机械设计课程设计-一级斜齿圆柱齿轮设计f2700，v17，(编辑修改稿)

机械设计课程设计-一级斜齿圆柱齿轮设计f2700，v17，(编辑修改稿)内容摘要：

系数 Yβ    o st a na r c t a n  tb  o s 2 bav   7 2 vY  由式 (1201  Y)可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Yβ 7 6 2 01   Y 计算  FsaFaYY 由当量齿数 co s 311  zzv， co s 322  zzv 查图 1017，得齿形系数 YFa1=、 YFa2= 由图 1018 查得应力修正系数 Ysa1=、 Ysa2= 由图 1024c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲 疲劳极限分别为1limF =500MPa， 2limF =380MPa 由图 1022 查得弯曲疲劳寿命 KFN1=， KFN2= 机械设计课程设计 23 去弯曲疲劳安全系数 S=   M P aSK FFNF i m11     M P aSK FFNF 3 82l i m22     11 F saFa YY    22 F saFa YY  因为大齿轮的  FsaFaYY 大于小齿轮，所以取  FsaFaYY =   22 F saFa YY  则轮齿模数为   5 3 co s231212 FsaFadFtntYYzYYTKm 调整轮齿模数 计算实际载荷系数前的数据准备 1 4 o s/11  zmd nt 则圆周速度 smndv / 11   齿宽 mmdb d   齿高 h 及宽高比 b/h 机械设计课程设计 24   mmmchh ntnan 4 4 **  hb 计算实际载荷系数 KF 根据 v=， 7级精度由图 108查得动载系数 Kv= 由 NdTF t 3111  bFK tA 1 =＞ 100N/mm 查取表 103 得齿间载荷分配系数 KFα = 查取表 104 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对轴承非对称布置时， KHβ = 则载荷系数为  FFVAF KKKKK  = 由式 ( 3FtFntn KKmm  )，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 6 3  FtFntn KKmm 对比计算结果，由吃面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根根弯曲强度计算的法面模数。 从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取 m=2，为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径 d1=，及  nmdz  取 z1=23，则 z2=uz1=4 23=92 （四） 几何尺寸计算 机械设计课程设计 25 计算中心距   mmmzza n 1 8co s2 21   考虑模数从 2mm，为此将中心距减小圆整为118mm 按圆整后的中心距修正螺旋角   9 5 r c c o s 21  a mzz n 计算大小分度圆直径 mmmzd n s11   mmmzd n s22   计算齿轮宽度 mmdb d   取 b2=58mm， b1=53mm （五） 圆整中心距后的强度校核 齿面接触疲劳强度校核  ZZZZuud TK EHd HH 12 31 1  求出上式各值 KH=， T1=104N∙m， d1=， u=4，ZE=(MPA)1/2， Zε =， Z =， ZH= 则  HEHd HH M P aZZZZuudTK   ＜3 7 51231 1  满足吃面接触疲劳硬度条件 机械设计课程设计 26 齿根弯曲强度的校核 21321 c os2zmYYYYTKndsaFaFF    求出上式各值 FK 、 T1= 104N∙m、 YFa1=、 YFa2=、 Ysa1=、Ysa2=、 Y、 Y、β =176。 、 z1=2 mn=2  1213211 16 5c o s2Fnd saFaFF M P azmYYYYTK   ＜  2213212 15 5c os2Fnd saFaFF M P azmYYYYTK   ＜ 齿根弯曲强度满足要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮 （六） 主要设计结论 齿数 z1=23,z2=92,模数 m=2,压力角α =20176。 ,螺旋角β =176。 ,中心距 a=118mm,b2=58mm,b1=53mm小齿轮选用 40Cr调质 ,大齿轮选用 45钢调质，齿轮按 7级精度设计。 机械设计课程设计 27 六、 轴的设计计算 由前面的计算可知：电动机功率 P＝ ，转速 n＝ 1440r/min，V 带传动比 i 带 =；齿轮传动参数列表如下： （一） 高速轴的结构设计： 根据工作条件选择轴材料并确定所需要最小直径 由机械设计手册，选取轴的材料为 45 钢，调质处理，抗拉强度： b＝ 650 MPa； 许用弯曲应力： [ － 1]=60MPa；弯曲疲劳极限：  － 1=270 MPa； 确定轴上零件的装配方案： 计算齿轮受力 转矩： T1= 10^6 P/n2= 10^6 10^5N mm 圆周力： Ft=2T1/D1=2 10^5/56= 径向力： Fr=Ft tan α /cos β = tan20 176。 / 176。 = 轴向力： Fa=Ft tanβ = 176。 = 估计轴的最小直径，选用联轴器型号。 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。 根据表 153，取 A=110，于是得 齿轮序号 齿数 z 模数 mm 齿宽 b/mm 螺旋角  齿向 分度圆直径d/mm 1 23 2 53 176。 右旋 2 92 2 58 176。 左旋 机械设计课程设计 28 d≥ A322np=110 3 = 输出轴的最小直径 dmin显然是安装联轴器处轴的直径 (参见图 )。 考虑轴上有一键槽，将轴径增大 3％，即 dmin=（ 1+）=。 取 dmin=29mm. 为使 dmin。 与联轴器孔径相适应，需同时选联轴器型号。 为补偿轴的可能位移，选择弹性柱销联轴器，其计算转矩 Tca=Ka T1，查表，考虑工作转矩变化很小，故取 Ka＝ 1． 3，则 Tca=Ka T1= 10^5= 10^5N mm 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014— 20xx，选用 HL4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为650N mm，半联轴器的孔径为 55mm，半联轴器的长度为 112mm，与轴配合的毂孔长度为 84mm。 轴的结构设计 a．拟定轴 上零件的装配方案。 本题的装配方案，已在前面分析比较，如图所示的装配方案，轴的结构简图如图所示。 b．根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。 具体步骤如下： 联轴器处轴段①的直径 d1 和长度 L1：由所选联轴器毂孔直径可知 d1＝ 60；为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，L1 应比联轴器毂孔长度略短，故取 L1＝ 80mm。 机械设计课程设计 29 左端轴承端盖。