课程设计-二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明(编辑修改稿)

课程设计-二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明(编辑修改稿)内容摘要：

KT σφ 5 确定计算参数 由 [1]图 1020c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σ F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σ F2=380MPa 由 [1]1018 查得弯曲寿命系数 KFN1= KFN2= 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S= 见 [1]表 1012 得 [σ F1]= （ KFN1*σ F1） /S= 500* = [σ F2]= （ KFN2*σ F2） /S= 380* = 1） 计算载荷系数 K=KAKVKFα KFβ =1179。 179。 179。 = 2） 查取应力校正系数 有 [1]表 105 查得 YFa1=。 YFa2= 由 [1]表 10－ 5 查得 Ysa1=； Ysa2= 3） 计算大、小齿轮的  FSaFaYYσ 并加以比较  111FSaFaYYσ =  =  222F SaFaYYσ =  = KHB= K= d1= m= 1F = 2F = K=  111FSaFaYYσ =  222F SaFaYYσ = 12 所以 大齿轮的数值大。 6 设计计算 m=  3211 2FSaFadYYzKT σφ = 3 2 241 310*  e= 对结果进行处理取 m=3 ，（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=≈ 33 大齿轮齿数 Z2=u* Z1=*33=76 7 几何尺寸计算 1） 计算中心距 d1=z1m=33*3=99 ， d2=z2m=76*3=228 a=(d1+d2)/2=(99+228)/2=， a 圆整后取 164mm ，d1 11mZ = 2） 计算齿轮宽度 3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 b=φ dd1 b=99mm B1=104mm， B2=99mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 510mm 7） 验算 Ft=2T2/d2=2**10e3/99= N *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 3 99 20176。 104 大齿轮 3 228 20176。 99 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 Kw 178。 m 176。 2 求作用在齿轮上的力 NdTF t 10**22 323  Fr=Ft*tan =*tan20176。 = 3 初步确定轴的直径 m=3 Z1=33 Z2=76 a=164mm d1=99mm d2=228mm B1=104mm B2=99mm bFtk = 13 先按式 [1]152 初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为 45 号钢。 根据表 [1]153 选取 A0=112。 于是有 mmnPAd *112* 33330m in  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，固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=*=178。 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]85），选用 LT8 型凸缘联轴器，其公称转矩为 400 N178。 m。 半联轴器的孔径 d1=45mm .固取 d12=45mm。 见下表 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=52mm。 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=55。 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=107mm , 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=100mm 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=52mm 选 6011 号 右端采用轴肩定位 查 [2] 又根据 d23=42mm 和上表取 d34=d78=45 轴肩与轴环的高度（图中 a）建议取为轴直径的 ~ 所以在 d78=55mm l67=18 c 取安装齿轮处的轴段 45的直径 d45=50mm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 107，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=100mm ,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （ 轴直径的 ~）这 里 LT8 凸缘联轴器 6011 号 轴承 14 去轴肩高度 h= d56= b=,取轴的宽度为L56=6mm. 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=50mm e 取 齿轮与箱体的内壁的距离为 a=12mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=20mm，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=7mm 小齿轮的轮毂长 L=50mm 则 L34 =T+s+a+(1077)=42mm L67=L+c+a+sL56=50+20+15+86=88mm 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=62mm 由 手册查得平键的截面 b*h=18*11(mm)见 [2]表 41,L=63mm 同理按 d12=35mm. b*h=10*8 ,L=70。 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 [1]表 152，取轴端倒角为 2*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 61809，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182mm。 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= 306N m MV= m 总弯矩 M 总 =341 N m 扭矩 T3= 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 [1]式 155及表 [1]154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= FNH2= MH=306N m 总M = 341 N m 15 （轴上载荷示意图） Mp ammW TMca )(341)( 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。