圆锥—圆柱齿轮减速器课程设计说明书(编辑修改稿)

圆锥—圆柱齿轮减速器课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

） （ 2） 材料选择 由《机械设计（第八版）》表 101 小齿轮材料可选为 40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。 （ 3)选小齿轮齿数 25z1 ,则大齿轮齿数 21z 67 按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： 1td ≥  3 2 1 (1 0 .5 )EF R RZ K Tu   （ 1） 、确定公式内的各计算值 1） 试选载荷系数 1tk = 2） 小齿轮传递的转矩 1T = 106 11/nP = 3） 取齿宽系数  4） 查图 1021 齿面硬度得 小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限 Hlim2 550Mpa 5） 查表 106选取弹性影响系数 EZ = 12MPa 6） 由教材 公式 1013计算应力值环数 N1 =60n1 jhL =60 960 1（ 2 8 300 10） = 109 h N2 = 109 h 7)查教材 1019图 得： K 1 = K 2 = 8)齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式（ 1012）得 : [ H ]1 = SK HHN 1lim1 = 650= MPa [ H ]2 = SK HHN 2lim2 = 550= 13 （ 2） 设计计算 1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入  H 中的较小值得 有公式可得：       231 21 8 9 . 8 1 . 8 4 4 8 8 02 . 9 2 7 0 . 1 6 m m 0 . 3 5 1 0 . 5 0 . 3 5 2 . 6td 2） 计算圆周速度 V  100060V 11　nd t 3） 计算载荷系数 系数 AK =1，根据 V=3。 524m/s， 7级精度查图表（图 108）得动载系数 vK = 查图表（表 103）得齿间载荷分布系数 HFKK = 根据大 齿轮两 端支撑 ，小齿 轮悬臂 布置查表 109 得 HββbK = 的FβHβ KK  == 得载 荷系数 A V H HK K K K K = 4） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 3ttKddK = 3 0 . 1 6 7 6 . 0 1m 5）计算模数 M   11d 7 6 . 0 1 3 . 0 4 m mz 2 5m 圆整取 m=3 按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m≥  3 12 2 214(1 0 . 5 ) 1 F a S aFRRYYKTzu   （ 1） 确定公式内各计算数值 1） 计算载荷系数 A V F FK K K K K =1= 2） 计算当量齿数     1 22 r c c o s a r c c o s 2 0 . 4 31 2 . 6 8 5 1uu 11v1 cosZZ  = 22v2 cosZZ  = 14 3） 由教材表 105 查得齿形系数 1   2   应力校正系数 1   2   4) 由教材图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 aFE MP5201  ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 aFE MP4002  5) 由《机械设计》图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 K 1FN = K 2FN = 6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数  ，得 [ F ]1 = 11 0. 85 52 0 31 5. FEaK MPS  [ F ]2 = 22 400 FFaK MPS  7) 计算大小齿轮的][ FSaFaFY,并加以比较 1112 . 5 8 0 1 . 5 9 9 [ ] 3 1 5 . 71F a S aFYF  2222 . 1 2 8 1 . 8 5 1 [ ] 2 5 7 . 14F a S aFYF  大齿轮的数值大 ,选用大齿轮的尺寸设计计算 . （ 2） 设计计算         32 224 2 . 2 8 9 4 4 6 5 0 . 0 1 5 3 0 . 3 5 1 0 . 5 0 . 3 5 2 5 2 . 6 8 5 1m m m m m 取 M= 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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。 按 GB/T13571987圆整为标准模数 ,取 m=足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 = 来计算应有的齿数 . 计算齿数 z1= m1d 取 z1 =30 那么 z2 = 30= 取 z2 =81 计算几何尺寸 15 （ 1） 分度圆直径 d1 = 1 30zm =75； d2 = 2 81zm = （ 2） 211 ddarccot =     2190 （ 3） 齿顶圆直径       a 1 1 1 12 c o s 7 2 . 5 2 2 . 5 c o s 2 0 . 3 2 7 9 . 6 9d a mmdh       a 2 2 a 2 22 c o s 1 9 0 2 2 . 5 c o s 6 9 . 6 8 2 0 4 . 2 4d mmdh （ 4）    22111 2 . 6 8 5 1R d d 1 5 1 . 9 5mm （ 5） RRb = 2B =50mm 1B =55mm （ 6） 机构设计 大齿轮（齿轮 2）齿顶圆直径大于 160mm 而又小于 500mm。 故 采用腹板式结构 其 零件图如下 图三、直齿锥齿轮 16 五、轴的设计计算 （ I轴 )的设计 求输入轴上的功率 IP 、转速 n 和转矩 ⅠT IP = n =960r/min ⅠT = 求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为   m 1 1 Rdd （ 1 0 . 5 ） 6 1 . 8 7 5m m 则   12 2 44650 Nd   1F r F t . t a n 2 0 4 9 2 . 6 0 Ncos   1F F t . t a n 2 0 s i n 1 8 2 . 4 1N 圆周力 tF 、径向力 rF 及轴向力 aF 的方向如图四所示 17 图四、输入轴载荷图 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表153，取 0 112A ，得   I33m i n 0 IP 4 . 4 8 8d A 1 1 2 1 8 . 7 3n 9 6 0mm 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 12d ，为了使所选的轴直径 12d 与联轴器 的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 2ca AT KT ，查《机械设计（第八版）》表 141，由于转矩变化很小，故取  ，则 2ca AT KT = = 查《机械设计课程设计》表 134，选 HL4型弹性柱销联轴器其工称转矩为 ，而电动机轴的直径为 38mm所以联轴器的孔径不能太小。 取 12d =30mm，半联轴器长度 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 60mm。 轴的结构设计 18 （ 1）拟定轴上零件的装配方案（见图五） 图五、输入轴轴上零件的装配 （ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 为了满足半联轴器的轴向定位， 12 段轴右端需制出一轴肩，故取 23 段的直径mm37d23 。 左端用轴端挡圈定位， 12段长度应适当小于 L所以取 12L =58mm 2） 初步选择滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 mm37d23  ，由《机械设计课程设计》表 131中初步选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30308，其尺寸为  T D d 40mm90mm mm40d 43  而 34L = 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程设计》表 131查得 30308型轴承的定位轴肩高度 mm49d a ，因此取 mm49d45 3）取安装齿轮处的轴段 67 的直径 mm35d67 ；为使套筒可靠地压紧轴承， 56 段应略短于轴承宽度，故取 56L =24mm， mm40d56 4）轴承端盖的总宽度为 20mm。 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 30l mm ，取 23L =50mm。 5） 锥齿轮轮毂宽度为 55mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 67L 66mm 由于 2baLL ，故取 mm98L45 （ 3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 mm35d67 由《机械设计（第八版）》表 61 查得平键截面 mmmmhb 810  ，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，同时为保 证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 67nH ；同样，半联轴器处平键截面 为 mmmmmmlhb 50810  与轴的配合为 67kH ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k5。 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒。