二级展开式直齿圆柱齿轮减速器毕业设计_(编辑修改稿)

二级展开式直齿圆柱齿轮减速器毕业设计_(编辑修改稿)内容摘要：

合宜 4)校核齿根弯曲疲劳强度 由课本 P148 式（ 1026）得 σ F=(2kT1/d1mb)YFS1≤ [σ F1] 确定有关参数和系数 许用弯曲应力 [σ FP] 15 由课本 P150 图 1034 查得： σ Flim1=357Mpa σ Flim2 =220Mpa [σ F1]= Flim1 = 357Mpa=245Mpa [σ F2]= Flim2 = 220Mpa=154Mpa 复合齿形系数 YFS 由 P149 图 1032 查得 YFS1= YFS2= 计算两轮的许用弯曲应力 σ F1=(2kT1/d1mb)YFS1 =（ 2 )/( ） =＜ [σ F1] σ F2=(2kT1/d1mb)YFS2 =（ 2 )/(265 ） =＜ [σ F2] 5)标准直齿圆柱齿轮的尺寸计算公式如下表： 一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数 1 为提高传动平稳性及强度，选用直圆柱齿轮； 2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度； 3 小齿轮材料： 40 Cr调质 HBS=280 接触疲劳强度极限lim3 750H MPa  （由图 1021d） 弯曲疲劳强度极限MPaFE 390 Mpa （由图 1020c） 16 大齿轮材料： 45号钢正火 HBS=240 接触疲劳强度极限lim4 700H  MPa （由图 1021c） 弯曲疲劳强度极限4 700FE MPa （由图 1020b） 4 初 选 小 齿 轮 齿 数 303z 大齿轮齿数 Z4= 30=102 二 按齿面接触强度设计 计算公式： 233 2 t EtdHKT Zudu  mm （由式 1021） 1 确定公式内的各计算参数数值 初选载荷系数tk 齿宽系数1d （由表 107） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由表 106） 计算应力循环次数 81 0 (2830010)  9 82 10   计算接触疲劳寿命系数HNK HN（由图 1019） 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，取安全系数S MPaMPaHH ][ ][ 21   2 计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径td1 233 1 ()[]t EtdHKT Zd    μμ = （ 2） 计算圆周速度 0060 23  ndv  sm （ 3）计算齿宽 b及模数 mnt mmdItd  76  17 mmh  b/h= （ 4）计算载荷系数  HHVAH KKKKK  ① 使用系数A 由表 102 根据电动机驱动得1AK ② 动载系数V 由表 108 根据 v=0. 807m/s 7级精度 ③ 直齿轮，1HFKK ④ 由表 104用插值法查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，HK 根据 b/h=，查图 1013得FK，故载荷系数  HHVAHKKKK =  （ 5）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 1d mmd 3  （ 6） 计算模数 m zdm 三 按齿根弯曲强度设计 由式 (105) 3 21 max2 []Fa SandFYYKTZ  1 确定计算参数 计算载荷系数K （ 2）弯曲疲劳系数 KFN 由图 1018得 FNK FNK （ 3）计算弯曲疲劳许用应力[]F 取弯曲疲劳安全系数 S= 由式 (1012)得 M P aSKM P aSKFEFNFFEFNF ][ ][222111 （ 4）查取齿 型系数 YFα 应力校正系数 YSα 由表 105 得 18 Fay FaY SaY 79SaY （ 5）计算大小齿轮的Y YFa SaF[ ] 并加以比较 ][ 111 FSaFaYY ][ 22 FSaFaYY 比较 111][FY222][F 所以大齿轮的数值大，故取 2 计算 3 21 max2 []Fa SandFYYKTm Z  16 0 33 2 5   四 分析对比计算结果 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=。 但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 d1t=齿数。 于是由1Z 2 mdz z 五 几何尺寸计算 1 计算大小齿轮的分度圆直 径 d d2 mmmzd 933311 mm mmmz 318310622 mm 2 计算中心距 mmdda  3计算齿轮宽度 b db d 939311 = 取 mmB 1001 B 932 19 高速级 低速级 齿数 251z 1062z 283z 944z 模数 m 32m 压力角 20 齿顶高系数 1*ah 顶隙系数 *c 齿距 p p 齿厚 mms  mms  齿槽宽 mme  mme  齿根高 mmhf  fh 齿顶高 mmha 31  fh 分度圆直径 mmd  mmd 2652  mmd 843  mmd 843  齿高 mmh  mmh  基圆直径 mmdd  mmdd  mmdd  mmdd  齿顶圆直径 mmda  mmda 2702  mmda 903  mmda 2884  齿根圆直径 mmd f  mmd f  mmdf  mmd f  中心距 mma  mma 1832  七、 轴的设计计算 20 1）输入轴的设计计算 选择轴的材料，确定许用应力 由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用 45正火钢，硬度170～ 217HBS，抗拉强度σ b=600Mpa，弯曲疲劳强度σ 1=255Mpa。 [σ 1]b=55Mpa 估算轴的基本直径 根据课本 P225 式 131，并查表 133，取 A=118 d≥ A (PI/ n1)1/3=118 [(4/960)mm1/3] = 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d1= (1+5%)mm = ∴由课本 P214 表 134选 d1=25mm 轴的结构设 1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。 两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。 大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 21 2）确定轴各段直径和长度 I 段： d1=25mm 长度取决于安装位置，暂定 L1=40mm II 段 d2=d1+2h=25+2 =25+2 25 = 取标准值 d2=30mm 初选用 6206 型深沟球轴承，其内径为 30mm,宽度为 16mm。 （转入输入轴轴承选择计算） 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。 取套筒长为 10mm. III 段直径 d3=d2+2h=30mm+2 =30mm+2 30mm = 取 d3=35mm L3=b12=（ 352） mm=33mm Ⅳ段轴环直径 d4=d3+2h=35+2 =35+2 35mm 22 = 取标准值 d4=42mm 长度与右面的套筒相同，即 L4=10mm 考虑此段滚动轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表 得安装尺寸 d2=30mm，该段直径应取： d5=30mm。 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，右段直径为30mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨。