎矩mc =1221109.9nmmmd1=2162827.4nmmmd2=2162490.1nmm(3) 彎矩水平面彎矩圖mhmch =fahl1=-1326.8*41= 54398.8 nmm

32、mdh =fbhl2=33268.4*65=2162446nmm垂直面彎矩圖mvmcv1= fav l1= 1326.8*41= 54398.8nmmmcv2= mcv1= 54398.8nmmmdv1 = fbv l3= 688.4*59=40615.6nmmmdv2=mdv1=40615.6318.3*168.47/2=13803.6nmm(4) 合成彎矩mc =1221109.9nmmmd1=2162827.4nmmmd2=2162490.1nmm(5) 轉(zhuǎn)矩t =35400nmm由上述數(shù)據(jù)得到的彎矩圖如下5危險面校核(1)當(dāng)量彎矩截面 d1 處彎矩最大，故校核該截面的強度。md1=21

33、63099 nmm(2)校核d1= md1/(0.1d3)=2163099/(0.1*303)=27.6mpa由于d1=23.86mpa-1=60mpa，所以軸的危險面滿足強度要求，故前面所得軸的尺寸符合要求。校核結(jié)果：當(dāng)量彎矩md1=2163099 nmmd1=27.6mpa54 減速器輸出軸的設(shè)計1軸的材料選折選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限=640mpa，屈服強度極限=355mpa，剪切疲勞極限=155mpa，彎曲疲勞極限=270mpa，許用彎曲應(yīng)力=60mpa。2軸的初步計算(1)初步確定軸上的受力軸的輸出功率p i=1.34kw，轉(zhuǎn)速ni=25.34r/min，轉(zhuǎn)矩ti=

34、499.34nm，圓柱齒輪d1=546.9mm；作用在齒輪上的力：ft=2t1/d1=2*499.34/546.9=1826.1nfr1= ft tg/cos=1826.1tg200/cos14.2530=687.4nfa1= ft*tg=1826.1*tg142530=463.9n(2)處定軸的最小直徑=42.04mm圓整后得d=45mm(3) 確定軸承型號及直徑滾動軸承選用30311型，由手冊查得相關(guān)數(shù)據(jù)：外徑d=120mm，孔徑d=55mm， t=20.75mm。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸的方案設(shè)計(2)軸各段的直徑和長度1）d78=55mm l78=31.5mm；采用軸肩定位，d67=65mm2）由軸承的要求可知，d34= d67=55mm l34= l78=31.5m