h二级直齿、直连设计方案(编辑修改稿)

h二级直齿、直连设计方案(编辑修改稿)内容摘要：

FNF 111  475MPa    SK FEFNF 222  计算齿轮 1的  FSaFaYY 并加以比较   111FSaFaYY   222F SaFaYY 齿轮 2的数值大 则有：    3 21 12 F SaFadn YYzKTm  mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强 度计算的 模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 模数，取模数 nm mm ，已可满足弯曲强度。 但为了同时满足接触 10 疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径 1d mm 来计算应有的齿数。 则有：  nmdz 11  26 取 1z 26，则 2z  110 计算齿轮分度圆直径：  nmzd 11 52mm  nmzd 22 220mm 几何尺寸计算 计算中心距： 2 21 dda =136mm 计算齿轮 1宽度：  11 db d 60mm 齿轮 2宽度 2B 55mm。 低 速级齿轮传动计算 选用直齿圆柱齿轮，齿轮 3 材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，齿轮 4材料为 45 钢（调质） 硬度为 240HBS。 齿轮 3齿数 22，齿轮 4齿数 67。 按齿面接触强度： 齿轮 3分度圆直径 3211 ][ HEHdtt ZZuuTKd  其中： tK —— 载荷系数，选 tK d —— 齿宽系数，取 d 1 u —— 齿轮副传动比， u EZ —— 材料的弹性影响系数，查得 EZ 21MPa 11  H —— 许用接触应力，      2 21 HHH   查得齿轮 3 接触疲劳强度极限 1limH 650MPa。 查得齿轮 4 接触疲劳强度极限 2limH 600MPa。 计算应力循环次数：（设 2班制，一年工作 300 天，工作 5 年） hjLnN 11 60 60 (1 2 8 300 5) 810  212 iNN 810 查得接触疲劳寿命系数 1HNK ， 2HNK 取失效概率为 %1 ，安全系数 S 1，得：    SK HHNH 1lim11     SK HHNH 2lim22  594MPa 则许用接触应力      2 21 HHH   = 有  3 211 ][HEHdtt ZZuuTKd  mm 圆周速度  100060 11 ndv t sm/ 齿宽  tddb 1 mm 模数  11zdm tnt mm  ntmh mm hb/ 计算载荷系数 K ： 已知使用系数 AK ； 12 根据 v sm/ ， 8级精度，查得动载系数 vK ； 用插值法查得 8级精度、齿轮 3相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数 HK ； 查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数 FK ； 查得齿间载荷分配系数   FH KK 1； 故载荷系数   HHvA KKKKK 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径  311tt KKdd mm 计算模数 nm ：  11 coszdmn  mm 按齿根弯曲强度：  3 21 12 F SaFadn YYzKTm   计算载荷系数   FFvA KKKKK 查取齿形系数：查得 1FaY ， 2FaY 查取应力校正系数： 1SaY ， 2SaY 查得齿轮 3弯曲疲劳极限 1FE 475MPa 查得齿轮 4弯曲疲劳极限 2FE 取弯曲疲劳寿命系数 1FNK ， 2FNK 计算弯曲疲劳使用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S 1，得    SK FEFNF 111  475MPa 13    SK FEFNF 222  计算齿轮 3的  FSaFaYY 并加以比较   111FSaFaYY   222F SaFaYY 齿轮 3的数值大 则有：    3 21 12 F SaFadn YYzKTm  mm 对比 计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的 模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 模数，取模数 nm mm ，已可满足弯曲强度。 但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径 1d mm 来计算应有的齿数。 则有：  nmdz 11  29 取 1z 29，则 2z  88 计算齿轮分度圆直径：  nmzd 11 87mm  nmzd 22 264mm 几何尺寸计算 计算中心距： 2 21 dda =176mm 计算齿轮 3宽度：  11 db d 95mm 齿轮 4宽度 2B 90mm。 14 表 各齿轮主要参数 名称 代号 单位 高速级 低速级 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 中心距 a mm 136 176 传动比 i 模数 mn mm 2 3 端面压力角 a 176。 20 20 啮合角 a’ 176。 20 20 齿数 z 26 110 29 88 分 度圆直径 d mm 齿顶圆直径 da mm 齿根圆直径 df mm 齿宽 b mm 60 55 95 90 材料 40Cr（调质） 45 钢（调质） 40Cr（调质） 45 钢（调质） 齿面硬度 HBS 280HBS 240HBS 280HBS 240HBS 15 第 四 章 轴的结构设计 及校核 轴的材料选择及最小直径的估算 根据工作条件，初选轴的材料为 45 钢，调质处理。 按照扭转强度法进行最小直径估算，即： mmnPAd 3m in 。 算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。 当该轴段界面上有一个键槽时， d 增大 5%7%，当该轴段界面上有两个键槽时， d增大 10%15%。 查得 A=103— 126，则取 A=110。 Ⅰ 轴 1131 nPAd mm Ⅱ轴 2232 nPAd mm Ⅲ轴 3333 nPAd mm 考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为： Ⅰ 轴  %)71(11 m in dd mm Ⅱ轴  0% )11(22 m in dd mm Ⅲ轴  0 % )11(33 m in dd mm 将各轴的最小直径分别圆整为： d1=25 mm， d2=35 mm， d3=50 mm。 减速器装配草图的设计 根据轴的零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求，初步设计减速器装配草图。 高速 轴的结构设计 与计算 高速轴的结构设计 高速轴的轴系零件如图所示 16 图 高速轴的结构 （ 1）各轴段直径的确定 d11：轴 1 的最小直径， d11=d1min=25mm。 d12：密封处轴段，根据 大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封）， d12=31mm。 d13：滚动轴承处轴段， d13=35mm，选取轴承型号为轴承 6207。 d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择 d14=42。 d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 所以轴和齿轮的热处理工艺相同，均为 45 钢，调质处理。 d16：过渡轴段，要求与 d14轴段相同， d16=d14=42mm。 d17：滚动轴承轴段， d17=35mm。 各轴段长度的确定 l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取 l11=40mm。 l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取 l12=58mm l13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取 l13=30mm l14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取 l14= l15：由小齿轮的宽度确定，取 l15=60mm l16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取 l16=5mm l17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取 l17=32mm 17 图 表 各段尺寸 直径 d11 d12 d13 d14 d1。