二级展开式直齿圆柱齿轮减速器_课程设计说明书(编辑修改稿)

二级展开式直齿圆柱齿轮减速器_课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

计算载荷系数 K 模数的确定 按齿根弯曲强度设计 由式 (10— 5)得弯曲强度的设计公式为 m≥  32112 FSaFad YYzKT σφ （ 1）确定公式内的各计算数值 ①由图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE =500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度 2FE =380MPa ②由 1018 取弯曲寿命系数 1FNK = 2FNK = ③计算 弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S= 见表（ 1012）得 11][ FE =（ 11 FEFNK  ） /S=  = 22][ FE = （ 22 FEFNK  ） /S=  = ④计算载荷系数 K K=KAKVKF KFβ =1 1 = ⑤查取应力校正系数 由表 10－ 5查得 1SaY =； 2SaY = ⑥查取齿形系数 由表 10－ 5查得 FaY 2FaY = ⑦计算大、小齿轮的并  FSaFaYYσ 加以比较  111F SaFaYYσ =  =  222F SaFaYYσ =  = 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m≥ 325 301   = 对结果进行处理取 m=2mm m = 11][ FE = 22][ FE = K= K=  111F SaFaYYσ =  222F SaFaYYσ = 16 计算齿轮齿数 计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 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计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于 弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值（第一系列） m=，按接触强度算得的分度圆直径 d=，算出小齿轮齿数 小齿轮齿数 1Z = 1d /m=≈ 35 大齿轮齿数 2Z = 11Zi =35=122，取 2Z =122 几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径 1d = 1Z m=352=70mm 2d = 2Z m=1222 =244mm (2)计算中心距 a=( 1d + 2d )/2=(70+244)/2=157mm， (3)计算齿轮宽度 b=φ d 1d =70mm 1B =70mm， 2B =75mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 510mm 小结 实际传动比为： 1 i 误差为 ： %5%  m=2mm 1Z =35 2Z =122 1d =70mm 2d =244mm a=157mm 1B =70mm 2B =75mm 17 初步确定轴上的力 初步确定轴的直径 由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 70 75 35 大齿轮 2 244 70 122 四． 轴、键、轴承的设计计算 Ⅰ的设计 总结以上的数据 及轴上力的计算。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 m 1440/min 56mm 20176。 初步确定轴上的力 : 轴（ 高速级）的小齿轮的直径为 56mm， 圆周力 : F NT 16725646820x2d2 11t  径向力： F NF 608tantr   ． 2 初步确定轴的直径 先按式 152 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45号钢。 根据表 153选取 A0=112。 于是有 : d 330m i n  A 由于轴上必须开键槽，所以最小直径按 5%增大： m i n  这是安装联轴器处的轴的直径，为使其与联轴器相适合，取 20mm 圆周力 N1672 径 向力 N608 mind = 18 输入轴的设计 选择滚动轴承 轴的设计 1） 联轴器的型号的选取 为了满足联轴器的轴向定位要求， 12 轴段右端 需制出一轴肩 h= ~ d（ ），取 h=，故 23 段的直径 d=20+=24mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=25。 选用 HL1 型弹性柱销联轴器，与轴配合的毂孔长度 L=52mm， 2）初步选择滚动轴承。 因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。 参照工作要求并根据 d23=24mm，由机械设计手册选型号为6206，得尺寸为 dxDxB=30x62x16。 故 d34= d78=30mm,而34轴段的长度可取为 L34=16mm,右端应用轴肩定位，取d45=30+=35mm. 3） 67 轴段装齿轮，为齿轮安装方便，该段值应略大于 78轴段的直径，可取 d67=32mm. 齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面紧凑在齿轮做断面上 67 轴段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽B=61mm，故选取 67 轴段的长度为 L67=58mm，齿轮左端用轴肩固定，由此可确定 56轴段的直径， 取 d56=32+= 而 L56===,取 L56=5mm 4）轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速机器轴承端盖的结构而定）。 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面的距离l=30mm，故取 23 20 30 50l mm mm   。 d12=20mm d23=24mm L12=52mm 轴承代号 6206 d34= d78=30mm, L34=16mm, d45=35mm. d67=32mm. L67=58mm d56= L56=5mm 错误 !未找到引用源。 19 键的设计 5）取齿轮距箱体内避之距离 a=16mm，同时考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s ， s=8mm。 故在轴的右端取7 8 1 6 7 73 16 8 12 70 39l B a s B l m m m m          =56+16+8+1258=34mm。 6） 取中间轴上大齿轮和小齿轮之间的距离 c=15mm，已知中间轴上大齿轮轮毂长 B2 =56mm，中间轴上小齿轮轮毂长 B2 =75mm，则 L45=s+a+B1 +C+ 652 2582 LB8+16+75+15+32265=115mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 键的设计 轴上零件 的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接， 查表 61，得 齿轮：键尺寸参数 bxh=10mmx8mm,L=45mm， t=4mm； 联轴器：键尺寸参数 b*h=6mmx6mm,L=45mm， t=4mm。 参考教材表 152，轴段左端倒角 145，右端倒角取145。 各轴肩处的圆角半径为 R=。 轴的受力分析及 强度校核 轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图。 L23=50mm L78=34mm L45=115mm 20 计算 水平支反力 计算垂直面支反力 计算轴 O (注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。 故只示意表示。 ) 2） 水平支反力： 1 1 20 , ( ) 0A t R XM F L F L L    有 NXLL LFF tB 12 897015 5 15 516 7221 1x  NFFF BtAx 3831 2 8 91 6 7 2x  垂直面支反力： 1 1 20 , ( ) 0A r B ZM F L F L L    有 NXLL LFF rBz 46846155 15560821 1  NFFF BrAz 140468608z  计算轴 O 处弯矩 水平 矩： mNXLFM AXOX .3 6 5 53 8 31  垂直面弯矩： NXLFM AZOZ 5 51 4 01  .m xBF = N1289 AxF =383N AzF =140N BzF =468N 21 处弯矩 校核轴的强度 校核键的连接强度 合成弯矩： NMMMOZOXO )( 22 .m 计算转矩： T= T 3）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知， O 剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故 O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 323 2 1 532 mmXdW   按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数  ，则 221() 2 9 . 6Oca MT M P aW   前面已选定轴的材料为 45刚，调制处理，由表151 查得 1[ ] 60MPa  ，因 1[]ca ，故安全。 校核键的连接强度 1）齿轮的键： p = kLd10x2 31T = 3 MXX XX  查表 62得 [ ] 100 ~ 120p MPa  ， []pp。 故强度足够，键校核安全。