减速器输出轴设计.doc

目 录 第一节 设计题目 1 第二节 求输出轴上的功率P3 、转速n3和扭矩T 6 第三节 求作用在齿轮上的力 6 第四节 初步确定轴的最小直径 7 第五节 轴的结构设计 7 第六节 选择轴的材料 8 第七节 按弯扭合成应力校核轴的强度 8 第八节 判断危险剖面 9 第九节 精确校核轴的疲劳强度 9 第十节 小结 12 第十一 致谢 13 第十二节 参考文献 13 第一节 设计题目 一台装配工艺用的带式运输机以圆锥-圆柱齿轮减速器作为减速装置。试设计该减速速器的输出轴。 输入轴与电动机相联，输出轴通过联轴器与工作机相联，输出阻抗轴为单向旋转（从左端看为顺时针方向）。已知电动机功率P=10KW， 转速n1=1450rpm, 齿轮机构的参数列于下表： 级别 Z1 Z2 mn(mn) m4(mn) h 齿宽（mn） 高速级 20 75 3．5 20 1 B=45（大圆锥齿轮轮段长L=50） 低速级 23 95 4 4．0404 B1=85 B2=80 齿轮对轴的力学参数如下: 载荷 水平面H 垂直面V 支反力R RH1=3270 N,RH2=1730 N RV1=1810 N,RV2=35 N 弯矩M MH≈258000 N ·mm MV1≈142500 N·mm,MV2=5220 N·mm 总弯矩 M1=≈29500 N·mm M2=≈258000 N·mm 扭矩T T=9550000x9.4/93.6≈959000 N·mm 计算弯矩Mca Mca1=≈640000 N·mm Mca2=M2=258000 N·mm 求输出轴上的功率P2、转速n3和扭矩T 若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）?=0.97,则 P3 =P2 =10X0.972=9.4 KW 又 n3= n1X1/i=1450XX=93.6 rpm 于是 T=955000 =950000X9.4/93.6=959000 N*mm 求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2=miz2=4.0404X95=383.84mm≈384mm 周向力 Ft=2T/d2=2X959000/384=500 N 径向力 Fr=Ft*tgan/cosB=5000Xtg200/cos8006’34”=1840 N 轴向力 Fa=FttgB=5000xtg8006’34”=715 第四节 初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径：根据表15-2，当选取轴材料为45号钢时，取AO=110，于是得： dmin=110 x =x110 =110 x 0.465≈51.2 mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dI-II。为了使所先的轴直径dI-II与轴器的孔径相适应，从手册上查得，采用B5*J55x110/Y60x110型弹性圈柱销联轴器，其半联轴器I的孔径范围dI=45-65mm，故取dI-II=55mm；半联轴器长II≤110mm。 第五节 轴的结构设计 a)为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩,故取I-II段的直径dI-II=62mm;左端用轴端挡圈定位,现取挡圈直径D=65nm.因半联轴器长L1=110nm,而半联轴器与轴配合部分的长度为110-32=78nm,但为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不会压在轴的端面上,故I-II段的长度应略小于半联轴器上相应的长度,取lI-II=70 mm。 b)初步选择滚动轴承.加轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dI-II=62mm 由轴承产品目录中初步取O基本游隙组、标准精度级的单列圆锥省部级滚子轴承7313，其尺寸为Dxdxt=65X140X36,故dIII-VII=65 mm;而LVI-VII=36 mm。 为了右端滚动轴承的轴向定位，需将V-VI段直径放大以构成轴肩。由手册上查得，对7313轴承，它的定位轴肩高度最小为6mm,现取dV-VI=80 mm （即定位轴肩高为7.5mm）。 考虑到箱体的铸造误差，装配时留有佘地，滚动轴承应距箱内边一段距离S，取S=5mm. c)取安装齿轮处的轴段IV-V的直径dIV-V=70mm。齿轮左端用套筒顶住轴承来定位，已知齿轮毂长为80mm，为了使套筒端面和齿轮轮毂端面紧贴以保证定位可靠，故取lIV-V =76mm，略短于轮毂长；齿轮的另一端是借轴肩定位的。 d)取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,圆锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm,则： lIII-IV=T+s+a+(