机械设计夹具体课程设计-展开式二级圆柱斜齿轮减速器

机械设计夹具体课程设计-展开式二级圆柱斜齿轮减速器内容摘要：

料为 Cr40 （调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 （ 4） 选小齿轮齿数为 241z ，大齿轮 齿数 5 z ，取832z。 （ 5） 选取螺旋角。 初选螺旋角 14。 按机械设计 [2]式（ 1024）试算，即 2HEHd1t31t )][(12  ZZZZuuTKd  （ 51） （ 1） 确定公式内的各 计算数值 1） 试选 th K。 2） 由机械设计图（ 1021）查取区域系数 HZ 3）由式（ 1021)计算接触疲劳强度用重合度系数 Z。    )14c o s/20a r c t a n ( t a nc o s/t a na r c t a nt   n 洛阳理工学院 机械设计课程 设计（论文） 12  )]14c o s1224/( o s24a r c c o s [)]c o s2/c o sa r c c o s [ 111a   antt hzz （ )]14c o s1283/( o s83a r c c o s [)]c o s2/c o sa r c c o s [ 222a   antt hzz （)] a ( t a n83) a ( t a n24[ 2/)]t a n( t a n)t a n( t a n[39。 2239。 11     tatat zz )14t a n (241/t a n1d    z ))((3 )1)(4(z    4）由式（ 1023）可得螺旋角系数 Z。 9 8 o sc o s  Z 5）由机械设计 [2 ]表 107 选取齿宽系数 1d。 6）由机械设计 [2]表 105 查的材料的弹性影响系数为 21E Z 7）由机械设计 [2]图 1025d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa6001Hlim  ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPa5502Hl im 。 8）由机械设计 [2]（ 1015）计算应力循环次数 811 )53008(  hjLnN 882 5 N 9）由机械设计 [2]图 1019 取接触疲劳寿命系数 K ； K。 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 %1 ，安全系数 S=1，由机械设计 [2]式 (1014)得 57 0M PaM ][ 1limHN11H  SK H 53 9M PaM ][ 2limHN22H  SK H 取 1H][ 和 2H][ 中的较小者作为该齿轮副的接 触疲劳许用应力，即 ][H = 2H][ =539MPa 洛阳理工学院 机械设计课程 设计（论文） 13 （ 2） 计算 1） 试算小齿轮的分度圆直径 1 2 4 1 6 2t1  ）（d 2） 调整小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 v. m / / s1 0 0060 0 0060 1t1    ndv 计算齿宽 b。 mm4 8 8  db  3)计算实际载荷系数 HK。 由机械设计 [2]表 102 查的 1AK ，根据 m/v ， 7 级精度，由 机械设计 [2]图 108 查的动载系数 K ；由 机械设计 [2]表 104 查得 HβK 的值与直齿轮的相同，故 k ；由 机械设计 [2]图 1013 查得 k ，由机械设计 [2]表 103 查得 k ， FK βH αVA  KKKKK H 4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由 机械设计 [2]式 (1012)得 3Ht3t11  KKdd H 5)计算模数 nm。 14c o o s11n  zdm  由 机械设计 [2]式 (1020)试算齿轮模数，即 ][c o s2 F SaFa21d2β13nt  YYzYYTKm Ft  (52) (1)确定计算参数 洛阳理工学院 机械设计课程 设计（论文） 14 1） 试选载荷系数 FK 2）由式（ 1018），可得弯曲疲劳强度的重合度系数 Y。  ) o s14a r c t a n ( t a n)c o sa r c t a n ( t a nb  t o s/ o s/ 22v  b    Y 3）由式（ 1019），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 Y  Y 4)计算][ FSaFaYY o s24c o s 331v1  zz o s83c o s 332v2  zz 查取齿形系数。 由 机械设计 [2]表 1017 查得 Y ； Y。 查取应力校正系数 由 机械设计 [2]表 1018 查得 Y ； Y。 由 机械设计 [2]图 1024c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限分别为 a3 8 0a5 0 0 2lim1l MPMP FimF   、 由 机械设计 [2]图 1022 查得弯曲疲劳寿命系数 21  FNFN KK ， 取弯曲疲劳安全系数 S ,由式（ 1014）得 M P aSK FFNF ][ 1lim11   M P aSK FFNF ][ 2lim22   ][ 1F S a 1F a 1  YY 洛阳理工学院 机械设计课程 设计（论文） 15 0 15 3 57 ][ 2F S a 2F a 2  YY 因为大齿轮][ aaFSFYY的大于小齿轮， 所以取 （ 2） 试算齿轮模数 14c o 2 23nt   m （ 3）调整齿轮模数 圆周速度 V: 14c o s o s 11  zmd nt； smndv / 11   齿宽 b: mmdb d  。 齿根高及其宽高比 b/h:   6   ntnan mch bhb （ 4）计算实际载荷系数 FK 根据 v=。 7 级 精 度 ， 查 图 108 得 动 载 系 数 VK。 由NdTF t 416022 1 11 。 100/  mmNb FK tA ；查表 103 得齿间载荷分配系数 FK。 由表 104 用插值法得 HK。 结合 hb ；查图 1013 得 FK。 则载荷系数   FFVAF KKKKK (5)按实际载荷系数算得的齿轮模数 4 2 33 FtFntn KKmm 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m ，已满足弯曲强度。 但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算 得的分度圆直径 d 来计算应有的齿数。 于是有 洛阳理工学院 机械设计课程 设计（论文） 16 14c o o sn11  mdz  取 321z ，则 z ，取 1112z。 （ 1）计算中心距 o s2 2)11132(c o s2 )( n21   mzza 将中心距定为 147mm。 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角  2)11132(c o sc2 )(c o sc n21   ara mzzar （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 o s 232c o s n11  mzd 2 o s 21 1 1c o s n22  mzd （ 4）计算齿轮宽度  db d 圆整后取 mm662 B ； mm711 B ：由于齿轮中心距圆整后 HK , Z , FK , Y 和 Y 均发生变化，用重新核对齿轮强度以明确齿轮的工作能力。 （ 1）此时圆周速度 smndv / 00 0011   ； （ 2） 齿宽 mmb  ；由表 102,103 查的 AK。 VK （ 3） 齿轮的圆周力NdTFt 41602211 。 100/ 7 7411  mmNb FK tA ；查表103 得 HK 查表 104 得 HK。 （ 4） 载荷系数   HHVAH KKKKK。 由图 1020 查区域系数 HZ 洛阳理工学院 机械设计课程 设计（论文） 17 （ 5） 重新计算接触疲劳强度用重合度系数 Z。 这里只给出计算结果；Z , Z。  HH M p a    11132111132 2 4 1 6 3所以满足齿面接触疲劳强度条件； （ 6） 同理按齿根弯曲疲劳强度校核后 ，也满足弯曲疲劳强度条件；因此中心距圆整后合格 齿轮组 2 设计 设计计算过程同齿轮组 1，齿轮组 2 的计算结果为 273z 、 852Z 、mm173a 、 3nm 、  、 d 、 d。 齿轮参数汇总 齿轮组 1 和齿轮组 2 的尺寸参数如表 51 所示。 表 51 高速级和低速级齿轮组尺寸参数 (续表 ) 级别 *ah mm/B a/mm D/mm 高速级 1 711B 662B 147 d d 低速级 893B 844B。