两级斜齿圆柱齿轮减速器机械设计课程设计(编辑修改稿)

两级斜齿圆柱齿轮减速器机械设计课程设计(编辑修改稿)内容摘要：

W. 824z 机械设计课程设计 13 齿轮 2 （二）低速级齿轮传动的设计计算 ，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用斜齿轮 （ 1） 齿轮材料及热处理 ① 材料：高速级小齿轮选用 45 钢，采用软齿面，调质，齿面硬度为小齿轮 236HBW 高速级大齿轮选用 45钢，采用软齿面，正火处理，齿面硬度为大齿轮 190HBW ② 齿轮精度 按 GB/T10095－ 1998，选择 8 级 ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面 接触强度设计 ZH = d MPaZE  T N/mm tK iu a  Z z MPaH 5703lim  MPaH 3904lim  机械设计课程设计 2233 )][(12 HHEdttZZZZuuTKd   确定各参数的值 : （ 10） 小齿轮传递的转矩 T N/mm （ 11） 设计时，因 v 值未知， vK 不能确定，故可初选 ~tK ，这里初选 tK （ 12） 由表 取齿宽系数 d （ 13） 由表 查得弹性系数 MPaZE  （ 14） 初选 12 ，由图 814 查得节点区域系数 HZ ， （ 15） 齿数比 iu （ 16） 初选 283z ，则 uzz ，取 824z 由公式 得端面重合度 o s))/1/1((43   zza 由公式 n3 1 3    dz 由图 得重合度系数 Z （ 17） 由图 查得螺旋角系数 Z （ 18） 许用接触应力由公式 [ H ]=HHNSz lim 算得。 由图 （ e）、 )（ a）取接触疲劳极限应力 MPaH 5703lim  ， MPaH 3904lim  小齿轮 1 和大齿轮 2 的应力循环次数分别为 823 5 9 06060  haLnN 78434  iNN 由图 查得寿命系数 , 43  NN ZZ 由表 取安全系数 Hs 83 N 74 N M PaHH ][][ 4   td mm v m/s K= d mm 机械设计课程设计 15 故 [ H ]3 =HHN Sz 3lim3 =  MPa [ H ]4 =HHN SZ 4lim4 =  MPa 故取许用接触应力 M P aHH 6 0][][ 4   初算小齿轮 3 分度圆直径 td1 ，得 2233 )][(12 HHEdttZZZZuuTKd   3 2) 60 89( 82 55  = mm （ 1）计算载荷系数 由表 查得使用系数 AK。 因 23    ndv t m/s 由图 查得动载系数 Vk 由图 查得齿向载荷分布系数 k 由表 查得齿间载荷分布系数 k 故载荷系数   KKKKK VA (2) 对 td3 进行修正 因 K 与 tK 有较大差异，故需对按 tK 值计算出的 td3 进行修正，即 3333  tt KKdd mm （ 3） 确定模数 nm 12c os332  zdm n  （按表 ，取 32nm ） （ 4） 计算中心距 中心距 co s2 )( 4322  zzma n mm 取 32nm 1692a mm   d mm. d mm 954b mm 1023b mm b= b4=78mm FFYY SSYY 机械设计课程设计 圆整为 1692a mm,则螺旋角 1692 )8228(3a r c c o s2 )(a r c c o s 2 432   a zzm n 所以 mmzmd n s 283co s 323   mmzmd n 5 14 9 s 823co s 424   由  db d mm,取 954b mm 又 )10~5(43  bb ，取 1021b mm 4 校核齿根弯曲疲劳强度  FSFnp YYYYdbm kT    32 22 式内各参数： （ 7） K,T, 2nm ， 3d 