二级圆锥圆柱齿轮减速器设计_课程设计说明书(编辑修改稿)

二级圆锥圆柱齿轮减速器设计_课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

. 4 1 . 4 1 7 2A v H HK K K K K      6）按 实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 11 23 34 7 . 8 5 5 1 . 51 . 6t tKd d m mK    1 mm /v m s ntb mmm mmh mmbh   2K 1 mm 攀枝花学院本科课程设计 14 设计计算及说明 结果 7） 计算模数 nm 11c o s 5 1 . 5 c o s 1 4 2 . 4 9 920n dm m mZ     取 mm 8） 几何尺寸计算 （ 1） 计算中心距 12( ) ( 20 13 4) 2. 5 c os 2 c os 14nz z ma m m     （ 2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 12( ) ( 2 0 1 3 4 ) 2 . 5a r c c o s a r c c o s 1 4 . 0 12 2 1 9 8 . 4nz z ma       因  值改变不多，故参数  、 HZ 等不必修正 （ 3） 计算大小齿轮的分度圆直径 11222 0 2 .5 5 1 .5c o s c o s 1 4 .0 11 3 4 2 .5 3 4 5 .3c o s c o s 1 4 .0 1nnzmd m mzmd m m     （ 4）计算齿轮宽度 1 1 5 1 .5 5 1 .5db d m m    圆整后取 2 51B mm 1 56B mm 校核齿根弯曲疲劳强度 1） 确定弯曲强度载荷系数 1 1 . 0 1 1 . 4 1 . 3 2 1 . 8 6 6A v F FK K K K K      2） 根据重合度   ，由《机械设计（第八版）》图 1028 查得螺旋角影 响系数 mm mm  12 mmd mm 1 56B mm 2 51B mm  攀枝花学院本科课程设计 15 设计计算及说明 结果 3） 计算当量齿数 1213323320 2 1 .9( c o s ) ( c o s 1 4 .0 1 )134 1 4 6 .7( c o s ) ( c o s 1 4 .0 1 )vvzzzz     4）由《机械设计（第八版）》表 105 查得齿形系数 1  2  应力校正系数 1  2  5）由《机械设计（第八版）》图 2020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 680FE MPa  ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 650FE MPa  6） 由《机械设计（第八版）》图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 1  2  7） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数  ，得   1112220 . 8 8 6 8 0 4 2 7 . 4 31 . 40 . 9 2 6 5 0 4 2 7 . 1 41 . 4F N F EFF N F EFK M P aSK M P aS     8） 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式  2232 ( c o s ) F a S aFFdnK T Y Y Yzm  进行校核  111122312232 ( c o s )2 1 . 8 6 6 1 1 3 5 0 0 0 . 8 8 ( c o s 1 4 . 0 1 ) 2 . 7 2 1 . 5 7 1 4 4 . 31 2 0 1 . 6 6 2 2 . 5F a S aFdnFKTY Y YzmM P a           12vzz    12FFMPaMPa  1 F MPa  攀枝花学院本科课程设计 16 设计计算及说明 结果  221222322232 ( c o s )2 1 .8 6 6 1 1 3 5 0 0 0 .8 8 ( c o s 1 4 .0 1 ) 2 .1 4 1 .8 3 2 .9 51 1 3 4 1 .6 6 2 2 .5F a S aFdnFKTY Y YZmM P a           满足弯曲强度，所选参数合适。  1 F MPa  攀枝花学院本科课程设计 17 设计计算机说明 结果 六、轴的设计计算 输入轴设计 求输入轴上的功率 2P 、转速 2n 和转矩 2T 2 kw 2 960 / minnr 2 N m 求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为 1 11( 1 0 . 5 ) ( 1 0 . 5 ) 3 2 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 3 ) 6 2 . 6 2 5m R t Rd d m Z m m          而 132112 3 3 . 8 2 1 0 2 10806 2 . 6 2 5ta n c o s 1 0 8 0 ta n 2 0 c o s 1 5 . 9 3 7 7ta n s in 1 0 4 5 ta n 2 0 s in 1 5 . 9 1 0 7 . 