二级斜齿轮减速器设计(编辑修改稿)

二级斜齿轮减速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

d fd ad z m β 1z 31 16176。 31′48″ 2z 116 tF aF rF 1z 1537 456 584 2z 411 122 156 ii. 低速级齿轮设计 低速级齿轮传动比12d34 iiii  （总传动比  ，高速级齿轮传动7423i12 . ） 低速级小齿轮转速1213 inn  （高速级小齿轮转速r/min22730n 1 . ） 低速级齿轮输入功率3213 PP ηη （高速级齿轮输入功率kW852P1 . ，轴承效率9902 .η ，齿轮传动效率9903 .η ） 5483i34 . r/m in14195n 3 .  1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1) 选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20176。 (2) 初选精度 查《机械设计》 P205 表 106 初选精度 IT7 (3) 材料选择 查《机械设计》 P191 表 101 小齿轮 40Cr（调质），齿面硬度 280HBS；大齿轮 45 钢（调质），齿面硬度 240HBS (4) 选小齿轮齿数 24z3  ，大齿轮齿数 1 5 285ziz 3344 . ，取 85z4  (5) 初选螺旋角 14β 2. 按齿面接触疲劳强度设计 (1) 计算小齿轮分度圆直径 3 2HEHd3Ht3t ZZZZu 1uΦ TK2d )][( σ βε 1) 确定公式中的各参数值 a) 试选载荷系数 31KHt . b) 小齿轮传递的转矩 3363 nP10559T  . （低速级齿轮输入功率  ，低速级小齿轮转速r/m in14195n 3 . ） mmN103 6 51T 53  . c) 齿宽系数 根据两支承相对于齿轮作不对称布置， 查《机械设计》 P206 表 107 1Φd  d) 区域系数 根据螺旋角 14β ， 查《机械设计》 P203 图 1020 4332ZH . e) 弹性影响系数 根据齿轮齿轮， 查《机械设计》 P202 表 105 21E M P a8189Z . f) 接触疲劳强度用重合度系数 )c o sta na r c ta n ( nt βαα  （压力角  20nα ，螺旋角 14β ） )]c o sh2(zc o sz[ a r c c o s an3t3a t3 βαα * （ 小齿轮 齿数 24z3  ，1han* ） )]c o sh2(zc o sz[ a r c c o s an4t4a t4 βαα *（大 齿轮 齿数 85z4  ） παα ααε α ) ] / 2t a n( t a nz )t a n( t a nz ta t44 ta t33   [  56220t .α  97492at3 .α  6451.αε 9051.βε 6690Z .ε πβεβ ta nzΦ 3d （齿宽系数 1Φd  ） αββαεεεεε)(134Z g) 螺旋角系数 ββ cosZ  9850Z .β h) 接触疲劳许用应力 根据齿轮的材料及硬度， 查《机械设计》 P211 图 1025(d)，得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa600Hlim 3 σ ， M Pa550H lim 4 σ ； 根据三班制， 每年以 240 工作日计算 ，工作年限 5 年，得8h33 103 7 23jLn60N  .（小齿轮转速r/m in14195n 3 . ） 734 105 2 19uNN  .（传动比 2485zzu 34  ）； 查《机械设计》 P208 图 1023，得接触疲劳寿命系数990K950K HN4HN3 .,.  ； 取失效概率为 1%，安全系数 1S ，得M P a570SK H l im 3HN33H  σσ ][ M P a55 4 4SK H l i m 4H N 44H .][  σσ 取 3H][σ 和 4H][σ 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 M P a55 4 44HH .][][  σσ 2) 试算小齿轮分度圆直径 mm1 8 852ZZZZu 1uΦ TK2d 3 2HEHd 3Ht3t .)][(  σ βε (2) 调整小齿轮分度圆直径 1) 计算实际载荷系数前的数据准备 a) 圆周速度 100060ndv 33t π （小齿轮转速 r/m in14195n 3 . ） m/s5330v . b) 齿宽 3tddΦb  （齿宽系数1Φd  ） mm18852b . 2) 计算实际载荷系数 a) 使用系数 根据冲击大，原动机为电动机， 查《机械设计》 P192表 102 751KA . b) 动载系数 根据速度 m/s5330v . ，精度等级为 IT7， 查《机械设计》 P194 图 108 021Kv . c) 齿间载荷分配系数 齿轮的圆周力N102315 dT2F 33t3t3  . （小齿轮传递的转矩mmN103 6 51T 53  .，小齿轮分度圆直径mm18852d 3t . ） N /m m41175bFK t3A . （使用系数 751KA . ，齿宽 mm18852b . ）， 查《机械设计》 P195 表 103 21KH .α d) 实际载荷系数 根据两支承相对于齿轮作不对称布置，齿轮精度等级为 IT7， 查《机械设计》P196 表 104，得齿向载荷分布系数 4201KH .β ； 实际载荷系数βα HHvAH KKKKK  0423KH . 3) 分度圆直径及相应的模数 3HtH3t3 KKdd  （小齿轮分度圆直径mm18852d 3t . ，载荷系数 31KHt . ） 33n zcosdm β （螺旋角14β ，小齿轮齿数24z3  ） 3  mm8012m n . 