同前 （ 8） 齿宽 954 bb mm （ 9） 齿形系数 确定齿数 FY 和应力修正系数 SY 计算当量齿数 s 28co s 3333  zz v 9 s 82co s 3344  zz v 由图 查得 齿形系数 FFYY 应力校正系数 SSYY （ 10） 由图 查 得 重 合 度 系 数 Y （ 11） 由图 查得 螺旋角系数 Y （ 12） 许用弯曲应力可由公式  FNF sY lim  算得 Y Y MPaMPaFF 1702204lim3lim   NN YY S ＝ 第一级齿轮齿轮传动的几何尺寸，制表如左表所示 机械设计课程设计 17 由图 （ f）查得弯曲疲劳极限应力 MPaMPaFF 1702204lim 3lim  由图 查得寿命系数  NN YY 安全系数由表查得 S ＝ 故   M P asY FNF 1 7 2 2 i m33     M P asY FNF 1 3 1 7 i m44     311323 FSFnF M P aYYYYdbm kT      44 33443 FSFSFFF M P aYY YY   满足齿根弯曲疲劳强度 齿轮 3 第二级齿轮齿轮传动的几何尺寸，制表如左表所示 机械设计课程设计 齿轮 4 第一级齿轮 : 齿轮传动的几何尺寸，制表如下： 名称 代号 计算公式 结果 小齿轮 大齿轮 中心距 a  12 2 cosnz z ma  130mm 传动比 i 12zi z 法面模数 nm 设计和校核得出 法面压力角 n 20 螺旋角  一般为 8~20 机械设计课程设计 19 齿数 Z Z2 =i Z1 21 80 分度圆直径 d cos* nn zmd  齿根圆直径 fd aanfn mch dd )(2  齿顶圆直径 ad aanan mh dd *2   齿轮宽 b b1= b2+(510)mm 67mm 60mm 第二级齿轮 : 名称 代号 计算公式 结果 小齿轮 大齿轮 中心距 a  12 2 cosnz z ma  169mm 传动比 i 12zi z 法面模数 nm 设计和校核得出 3 法面压力角 n 20 螺旋角  一般为 8~20  齿数 Z Z4=i Z3 28 82 分度圆直径 d cos* nn zmd mm mm 齿顶圆直径 ad aa nan mh dd *2   mm mm 齿根圆直径 df aa nfn mch dd )(2    mm mm 齿轮宽 b b3= b4+(510)mm 102mm 95mm 机械设计课程设计 七、轴的设计计算 （一）、中间轴的设计与计算 ： 中 间 轴 的 传 递 功 率 kwP  ，转速min/ rn  齿轮分度圆直径分别为 mmd  ，mmd  ，齿间宽度分别为 mmb 602  ， mmb 1023 。 ： 因传递功率不大，且对重量及结构尺寸无特殊要求，故选取 45 钢，调制处理。 ： 对于转轴，按按扭矩强度初算轴径，查表 得135~106C ,考虑轴端弯矩比转矩小，故取 110C 则mmnpcd  由于键槽的影响， mmdd %)101(minmin  取mmd 33min  ： （ 1）轴承部件的结构的设计 轴不长，故采用两端固定的方式，然后按轴上零件的安装顺序，从 mind 处开始设计。 （ 2）轴承的选择与轴段 1 及轴段 5 的设计 改轴段上安装轴 承，其设计应与轴承的选择同步进行。 考虑轴承有轴向力的存在，选用角接触球轴承。 轴段 5上安装轴承，其直径应便于轴承的安装，又应符合轴承内径系列，取轴承 6307c，由表 119 得轴承内径 mmd 35 ，外径 mmD 80 ，宽度 mmB 21 定位轴肩直径 mmda 44 ，外径定位直径 mmDa 71 ，故 mmd 351  通常一根轴上的轴承应该选用同一种型号的，则mmd 355  （ 3）轴段 2 和轴段 4 的设计 轴段 2 上安装齿轮 3，轴段 4 上安装齿轮 2，为了便于齿轮的安装， 2d 和 4d 应分别略大于 1d 和 5d ，可初定mmdd 3742 。