二级减速器设计_课程设计计算说明书(编辑修改稿)

二级减速器设计_课程设计计算说明书(编辑修改稿)内容摘要：

MPa ，双向传动乘以 由公式  XNFFF YYS limlim  得 3 = 600/ MPa=300MPa 4 = 400/ MPa=200MPa 2K。 m=3mm 3d =75mm 3V =a=145mm mmb 754  mmb 803  253Z 704Z 3 =300MPa 4 =200MPa 计 算 及 说 明 结 果 由公式 KKKKK VA2 得 2K =。 查图表（ P81 表 65）得 3FY = , 4FY = d. 查取应力校正系数。 查图表（ P81 表 65）得 3sY =， 4sY = Y 重合度 a  )t a n( t a n4)t a n( t a n32 133 tata ZZ    =  000020t a n)32703 20c o s703s( t a n ( a r c c o70)20t a n)32253 20c o s253s( t a n ( a r c c o2521 = 重合度系数 Y =+(2)设计计算  YYYmdb KT SaFaF  33 33 2 = 37580 6 8 0 0 3 07 8   = 2/mmN  YYYmdb KT SaFaF  34 34 2 = 37575 6 8 0 0 3 07 8   = 2/mmN （ 4） 计算齿轮其他几何尺寸计算 2K = 3FY = 4FY = 3sY = 4sY = Y = 23 / mmNF  计 算 及 说 明 结 果 1） 计算中心距 2 3 42 ()2m Z Za  =3（ 25+70） /2 mm=145mm 2） 计算分度圆直径  323 Zmd 3 25mm=75mm  424 Zmd 3 70 mm=210mm（ CAD 图修正为 215） 3)根圆直径 fd mmhdd ff  mmhdd ff 2 0 1 5244  4）顶圆直径 ad mmhdd aa 813275233  mmhdd aa 22132215244  3. 减速器外齿轮传动设计 （ 1）选择材 料、精度及参数 a . 按图 1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b .塔式起重机运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度（ GB1009588） c . 材料选择。 查机械设计教材图表（ P75 表 62），选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280 HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240 HBS，二者的硬度差为 40 HBS。 （ 2）按齿根弯曲强度设计 由公式  3 25 )(52  FSaFadYm YYzKT计算 取弯曲疲劳安全系数 limFS =， 弯曲强度寿命系数 NY 查机械设计教材图 68，取 143  NN YY ,弯曲强度尺寸系数 XY 查机械设计教材图 69 取 XY =1。 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限24 / mmNF  2a =145mm mmd 753  mmd 2154  mmdf 683  mmdf 2084  mmda 814  mmda 2214  8 级精度（ GB1009588） 小齿轮： 40Cr（调质） 280 HBS 大齿轮： 45 钢（调质） 240HBS 5Z =26 6Z =71 计 算 及 说 明 结 果 3FE =600 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限 4FE =500 MPa ，双向传动乘以 由公式  XNFFF YYS limlim  得 3 = 600/ MPa=300MPa 4 = 400/ MPa=200MPa 3d = 5Z =26 ， 056 iZZ  =26 =71 ⅤT Nm （ P79 图 63）选取区域系数 HZ = f. 查图表（ p78表 64）选取弹性影响系数 EZ = 12MPa g. 确定应力循环次数 hjLnN Ⅴ605  =60 1 10000= 810  = 810 /= 710 K AK 使用系数，查机械设计教材表 63，取AK = VK 动载系数，由推荐值 , 取VK = K 齿间载荷分配系数，由推荐值 ，取K = K 齿向载荷分配系数，由推荐值 ，取K = 3 =300MPa 4 =200MPa 3d = ⅤT Nm HZ = EZ = 12MPa 85 N76 N AK = VK = K = K = 计 算 及 说 明 结 果 得 K AK VK K K = 查机械设计表（ P81 表 65） 5FY = ， 6FY = 查机械设计表（ P81 表 65） 5SY = ， 5SY =  FSFYY  大小   01 38 555 FSF YY   ，   666 FSF YY   ，取两者大值。 Y = 将上面参数带入公式  3 25 )(52  FSaFadYm YYzKT = 3 2 )( 26 m = 由于减速器外是开 式齿轮传动，所以将模数加大 10%~20%，故3m ==,圆整取 3m =3mm. (3)计算齿轮相关几何参数 mmZmd 78263535  mmZmd 2 1 3713636  5V 60000/555 ndV  = sm / 0 0 0 0/  mmZZa )7126(32/)( 65  K 5FY = 6FY = 5SY = 5SY =   66 F SF YY  Y = 3m =3mm. 5d =78mm 6d =213mm 5V = 计 算 及 说 明 结 果 d  db d 大齿轮宽 mmb 956  ，小齿轮宽 mmb 955  fd mmhdd ff  mmhdd ff  ad mmhdd aa 843278255  mmhdd aa 2 1 9322 1 3266  七、 高速轴的设计 已知 IIP = ， IIn =960r/min ， IIT = Nm ，1 /2IITT = 1. 求作用在齿轮上的力 111 2dTFt  =2 310 /=  o s 20t a n11 93 . 3 1c o st a n11  ntr FFN= N tan11 ta FF  = tan  N= 圆周力 1tF ，径向力 1rF 及轴向力 1aF 的方向如图所示 a= mmb 955  mmb 956  mmdf mmdf  mmda 845  mmda 2196  NFt NFr  NFa  计 算 及 说 明 结 果 1． 初步确定轴的最小直径。 先按式 30 PdAn 初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。 查机械设计教材表 86 取0IIA =112，得  3m in nPAd  112 3  mm= 该轴直径 d≤ 100mm，有一个键槽，轴颈增大 3%,安全起见，取轴颈增大3%则 mmdd 7 . 7 m i n2m i n2  ，圆整后取 d2=19mm。 输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。 选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩公式为 ca AT KT 查图表（ P173 表 112），取 AK =，则 caIIT =  = Nm 根据 caIIT = Nm 及电动机轴径 D=38mm，查标准GB432384，选用 TL6 型弹性套柱销联轴器。 确定轴最小直径 minIId =32 mm mmd in2`  d2=19mm caIIT = Nm minIId =32 mm 计 算 及 说 明 结 果 2． 轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案。 经分析比较，选用如图所示的装配方案 （ 1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1） 右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位， 12段比半联轴器毂孔长短 1~4mm， 21l =80mm。 联轴器靠轴肩定位并考虑 O 型密封圈标准内径，取 32d =35mm。 2） 初步选择滚动轴承。 该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。 根据 32d =35mm，查GB27689 初步取 0 组游隙， 0 级公差的深沟球轴承 6008，其尺寸为 d D B=40mm 68mm 15mm ，故 111043  dd =40mm 3） 为减少装配轴承处的精加工而设置的轴肩，取10854  dd =44mm，取轴承到减速器箱体内壁为 8mm，取箱体内壁到高速轴小齿轮距离为 15mm,故 54l =23mm。 4） 由机械设计课程上机与设计查箱体内壁到轴承座孔端面的距离 1 1 2 ( 5 10 )。