3. 按齿根弯曲疲劳强度 设计 (1) 试算齿轮模数 3FsaFa23d23Ftnt )][YY(zΦc o sYYT2Kmσββε 1) 确定公式中的各参数值 a) 试选载荷系数 31KFt . b) 弯曲疲劳强度的重合度系数 )c o sa r c ta n ( ta n tb αββ  （ 螺旋角 14β ，端面压力角  56220t .α ） b2v cos βεε αα  （直齿圆柱齿轮的重合度6451.αε ） vαε ε750250Y ..   14013b .β 7351v .αε 6820Y .ε c) 弯曲疲劳强度的螺旋角系数  1201Y βε ββ （斜齿轮的轴面重合度9051.βε ， 螺旋角14β ） 7780Y .β d) 计算][ YYFsaFaσ 由当量齿数 272614c o s24c o szz 333v3 . β，059314c o s85c o szz 334v4 . β， 查《机械设计》P200 图 1017，得齿形系数 632YFa3 . ， 192YFa4 . ； 查《机械设计》 P201 图 1018，得应力修正系数 611Ysa3 . ，791Ysa4 . ； 根据齿轮的材料及硬度， 查《机械设计》 P209 图 1024(c)，得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为MPa500Flim 3 σ ， M Pa380Flim 4 σ ； 根据应力循环次数， 查《机械设计》 P208 图 1022，得弯曲疲劳寿命系数 920KFN3 . ， 980KFN4 . ； 取弯曲疲劳安全系数  ，得 M P a57328SK][ F l i m 3F N 33F . σσ M P a2 6 6SK][ F l i m 4F N 44F  σσ 01290][ YY 3F sa 3Fa 3 .σ ， 01470][ YY 4F sa 4Fa 4 .σ 因为大齿轮的 ][YYFsaFaσ 大于小齿轮，所以取01470][ YY][ YY 4F s a 4F a 4F saFa . σσ 2) 试算齿轮模数 mm1 2 72)][YY(zΦc o sYYT2Km 3FsaFa23d23Ftnt . σββε (2) 调整齿轮模数 1) 计算实际载荷系数前的数据准备 a) 圆周速度 βcoszmd 3nt3  100060 ndv 33 π （小齿轮转mm61152d 3 . m/s5380v . 速 r/m in14195n 3 . ） b) 齿宽 3ddΦb  （齿宽系数1Φd  ） mm61152b . c) 齿高及宽高比 nt*n*an )mc(2 hh （ 1h*an ， 250c*n . ，齿轮模数 m1272m nt . ） mm7864h . 9910hb . 2) 实际载荷系数 a) 动载系数 根据速度 m/s5380v . ，精度等级为 IT7， 查《机械设计》 P194 图 108 021Kv . b) 齿间载荷分配系数 齿轮的圆周力N101895 dT2F 333t3  . （小齿轮传递的转矩mmN103 6 51T 53  .，小齿轮分度圆直径mm61152d 3 . ） N /m m60172bFK t3A . （使用系数 751KA . ，齿宽 mm61152b . ）， 查《机械设计》 P195 表 103 21KF .α c) 载荷系数 根据两支承相对于齿轮作不对称布置，齿轮精度等级为 IT7，齿面为软齿面，查《机械设计》 P196 表104，得 421KH .β ，结合 9910hb . 查《机械设计》 P197 图 1013，得  331KF .β 载荷系数βα FFvAF KKKKK  ( 751KA . ) 3) 按实际载荷系数算得的齿轮模数 mm7632KKmm 3FtFntn .（ 齿轮模数 m1272m nt . ，载荷系数 31KHt . ） 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳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 mm3mn  ；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 3  来计算小齿轮的模数，即4122mc o sdz n33 . β 取 23z3  ，则 6081uzz 34 . ，取 81z4  ， 3z 与 4z 互为质数。 4. 几何尺寸计算 (1) 中心距 β2c os )mz(za n43  mm78160a . 圆整中心距为 160mm (2) 修正螺旋角 2a )mz(zar cc o s n43 β  (3) 小、大齿轮的分度圆直径 βcosmzd n33  βcosmzd n44  mm7770d 3 . mm23249d 4 . (4) 齿轮宽度 3ddΦb  （齿宽系数1Φd  ） mm7770b . 取 mm75b4  ， mm80b3  5. 圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整后， HK 、 εZ 和 FK 、 εY 、 βY 等均 产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 (1) 齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算βεσ ZZZZu 1udΦTK2EH33d3HH 中的各参数。 计算结 果如下：5933424141031751KKKKK HHvAH .....  βαmmN1 0 53 6 51T 3  . 1Φd  mm7770d 3 . 2381zzu 34  442ZH . 21E M P a8189Z . 6 9 801 . 6 4 91 . 6 6 9)6 6 91(13 6 4 914)(134Z... αββαε εεεε。