设计用于带式运输机的两级圆柱齿轮减速器_二级圆柱齿轮减速器设计说明书(编辑修改稿)

设计用于带式运输机的两级圆柱齿轮减速器_二级圆柱齿轮减速器设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

    8 712 1 1 . 3 1 0 2 . 9 1 04 . 4 9   LL gNN i 预估计应力循环次数正确 接触寿命系数 NZ 由图 得： 121. 15 , 1. 18NNZZ 需用接触应力[]H l i m 1 11l i m7 1 0 1 . 1 5[ ] 7 7 71 . 0 5HNHHZ M P aS    l i m 2 22l i m5 8 0 1 . 1 8[ ] 6 5 21 . 0 5HNHHZ M P aS    验算 1212 1H E H KT uZ Z Z b d u   22 2 . 9 8 5 7 8 7 5 4 0 . 9 7 4 . 4 9 11 8 9 . 8 2 . 4 2 0 . 7 6 6 2 4 . 1 35 6 5 5 . 8 1 2 4 . 4 9         计算结果表明，接触疲劳强度合适 2[]HH 尺寸无需调整。 齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数 FaY 11 33 27 30c os c os 14 38 39。 24   v ZZ 22 33 122 134c os c os 14 38 39。 24   v ZZ 由图 ，得 122. 52 , 2. 15Fa FaYY 应力修正系数 SaY 由图 得： 121 .6 3, 1 .8 1SSYY 重合度系数 Y 1211[1 . 8 8 3 . 2 ( ) ] c o savvvzz   11[ 1 . 8 8 3 . 2 ( ) ] c o s 1 4 3 8 39。 2 4 1 . 6 93 0 1 3 4     v 0 .7 50 .2 5 0 .6 9avY    螺旋角系数 Y m in1 0 .2 5 0 .4 3 8  Y 1 0 .7 3 0 .6 9120    Y 齿间载荷分配系数FK 由表 ，2 1 .7 9co sF bK    齿向载荷分布系数FK 由图 得： 5 6 2 7 1 2 . 4 4 4c o s2 . 2 5 5 5 . 8 1 2 c o s 1 4 3 8 39。 2 4 2 . 2 5     bb dh Z   载荷系数 K 1 . 0 1 . 1 5 1 . 7 9 1 . 4 6 3 . 1 3 6A v F FK K K K K      9 弯曲疲劳极限limF 由图 得： l im 1 l im 2600 , 450FFM Pa M Pa 弯曲最小安全系数minFS 由表 得： min  弯曲寿命系数 NY 由图 得： ,  尺寸系数 XY 由图 得：  许用弯曲应力[]F l i m 1 11m i n6 0 0 0 . 9 5 1[ ] 4 5 61 . 2 5F N XFFYY M P aS    l i m 2 22m i n4 5 0 0 . 9 7 1[ ] 3 4 91 . 2 5F N XFFYY M P aS    验算 11 1 1122 3 . 1 3 6 7 8 7 5 4 0 . 9 7 2 . 5 2 1 . 6 3 0 . 6 9 2 1 7 . 2 45 6 5 5 . 8 1 2 2         F F SKT Y Y Yb d mM P a 2221112 . 1 5 1 . 8 12 1 7 . 2 4 2 0 5 . 8 1 12 . 5 2 1 . 6 3   FSFFFFYY M P aYY 四、低速级齿轮设计 低速级齿轮设计及校核 计算项目 计算内容及结果 齿轮材料的选择 因传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用 40cr，调制处理，硬度在241 280HB HB,平均取为 260HB ，大齿轮用 45 钢，调制处理，硬度229 286HB HB，平均取为 240HB。 齿面接触强度计算 转矩 2T 2662 2 4 . 5 99 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 3 4 1 6 8 2 . 91 2 8 . 2 9     PT N m mn 齿宽系数 d 由表 ，取  接触疲劳极限 由图 ， l im 1 l im 271 0。 58 0HHM P a M P a 初步计算的需用接触应力 [] 1 l im1[ ] 0 . 9 0 . 9 7 1 0 6 3 9HH M P a    2 l im 2[ ] 580 522HH M Pa    初步计算的小齿轮直径 1d 131 2 1[]ddHT udA u  32 23 4 1 6 8 2 0 . 9 7 3 . 2 18 0 . 2 9 3 . 75 2 2 3 . 2  d m m 取 1 94d mm 初步齿轮宽度 b 1 94db d mm 10 初取齿数 z 、模数m 和螺旋角  取 1 2 2 12 9 , 9 2 . 8 9 3 , 1 5     gZ Z i Z 求模数 nm 11c o s 9 4 c o s 1 5 329   n dm m mZ 求中心距 a 12() 3 ( 2 9 9 3 ) 1 8 9 . 4 52 c o s 2 c o s 1 5190取 圆 整   nm Z Za m ma m m 反 算  12() 3 ( 2 9 9 3 )a r c c o s a r c c o s 1 5 3 6 39。 3 [ 8 , 2 5 ]2 2 1 9 0      nm Z Za 计算 1d 、 2d 11 3 29 90 .32 7c os c os 15 36 39。 