机械设计课程设计-二级展开式直齿圆柱齿轮减速器(编辑修改稿)

机械设计课程设计-二级展开式直齿圆柱齿轮减速器(编辑修改稿)内容摘要：

Fa1=。 YFa2= 3） 计算大、小齿轮的  FFaYσ 并加以比较  11FFaYσ = =  22FFaYσ = = KHB= K= d1= m= σ F1= σ F2= K=  11FFaYσ =  22FFaYσ = 11 所以 大齿轮的数值大。 6 设计计算 m=  3211 2FFadYzKT σφ = 3 2 0 1 5 261 310*  e= 对结果进行处理取 m=4，（见机械原理表 54，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列） 小齿轮齿数 Z1=d1/m=≈ 25 大齿轮 齿数 Z2=u* Z1=*25=93 7 几何尺寸计算 1） 计算中心距 d1=z1m=25*4=100mm d2=z2m=93*4=372mm a=(d1+d2)/2=(100+372)/2=236mm d1 11mZ =100mm 2） 计算齿轮宽度 3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 b=φ dd1 b=100mm B1=105mm， B2=100mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 510mm 7） 验算 Ft=2T2/d1=2**10e3/100= N 1009 7 6 8 9 7*1 bFtk N/mm。 结果合适 8） 由此设计有 模数 分度圆直径 压力角 齿宽 小齿轮 4 100 20176。 105 大齿轮 4 372 20176。 100 五 轴的设计 （在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核 一根低速轴的强度） A 低速轴 3 的设计 1 总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度圆直径 压力角 178。 m 176。 2 求作用在齿轮上的力 NdTF t 10**22 32 3  Fr=Ft*tan =*tan20176。 = 3 初步确定轴的直径 m=4 Z1=25 Z2=93 a=236mm d1=100mm d2=372mm B1=105mm B2=100mm bFtk =m 12 先按式 [初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45 号钢。 根据表选取 A0=112。 于是有 mmnPAd 5 3 6 *112* 33330m i n  此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d12 为了使所选的轴的直径 d12与联轴器的孔径相适应，故 需同时选取联轴器的型号。 4 联轴器的型号的选取 查表 [1]141,取 Ka= 则； Tca=Ka*T3=*=18003N178。 m 按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T58432020（见表 [2]82），选用 GICL8 型凸缘联轴器，其公称转矩为 21200 N178。 m。 半联轴器的孔径 d1=70mm .固取 d12=70mm。 5. 轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a 为了满足半联轴器的轴向定位要求 12轴段右端要求制出一轴肩；固取 23 段的直径 d23=80mm。 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=85。 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1= 142mm , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取 12断的长 度应比 L1 略短一些，现取 L12=140mm b 初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向 载荷。 当量摩擦系数最少。 在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈 =8`16`〉 大量生产价格最低 ， 固选用深沟球轴承 又根据 d23=80mm 选 6217 号 右端采用轴肩定位 查 [2] 又根据 d23=80mm 和上表取 d34=d78=85 轴肩与轴环的高度（图中 a）建议取为轴直径的 ~ 所以在 d78=45mm l67=12 c 取安装齿轮处的轴段 45的直径 d45=95mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为 100，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取 l45=97mm ,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （ 轴直径的 ~）这里 GICL8 凸缘联轴器 6217 号 轴承 13 去轴肩高度 h= d56= b=,取轴的宽度为 L56=11mm. d 轴承端盖的总宽度为 15mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的 ,距离为 25mm。 固取 L23=40mm e 取 齿轮与箱体的内壁的距离为 a=16mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁 ,有一段距离 s,取 s=8mm,已知滚动轴承的宽度 T=28mm 小齿轮的轮毂长 L=70mm 则 L34 =T+s+a+(10097)=55mm L67=L+c+a+sL56=70+15+16+811=98mm 至此已初步确定轴得长度 3) 轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。 按 d45=95mm 由 手册查得平键的截面 b*h=25*14 (mm)见 [2]表 41,L=80mm 同理按 d12=70mm. b*h=20*12 ,L=125。 同时为了保证齿轮与轴配合 得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。 半联轴器与轴得配合选 H7/k6。 滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 4) 确定轴的的倒角和圆角 参考表，取轴端倒角为 4*45176。 各轴肩处的圆角半径见上图 5) 求轴上的载荷 （见下图） 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。 在确定轴的支点位 置时，应从手册中查出 a 值参照 [1]图 1523。 对与 6217，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。 因此作为简支梁的轴的支撑跨距为250mm。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 计算齿轮 Ft=2T1/d1=2**103= N Fr= Ft tana = Ft tan20176。 = N 通过计算有 FNH1= FNH2= MH=FNH2*= N178。 M 同理有 FNV1= FNV2= MV=178。 M 22  VH MMM 总 22  N178。 M 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNH1= FNH2= FNV1= FNV2= 弯矩 MH= N m MV= N m 总弯矩 M 总 = N m 扭矩 T3= N m 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C 的强度） 根据式及表中的取值，且  ≈ （式中的弯曲应力为脉动循环变应力。 当扭转切应力为静应力时取  ≈ ；当扭转切应力为脉动循环变应力时取  ≈ ） 1） 计算轴的 应力 FNH1=758N FNH2= MH= N m 总M = N m 14 （轴上载荷示意图） M p ammW TMca 4 5 4 ) 2 0 ( 9 4)( 3 22232   前已选定轴的材料为 45号钢，由 轴常用材料性能表 查得 [σ 1]=60MPa因此σ ca[σ 1]，故安全。 7）精确校核轴的疲劳强度 1) 判断危险截面 截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 V 和 V 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C上的应力最大。 截面 V 的 应力集中的影响和截面 V 的相近，但截面不 V 受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。 截面 C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。 截面 V 和 V 显然更不必校核。 键槽的应力集 中系数比过盈配。