7tmrtatTFNdF F NF F N                   圆周力 tF 、径向力 rF 及轴向力 aF 的方向如图二所示 1080377traFNFN 攀枝花学院本科课程设计 18 设计计算及说明 结果 图二 攀枝花学院本科课程设计 19 设计计算及说明 结果 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45 钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表 153，取 0 112A ，得 30 3 .4m i n 1 7 .0 7960d A m m，输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 12d ，为了使所选的轴直径 12d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 2ca AT KT ，查《机械设计（第八版）》表 141，由于转矩变化很小，故取 ，则 2 1 . 3 3 3 8 2 0 4 3 9 6 6c a AT K T N m m     查《机械设计（机械设计基础）课程设计》表 174，选 HL1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160 ~ 160000Nm，半联轴器的孔径 1 30d mm ，故取 12 30d mm  ，半联轴器长度82L mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 60mm。 轴的结构设计 （ 1） 拟定轴上零件的装配方案（见图三） 图三 min mm 43966caTN mm 12 30d mm  攀枝花学院本科课程设计 20 设计计算及说明 结果 （ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 为了满足半联轴器的轴向定位， 12 轴段右端需制出一轴肩，故取 23 段的直径23 37d mm  2） 初步选择滚动轴承。 因轴承 同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 23 37d mm  ，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表 157 中初步选取 0 基 本 游 隙 组 ， 标 准 精 度 级 的 单 列 圆 锥 滚 子 轴 承 32908 ， 其 尺 寸 为4 0 6 2 1 5d D T m m m m m m    ， 3 4 5 6 40d d mm，而 3415l mm 。 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表 157 查得 32908 型轴承的定位轴肩高度 mm ，因此取 45 45d mm  3）取安装齿轮处的轴段 67 的直径 67 30d mm  ；为使套筒可靠地压紧轴承， 56 段应略短于轴承宽度，故取 5614l mm 。 4）轴承端盖的总宽度为 20mm。 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面间的距离 30l mm ，故取 2350l mm  5）锥齿轮轮毂宽度为 ，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 67 70l mm 。 7） 由于 2baLL ，故取 45 115l mm  （ 3） 轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 67d 由《机械设计（第八版）》表 61 查得平键截面 10 8b h mm mm  ，键槽用键槽铣刀加工，长为 50mm，同时为保 证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 76Hk ；滚动轴承与轴的周向定 23 37d mm  3 4 5 640ddmm 3415l mm  45 45d mm  67 30d mm  5614l mm  2350l mm  67 70l mm  45 115l mm  攀枝花学院本科课程设计 21 设计计算及说明 结果 位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45 求轴上的载荷 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据 上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取  ，轴的计算应力 2 2 2 223( ) 1 2 8 . 2 (0 . 6 3 3 . 8 2 ) 2 0 . 2 80 . 1 4 0ca MT M P aW       前 已选 定轴 的材 料为 45 钢（ 调质 ）， 由《 机械 设计 （第 八版 ）》 表 151 查得   116 0 , caM P a  ，故安全。 精确校核轴的疲劳强度 （ 1） 判断危险截面 截面 5 右侧受应力最大 （ 2）截面 5 右侧抗弯截面系数 3 3 30 . 1 0 . 1 4 0 6 4 0 0W d m m    载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 1  1  2  2  弯矩 M 1 2 4 2 0 1 .4HM N mm 1 31671VM N mm   2 5 0 7 6 2 .8 5VM N m m   总弯矩 221 2 4 . 2 3 1 . 6 7 1 2 8 . 1 7 6M N m    扭矩 T 2 N m MPa   1ca 36400W mm 攀枝花学院本科课程设计 22 设计计算及说明 结果 抗扭截面系数 3 3 30 . 2 ^ 0 . 2 4 0。