两级斜齿圆柱齿轮减速器_课程设计说明书(编辑修改稿)

两级斜齿圆柱齿轮减速器_课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

教材表 ， SFmin=   1 7 6m in 11lim1  F NFF S Y MPa   1 8 4m in 2lim2  F NFF S Y MPa  YYYYmbd KT SaFanF 111 11 2= MPa＜ 1F 合格 1 611 2212  SaFa SaFaFF YY YY MPa＜ 2F 合格 满足齿根弯曲疲劳强度 低速级齿轮传动设计 已知传递功率 p kW，小齿轮转速 n r/min， 39。 3 ui ，由电动机驱动，两班制工作，使用寿命 5 年。 计算结 果及步骤如下： 计算项目 计算和说明 (1) 选择材料及热处理 精度等级 齿数 初选螺旋角 39。  材料均选 40Cr 表面调质 +淬火，硬度均选 50HRC。 选 8 级精度（ GB10095— 88）。 选小齿轮齿数 183z ，大齿轮齿数 39。 4  zuz ，圆整取 674z 初选螺旋角 1239。  (2)按齿面接触疲劳强度设计 ①确定计算 参数 小齿轮传递转矩 2T 齿宽系数 d 端面重合度  重合度系数 Y 轴向重合度  螺旋角系数 Y 初选载荷系数 tKv 当量齿数 齿形系数  3 21 21n co s2 Fd SFZ YYYYTKm   由式2262 nPT  得： T N mm， 查教材表 取 d  c o 43    zz= 查教材图 取重合度系数  1 3    tgzd  初取 tKv = s 231  ZZ v s 242  ZZ v 修正系数 接触应力循环次数 N 接触疲劳强度寿命系数NY 最小安全系数 SHmin 接触疲劳极限  Hlim 许用接触应力 [ ]H 计算圆周速度 v 使用系数 AK 动载系数 VK 齿间载荷分配系数 K 齿向 载荷分配系数 K 确定载荷系数 39。 K 小齿轮模数1nm 大齿轮模数 修正小齿轮分度圆直径1d 查教材图 取： 1F   查教材图 取： 1S   723  haLnN 34  NN /i =  3YN=1，4YN=1 SHmin=  Hlim3=330MPa  Hlim4=330MPa ： [ ]H3= 264m in33lim S Z N MP [ ]H4= 26 4m in44lim S Z N MPa s1 0 0 060 M 23n   nZv m/s 查教材表 取，使用系数 KA=1 查教材图 取动载系数 VK = 查教材表 取 K = 查教材图 取 K =    KKKKK V   4 . 1 0 m mco s23 21 21n 1  Fd SFZ YYYYTKm     3 . 9 7 m mco s23 22 21n 2  Fd SFZ YYYYTKm   39。 39。 139。 139。  tt KKdd mm ②确定齿轮参数及主要尺寸 模数tnm 修正模数 中心距 a 确定螺旋角  分度圆直径 1d 、 2d 确定齿宽 1b 、 2b （ 3） 校核弯曲疲劳强度 K、 T、 b、 d 值同前 齿轮比 齿轮材料弹性系数 EZ 节点区域系数 HZ 螺旋角系数 Z 重合度系数 Z mmnZm nn os1 00 060 m 31t   mmKKm tnn t  查教材取nm=4mm   3 .817co s2 43  zzma n mm 圆整为 ɑ=175mm    r c c o s 43  a zzm n s 31  zmd n mm s 42  zmd n mm  db d mm 圆整后取 2b =37mm， 1b =45mm  Hud    211HEH b 1u2 K TZZZ ）（Ｚ  查教材表 得： aZ E  查教材图 ： HZ 查教材图 取： Z 查教材图 取： Z 接触应力循环次数 N 接触疲劳极限  Hlim 寿命系数1NZ，2NZ 安全系数 HS 许用接触应力 [ ]H 711 107 1  haLnN 12  NN /u=710 由教材图 得接触接 触疲劳极限  Hlim1=1150MPa Hlim2=1150MPa 查教材图 得1NZ=2NZ=1 查教材表 取 HS = 由 :教材图 ： [ ]H1= min11limS ZN 1150MPa [ ]H2= min22limS ZN 1150MPa ud 211HEH b 1u2 K TZZZ ）（Ｚ  =  H 所以满足齿面接触疲劳强度。 第四章 轴的设计计算 轴的材料选择 项 目 计算及说明 结 果 轴的材料 根据工作条件，初选Ⅰ轴 、Ⅱ、Ⅲ轴为 45 钢，均调质处理。 轴的结构设计 项 目 计算及说明 结 果 Ⅰ 轴的结构设计（齿轮轴） (1)初算轴径 mmnPCd in 3  （ 由教材表 查得 C=110） 考虑到有一个键直径需加大 5%，取整为 d1=22mm。 (2)各段轴直径的确定 从左到右依次取为 L L L L L L5。 L1 段为该轴的最小直径段，并且与 V 带连接，取直径为 25mm。 L2 段与 L5 段相同，都为滚动轴承段，直径为 30mm。 L3 段为一光轴，确定直径为 28mm。 L4 段为齿轮轴段，由 2dda 可取齿轮轴段的直径为 ，与 L5 段形成轴肩。 L5 段为该轴的滚动轴承段，查表取直径为 30mm。 （ 3）各段轴的长度确定 L L5 段都为滚动轴承段，取 L2=46mm,L5=38mm。 L4 段长度为 53mm，齿轮宽度为 55mm。 L1 段与 V 带宽度相等，取 45mm。 L3 段长度确定由结构确定，取为 28mm。 d1=22mm 11d =25mm12d =30mm13d =28mm14d =mm d 15 =30mm11l =45mm12l =46mm13l =28mm14l =53mm15l =28mm Ⅱ 轴的结构设计（齿轮轴 ） (1)初算轴径 mmnPCd in 3  （ 由教材表 查得 C=110）考虑到有一个键直径需加大 5%，则取整为 d2=36mm。 (2)各轴段直径确定 如图所示，从左到右依次取为 L L L L L5。 L1 段直径最小，为安装滚动轴承段， d1=40mm。 L2:高速级大齿轮轴段，取 d2=43mm。 L3。 根据齿轮的轴向定位要求取为大段 d3=50mm，形成一定的轴肩。 L4:低速级小齿轮段，取为 d4=，直径与高速级大齿轮轴段相等。 L5:与轴段 L1 相同，都为安装滚动轴承段，取 d=40mm。 (3)各轴段长度的确定 L1：由滚动轴承，挡油盘及装配关系取为 40mm。 L2：由高速级大齿轮轴段长度为 45mm，与大齿轮齿宽相等。 L3：由定位关系，取长度为 10mm。 L4：由低速级小齿轮轴段长度为 43mmm。 L5: 由滚动轴承，挡油盘及装配关系取为 40mm。 Ⅲ 轴的结构设计 (1)初算轴径 mmnPCd in 3  （ 由教材表 查得 C=110） 考虑键槽影响，取整为 d3=55mm. d2=36mm 21d =40mm 22d =43mm23d =50mm24d =mm 25d =40mm21l =40mm22l =45mm23l =10mm24l =43mm错误 !未找到引用源。 =40mm d3=55mm (2)各轴段直径的确定 L1：安装联轴器，为使轴与联轴器吻合。 故同时选取联轴器型号，查。