两级圆柱齿轮减速器课程设计(编辑修改稿)

两级圆柱齿轮减速器课程设计(编辑修改稿)内容摘要：

21 设计计算及说明 结果       3)1()4(2/) ( t an71) ( t an202/)t an( t an)t an( t an)12c o s1271/( o s71ar c c o s)c o s/(c o sar c c o s)12c o s1220/( o s20ar c c o s)c o s/(c o sar c c o s)12c o s/20ar c t a n ( t an)c o s/ar c t a n ( t an12211*222*111zzzzhzzhzzdtattatantatantatnt (14) 由式（ 1023）可得螺旋角系数 9 8 o sc o s  z (15) 由图 1025d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 =600MPa. 大齿轮接触疲劳强度极限lim2 =550MPa. (16) 应力循环次数 844833   hhLjnN LjnN 由 1023取接触疲劳寿命系数 HNHNKK 接触疲劳许用应力 : 取失效概率为 1%.安全系数为 S=1. 由 式   M P asK HHNH 5641 i m33     M P asK HHNH 5391 i m43   MPaZE  HZ  ，        8483  NN HNK HNK 22 设计计算及说明 结果 取两中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即：     M paHH 5392   2）计算 (1)小齿轮分度圆直径 .  mmZZZZuuTKdHEHDHTt)5 3 99 8 5 8 (1))(1(23 2423 23 (2)计算圆周速度 smndv t / 11   (3)齿宽 b 及模数 ntm mmdb td   (5)计算载荷系数 K 由表 102 得使用系数 AK 根据 v=,七级精度等级由图 108 查的动载系数vK ， (6)齿轮的圆周力 mmNmmNbFKNdTFtAtt/1 0 0/ 3 0102 5 3334323   MpaH 539 mmd t  smv / mmb  AK vK NFt 33  23 设计计算及说明 结果 所以查表 103 得载荷分配系数 HK （ 7）由表 104 查的 HK ，由图 1013 查的FK ， 2 . 2 7   HHVA KKKKK (6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径 mmKKddtt. 2 7 3333  (7)计算模数 m mmzdm n os33   由式（ 1017）  32322 c os2FSFdnYYzYYKTm     (2) 确定参数 1)试选载荷系数 FtK 2）由式 (108),可得计算疲劳强度的重合度系数 Y 6 9 8 6 8 6 o s/6 3 o s/2 6 )4 1 o s12a r c c o s ( t a n)c o sa r c t an ( t an22avdvtbY  HKHK FK K mmd  mmmn  FtK Yvb 24 设计计算及说明 结果 3) 由式（ 1019），可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y 8 6 2 0123 4 2 01  Y 5) 计算  FSaFaYY 由当量齿数 9 0 o s3 7 o s342333ZZZZvv 由图 1017 查得齿形系数为 , 43   FF YY 由图 1018 查得应力校正系数 : , 43   SS YY 由图 1024C查得小齿轮弯曲疲劳强度 MPaF 5003lim  查得大齿轮弯曲疲劳强度 MPaF 3804lim  由图 1022 查得弯曲疲劳寿命系数 取 FNK FNK 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=，由式（ 1014）得    M P aSKM P aSKFENFNFENFN 38 03222111 Y FFYY SSYY 25 设计计算及说明 结果 计算  FSFYY     0 1 6 3 80 1 4 0 3 . 7 72222111FSFFSFYYYY 用为大齿轮的  FSFYY  大于小齿轮，所以取：  FSFYY  = 5)．试算模数  32322 c os2FSFdnYYzYYKTm     ＝ o 2 243    （ 2）调整齿轮模数 计算实际载荷系数前的数据准备 3) 圆周速度 v smndvzmd nt/ 060 060 os/ os/3333  2）齿宽 b mmdb d     FSF YY  smvd / mmb  26 设计计算及说明 结果 3）尺高 h 及齿宽高比 b/h  )(2* hb mmmchh ntnan （ 6）计算实际载荷系数 Fk 1) 根据 v=， 7 级精度，由图 108 查得系数vk 由mmNmmNbFk NdTF tAt /1 0 0/1 7 34323  查表 103得齿间载荷分布系数 Fk 4) 由表 104用插值法查得 Hk 结合 b/h= 查图 1013得 Fk 则载荷系数为   FvAF kkkkk （ 7）由试（ 1013），可得按实际载荷系数得的齿轮模数 mmkkmm FtFntn 33  对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数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，从标准值中就近取 mmmn  ，为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算分度圆直径 mmd  来计算小齿轮， hb mmh vk NFt 33  Fk Hk Fk mmmn  27 设计计算及说明 结果 即 : 12c o o s33  nmdZ  取为 25  ziz 取为 71 4．几何尺寸的计算 （ 1）计算几何中心距   1 2 2 . 6 8 m m12c o s2 o s2 )( 43    nmzza 圆整后取中心距 a＝ 122mm （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角  3 8 )(a r c c o s 43 a mzz n （ 3）计算大小齿轮的分度圆直径 mmmzdmmmzdnn 8 0c o s 271c o s 8 o s 225c o s4231 （ 4）计算齿轮宽度 mmBB mmdb d 123 ＝，＝圆整后取   轮副的中心距在圆整后， Hk ， Fk ， z ，和 Y ， Y 等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 （ 2） 尺面接触疲劳强度校核   ZZZZud uTK EHdHH   331 12 253Z 714 z 122mma   mmd mmd  mmBB 69mm6412＝＝ 28 设计计算及说明 结果 按前面方法计算以上数据得 142ZZM PaZZummdmmTKEHdH 将以上数据代入得 ][ )( 34HHM P a  所以齿面接触疲劳满足要求 2）齿根弯曲疲劳强度校核  FndFaSaFF Zm YYYYTK     21321 c o s2 按前面的方法计算出数据，得 29 设计计算及说明 结果 2921.1434342ZmYYYYYYmNTKndsasaFaFaF 所以   3232423323323 o c o s2FndFaSaFFM P aZmYYYYTK    4232421324424 4 125213 6 o s8 7 6 c o s2FndFaSaFFM P aZmYYYYTK  所以：满足齿根弯曲疲劳，且小齿轮的抗弯曲破坏能力大于大齿轮 30 设计计算及说明 结果 齿数 齿宽 螺旋角 精度 压力角 中心距 Z1=22 Z2=78 b1=69mm b2=64mm   7 20 a=122mm 、轴的设计 1高速轴的设计 1） .已知输入轴上的功率 P 、转速 n 和转矩 T 高速轴： KWP  ； min/14401 rn  ； MNnPT / 5095 50 `111  材料：选用 45 号钢调质处理。 查课本第 230 页表 142 取  35Mpa 。