二级减速器说明书_机械设计说明书(编辑修改稿)

二级减速器说明书_机械设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

a。 大齿轮的接触疲劳强度极限 2limH=550 MPa。 ⑥ 计算应力循环次数 1N =601n j hL =60179。 179。 1179。 (16179。 300179。 8)=179。 109 2N = 4  =179。 108 ⑦ 由图 1019[1]取接触疲劳寿命系数 1N =； 2N = ⑧ 计算接触疲劳许用应力 由 [1]表 ，取失效概率为 1%，安全系数 S=1，则  1H = S 1limN1 =179。 600=540 MPa  2H = S 2limN2 =179。 550= MPa 2）计算 机械设计课程设计说明 书 13 ①试算小齿轮分度圆直径 d1,由计算公式得  3 11   H Ed ZZTK Euud 34   ≈ mm ② 计算圆周速度，确定齿轮精度 V= 100060 11nd = 100060   = m/s ③ 计算齿 宽 b b= tdd 1 =1= mm ④计算齿宽与齿高之比 hb 模数 nm =11zd = = mm； 齿高 h= tm = mm hb = ⑤ 计算 载荷系数 根据 v= m/s， 7级精度，由图 108[1]查得动载系数 vK =； 直齿轮  FH KK =1。 由表 102[1]查得使用系数 AK =1； 由表 104[1]用插值法查的 7 级精度 ， 小齿轮相对支承非对称布置时，HK =。 由 hb =， HK =，查图 1013[1]得 FK =；故载荷系数 K=  HHVA KKKK  =1  = ⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 1010a[1]得 3311 tt kkdd mm ⑦计算模数 m m= zd= mm 3）按齿根弯曲强度设计 由式 105[1]得弯曲强度的设计公式为 m33 211 ][2FSaFadYYzKT   （ 1） 确定公式内的各计算数值 机械设计课程设计说明 书 14 ① 由图 1020c[1]查的小齿轮的弯曲强度极限 1FE =500 MPa，大齿轮的弯曲强度极限 2FE =380 MPa。 ② 由图 1018[1]取弯曲疲劳寿命系 数 , 21  FNFN KK。 ③ 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=，由式 1012[1]得 MPaSKMPaSKFNFNFFNFNF ][ ][222111 ④ 计算载荷系数 K K=  FFVA KKKK = 5 1  ⑤ 查取齿形系数 由表 105[1]查得 , 21  FaFa YY ⑥ 查取应力校正系数 由表 105[1]查得 , 21  SaSa YY ⑦ 计算大、小齿轮的][FFaSaYY并加以比较 ][ ][222111FFaSaFFaSaYYYY 大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算 mmm 241 01 56 24   对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径 d ，算得小齿轮齿数  mdz 大齿轮齿数 1283242 z 4） 几何尺寸计算 ①计算分度圆直径 2562128 6423222 11   mzd mzd ②计算中心距 机械设计课程设计说明 书 15 1602 256642 21  dda mm ③计算 齿轮宽度 b=ψ d 1d =1179。 64=64 mm，故取 b1=70 mm； b2=65 mm 二、低速机齿轮传动计算 (1)选定齿轮类型、材料和齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（ GB1009588）。 3）材料选择。 由表 101[1]选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4）选择小齿轮齿数 1z =24，大齿轮齿数 2z =1i 1z =179。 24=，取 69。 (2)按齿面接触强度设计 由 公式 109a[1]知齿面接触强度设计公式为  23 11 1   Hd uud TK 1)确定上公式内的各计算数值 ①计算载荷系数 K 试选择载荷系数 t = ②计算小齿轮传递的转矩 1T =179。 npI1610 = 179。 95 .5179。 610 =179。 510 N mm ③由表 107[1]选取齿宽系数 d=1。 ④由表 106[1]查得材料的弹性影响系数  = 21MPa。 ⑤由图 1021d[1]按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限 1limH =600 MPa。 大齿轮的接触疲劳强度极限 2limH=550 MPa。 ⑥计算应力循环次数 1N =601n j hL =60179。 179。 1179。 (16179。 300179。 8)=179。 108 2N =  =179。 108 ⑦由图 1019[1]取接触疲劳寿命系数 1N =； 2N = ⑧计算接触疲劳许用应力 由 [1]表 ，取失效概率为 1%，安全系数 S=1，则  1H = S 1limN1 =179。 600=540 MPa  2H = S 2limN2 =179。 550= MPa 2）计算 ①试算小齿轮分度圆直径 d1,由计算公式得 机械设计课程设计说明 书 16  3 11   H Ed ZZTK Euud 35   ≈ mm ② 计算圆周速度，确定齿轮精度 V= 100060 11nd =100 060  = m/s ③计算齿宽 b b= tdd 1 =1= mm ④计算齿宽与齿高之比 hb 模数 nm =11zd = = mm； 齿高 h= tm = mm hb = ⑤计算载荷系数 根据 v= m/s， 7级精度，由图 108[1]查得动载系数 vK =1； 直齿轮  FH KK =1。 由表 102[1]查得使用系数 AK =1； 由表 104[1]用插值法查的 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，HK =。 由 hb =， HK =，查图 1013[1]得 FK =；故载荷系数 K=  HHVA KKKK  =1  = ⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 1010a[1]得 3311 tt kkdd mm ⑦计算模数 m m= zd= mm 3）按齿根弯曲强度设计 由式 105[1]得弯曲强度的设计公式为 m33 211 ][2FSaFadYYzKT   （ 1）确定公式内的各计算数值 机械设计课程设计说明 书 17 ①由图 1020c[1]查的小齿轮的弯曲强度极限 1FE =500 MPa，大齿轮的弯曲强度极限 2FE =380 MPa。 ②由图 1018[1]取弯曲疲劳寿命系数 , 21  FNFN KK。 ③计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=，由式（ 1012）得 MPaSKMPaSKFNFNFFNFNF ][ ][222111 ④计算载荷系数 K K=  FFVA KKKK =  ⑤查取齿形系数 由表 105[1]查得 , 21  FaFa YY ⑥查取应力校正系数 由表 105[1]查得 , 21  SaSa YY ⑦计算大、小齿轮的][FFaSaYY并加以比较 ][ ][222111FFaSaFFaSaYYYY 大齿轮的数值大。 （ 2）设计计算 mmm 241 25   对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数 与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数。