高架灯提升装置_机械设计课设(编辑修改稿)

高架灯提升装置_机械设计课设(编辑修改稿)内容摘要：

 应力循环次数 7260 60 1 14 .6 8 29 20 0 2. 57 10hN jn L       设工作期限为 10 年， 8 小时 /天， Lh=29200h 寿命系数 8 7710 0 .8 8 8 72 .5 7 1 0HNK  则     39。 0. 88 87 26 8 23 8. 17H H N HK M P a M P a     （ 6）计算中心距 : 3 321 6 0 2 . 9 1 . 0 5 3 1 8 . 7 7 1 0 ( ) 8 6 . 7 22 3 8 . 1 7a m m     取 a=125mm，由 i=62，则从表 112 中查取，模数 m= 蜗杆分度圆直径1 56d mm。 从图中 1118 中可查 39。   ，由于 39。 Z ＜ Z ，即以上算法有效。 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 （ 1）蜗杆 轴向尺距 maP  =10mm 直径系数 q= md1 =18 齿顶圆直径 *11 2 62 .3aad d h m m m   齿根圆直径 *11 2 ( ) 4 9 .2fad d h m c m m    分度圆导程角 1arcta n 3 .2 2zq  蜗杆轴向齿厚 1 4 .9 52as m mm 蜗杆的法向齿厚 c os 5 c os 2 42nas s m m     （ 2）蜗轮 蜗轮齿数 2 62z  , 变位系数 2  验算传动比 2162 621zi z   ， 这时传动比误差为： 0 ，在误差允许值内。 10N     23 8. 17H MPa  mm 取 mma 160 1 56d mm 10aP mm 18q 1 mm 1 mm mm mm 2 62z  20xx~20xx 机械设计课程设计 10 蜗轮分度圆直径 22 3 .1 5 6 2 1 9 5 .3d m z m m    喉圆直径 2 2 22 1 9 5 .3 2 3 .1 5 2 0 1 .6aad d h m m      齿根圆直径2 2 22 1 9 5 .3 2 1 .2 3 .1 5 1 8 7 .7 4ffd d h m m       咽喉母圆半径221 1 2 5 0 .5 2 0 1 .6 2 4 .22gar a d m m      校核齿根弯曲疲劳强度  FFaF YYdd KT    221 当量齿数 22 33 62 6 2 . 2 9c o s c o s 3 . 2 2v zz    根据 220 .2 0 6 3 , 6 2 .2 9vxz   从图 119 中可查得齿形系数 Y 2Fa = 螺旋角系数： 3 . 2 21 1 0 . 9 7 71 4 0 1 4 0Y      许用弯曲应力： 从表 118 中查得有 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[ F ]39。 =64MPa 寿命系数 9 6710 0 .6 9 7 22 .5 7 1 0FNK    64 0. 69 72 44 .6 2F M P a    1 . 5 3 1 . 0 5 3 1 8 7 7 0 2 . 4 0 . 9 7 7 3 4 . 8 55 6 1 9 5 . 3 3 . 1 5F M P a     可以得到： F  F 因此弯曲强度是满足的。 )t a n(t a n)( v   已知 : ； vv farctan ； vf 与相对滑动速度 s 有关。 2 mm 2 mm2 mm2 mm 2     [ ] 44. 62F MPa  MPa  20xx~20xx 机械设计课程设计 11 11 2 . 6 7 /6 0 1 0 0 0 c o ss dnv m s  从表 1118 中用差值法查得：。 vf    代入式中，得  大于原估计值，因此不用重算。 精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T100891988 圆柱蜗杆，蜗轮精度选择 8 级精度，侧隙种类为 f，标注为8f GB/T100891988。 然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。 5．圆柱齿轮的设计 P= ， 806 m inNr ， i= 材 料选择 20xx~20xx 机械设计课程设计 12 （ 1）小齿轮的材料为 40 )(调质Gr ，硬度为 280HBS ,大齿轮的材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS ,二者之差为 40HBS。 （ 2）精度等级选 7 级精度。 （ 3）选小齿轮齿数 1 50Z ，大齿轮齿数 2 50   ，取 2 68Z。 （ 4）选压力角为 20。 按齿面接触强度计算设计 按式（ 1021）试算，即  3 211 12 .3 2 ( )Et dHK T Zud u （ 1）确定公式中的各参数 ①试选载荷系数， 。 ②计算小齿轮的传递扭矩 5 11 19 . 5 5 1 0 4 1 5 . 2 2PT N mn   ③由表 107 选齿宽系数 1d。 ④由表 106 查的材料的弹性影响系数 MPa。 ⑤由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 1 600HLim aMP  ；大齿轮的接触疲劳强度极限 2 550HLim MPa 。 ⑥由式 1013 计算应力循环次数。 7117 7260 10 10 10nN n jLN     ⑦由图 1019 取接触疲劳寿命系数 120 .9 0。 0 .9 5H N H NKK。 ⑧计算疲劳需用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 1S ，由式（ 1012）得   1 l i m11 0 . 9 0 6 0 0 5 4 0HNH K M P a M P aS       2 l i m 22 0 .9 5 5 5 0 5 2 2 .5HNH K M P a M P aS     计算 （ 2）试算小齿轮的分度圆的直径 ,1td 代入  H 中较小值 71 10N  72 10N   1 540H Mpa   2 Mpa  20xx~20xx 机械设计课程设计 13  332112 2 ( ) 31 87 70 3 18 21 3 54 011 t EtdHkT Zudumm    （ 2）计算圆周速度 v 1 1 1 5 . 9 1 1 . 0 4 0 . 0 7 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s     （ 3）计算齿宽 b 1 1 115 .9 115 .9dtb d m m     （ 4）齿宽与齿高之比 bh 模数 111 1 5 .9 2 .3 1 850tnt dm z   齿高 5nth m m m   bh  （ 5）计算载荷系数 根据 /v m s ， 7 级精度，由图 108 查的动载荷系  ； 直齿轮， 1  FH KK。 由表 102 查的使用系数 ： 1AK 由表 104 用插值法 7 级精度，小齿轮相对支撑对称分布时，   由  ，   查图 1013 得   ；故载荷系数 1 1. 05 1 1. 34 6 1. 41 33A V H HK K K K K      （ 6）按实际的载荷系数校正算的分度圆直径，有式（ 1010a ）得 3 311 1 . 4 1 3 31 1 5 . 9 1 1 9 . 1 71 . 3t tKdd K    （ 7）计算摸数 m 111 1 9 .1 7 2 .3 850n dm m mz   按齿根弯曲强度计算设计 1 mm /v m s 1 dd 1 mm mm 20xx~20xx 机械设计课程设计 14 由式（ 105）得弯曲强度计算设计  3 1212 ()z Fa San dFYYKTm  （ 1）公式内容的各计算值 ①由图 1020c 查得小 齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001  ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802  ； ②由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 , FNKK ③计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳安全系数 ,S 由式（ 1012）得  111 0 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 5 71 . 4F N F EF K M P aS      222 0 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4F N F EF K M P aS    ④计算载荷系数 K 1 1 .0 5 1 1 .3 2 1 .3 8 6A V F a FK K K K K       ⑤查齿形系数。 由表 105 查的 a 1 a ；。 ⑥查取应力校正值系数。 由表 105 查的 a 1 a ；。 ⑦计算大、小齿轮的][SaFaYY并加以比较。 1112 .3 2 1 .7 0 0 .0 1 3[ ] 3 0 3 .5 7F a S aYY  2222 .2 4 1 .7 5 0 .0 1 6 4[ ] 2 3 8 .8 6F a S aYY  大齿轮的值大 （ 2）设计计算 322 1 . 3 8 6 4 1 5 2 2 0 0 . 0 1 6 5 1 . 9 61 5 0m    对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模 m 的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿  20xx~20xx 机械设计课程设计 15 面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数 m 与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 2nm ，按接触强度算的的 分度圆直径 1 mm 来计算应有的齿数，于是由 11 1 1 9 .1 7 5 9 .5 8 52ndz m   取 1 60z 21 3 59. 585 79. 248z iz    取 2 80z  这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，。