3    nmZd m m 212 28 9. 67 3  d a d 求齿宽 1b 、 2b 21 90 （ 圆 整 ）  db b d mm 12 6 90 6 96b b mm     圆周速度 v 11 9 0 . 3 2 7 1 2 8 . 2 9 0 . 6 0 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0    dnv m s 使用系数 AK 由表 得：  使用系数 VK 由图 得：  齿间载荷分配系数 HK 由表 求： 212 2 3 4 1 6 8 2 7 5 6 5 . 49 0 . 3 2 7  t TFNd 1 . 0 7 5 6 5 . 4 8 4 . 0 6 / 1 0 0 /90  AtKF N m m N m mb 11 33 29 32c os c os 15 36 39。 3   v ZZ 22 33 93 104c os c os 15 36 39。 3   v ZZ 1211[1 .8 8 3 .2 ( ) ] c o szz   11[ 1 . 8 8 3 . 2 ( ) ] c o s 1 5 3 6 39。 3 1 . 6 83 2 1 0 4      1s i n 1 2 9t a n t a n 1 5 3 6 39。 3 2 . 5 7 8       dnZb m        ta n ta n 20a r c ta n a r c ta n 20 .70 1c os c os 15 36 39。 3      nt c o s c o s c o s / c o sc o s 1 5 3 6 39。 3 c o s 2 0 / c o s 2 0 .7 0 1 0 .9 7       b n t 由此可得 2/ c o s 1 .7 9H F bKK     11 齿向载荷分布系数 由表 ， 2 2 311[1 0 . 6 ( ) ] ( ) 1 0HbbK A B C bdd      2 2 31 . 1 7 0 . 1 6 ( 1 0 . 6 0 . 9 9 6 ) 0 . 9 9 6 0 . 6 1 1 0 9 0 1 . 4 8        HK 载荷系数 K 1 . 0 1 . 2 1 . 7 9 1 . 4 8 3 . 1 8     A V H HK K K K K 弹性系数 EZ 由表 得： MPa 节点区域系数HZ 由图 得：  重合度系数 Z 4 1( 1 ) 0 .7 63        Z 螺旋角系数 Z c o s c o s 1 5 3 6 39。 3 0 . 9 8    Z 接触最小安全系数 minHS 由表 得： lim  总工作时间 ht 8 30 0 16 38 40 0hth    应力循环次数LN 由表 ，估计 7910 10LN，则指数  81 6 0 6 0 1 1 2 8 . 2 9 3 8 4 0 0 2 . 9 6 1 0      LhN n t 8 812 2 2 . 9 6 1 0 1 . 4 7 1 03 . 2   LL gNN i 预估计应力循环次数正确 接触寿命系数NZ 由图 得： 121. 15 , 1. 18NNZZ 需用接触应力[]H l i m 1 11l i m7 1 0 1 . 1 5[ ] 7 7 71 . 0 5HNHHZ M P aS    l i m 2 22l i m5 8 0 1 . 1 8[ ] 6 5 21 . 0 5HNHHZ M P aS    验算 1212 1H E H KT uZ Z Z bd u  22 3 . 1 8 3 4 1 6 8 2 3 . 2 11 8 9 . 8 2 . 4 2 0 . 5 6 4 7 0 . 7 29 0 9 0 . 3 2 7 3 . 2        M P a 计算结果表明，接触疲劳强度合适 2[]HH 尺寸无需调整。 齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数 FaY 11 33 29 32c os c os 15 36 39。 3   v ZZ 22 33 93 104c os c os 15 36 39。 3   v ZZ 由图 ，得 122. 59 , 2. 18Fa FaYY 应力修正系数 SaY 由图 得： 111. 63 , 1. 81Sa SaYY 12 重合度系数 Y 1211[1 . 8 8 3 . 2 ( ) ] c o savvvzz   11[ 1 . 8 8 3 . 2 ( ) ] c o s 1 5 3 6 39。 3 1 . 6 83 2 1 0 4     v 0 .7 50 .2 5 0 .6 9  vY 螺旋角系数 Y m in 1 0 .2 5 0 .3 6  Y 1 0 .7 2 0 .6 9120    Y 齿间载荷分配系数 FK 由表 ， 2 1 .7 9co sF bK    齿向载荷分布系数 FK 由图 得： 9 0 2 9 1 3 .3 3c o s2 .2 5 9 0 .3 2 7 c o s 1 5 3 6 39。 3 2 .2 5     bb dh Z   载荷系数 K 1 . 0 1 . 1 5 1 . 7 9 1 . 3 6 2 . 9 2A v F FK K K K K      弯曲疲劳极限limF 由图 得： l im 1 l im 2600 , 450FFM Pa M Pa 弯曲最小安全系数 minFS 由表 得： min  弯曲寿命系数 NY 由图 得： ,  尺寸系数 XY 由图 得：  许用弯曲应力[]F l i m 1 11m i n6 0 0 0 . 9 5 1[ ] 4 5 61 . 2 5F N XFFYY M P aS    l i m 2 22m i n4 5 0 0。