益达_机械设计课程设计__展开式二级圆柱齿轮减速器的设计(编辑修改稿)

益达_机械设计课程设计__展开式二级圆柱齿轮减速器的设计(编辑修改稿)内容摘要：

查得 KK FH   =； KH =+*（ 1+^2） ^2+^. 54= 所以载荷系数 K= = ； （ 4）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式得 1d = td1 3Ktk = ； （ 5）、计算模数 ntm ntm = 1d Cosβ /Z1=； 所以取 ntm =。 4）、按齿轮弯曲强度设计 13 由式  3 21 ZYTmFKdESn   (1)、当量齿数 : 1221co sco s 3311  ZZ V；。 1259c o sc o s 3322  ZZ V (2)、由附图 84，符合齿形系数 YES ： YES1 =； YES2 = ； (3)、应力循环次数 60x186x1x(1x8x250x10)=^8； N2 =(^8)/= x10^7； （ 4）、查附图 85，弯曲疲劳寿命系数。 21  kk FNFN （ 5）、查附图 88（ e），由材料表面淬火 MQ 线和 HRC=50 查得；mmNFF 22lim1lim /7 1 0  （ 6）、求许用应力  F ；由表 84，按一般可靠性取。 sF  。 2l i m 1l i m11 mmsk NF F FFN    。 5 7 1 2l i m 2l i m22 mmsk NF F FFN   所以 ，    。 0 0 7 1 5 0 8 2 1 21   FF YY ESES 所以小齿轮疲劳强度较弱。 将   1 FY ES （ 7）、计算载荷系数 K， B/H=。 KH = ； 查附图找出 KF1 =； KKKK FFVAK 22  ==； 模数。 0 0 8 2 3 mmm n   按疲劳强度算出来模数 mn =； 所以取高速级齿轮的模数 mn =； 5）、几何尺寸计算 14 （ 1）、法向模数 mn =； （ 2）、齿数。 59。 21 43  zz （ 8） 、中心距为    。 12c os2 os2 432 mmmzza n   取中心距为 185mm； （ 9） 、修正的β为     ；1852 o s2c o s 243   arar a mzz n （ 10） 分度圆直径。 c o s o s mmmzd n  ；。 7 2c o s o s mmmzd n   （ 11） 、齿宽 b，。 mmb dd   圆整后，取 b3=70mm； b4=65mm； （ 12） 、圆周速度； smv nd / 0 0 060 0 0 060 13    ； 据附表 812可知 V 同时少于 6m/s 和 9m/s 取齿轮的精度为 8级，取高了一级； 6）、校核齿面接触疲劳强度； （ 1）、 查附表 85，由锻钢。 189 MPaZE  （ 2）、 查附表 83，。 ZH （ 3）、。 o sc o s  Z    c o s)/1/1( 43 zza   。 o s)59/121/1(  所以。 11  aZ。 7 7 8  ZZZ  ； （ 5） 、 接触疲劳强度的许用应力  H 1029N/mm^2 ； 2 211 12 uubK d YTZZZ ESHEH   HM P a   1 3 7 8 9 2 2 15 所以，满 足强度条件。 7)、齿轮结构设计，配合后面轴的设计而定 ,具体结构参照参考书 5 上的第 41页来设计。 、轴的设计以及校核 为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 N2426 o s206484c o sFN64843^N1055 o s202860c o sFN286022a222r243211a111r14111tgtgFtgtgFdTFtgtgFtgtgFdTFtntttntt ．高速轴Ⅰ设计 1）轴较少，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同， 40Cr，调质处理， HRC4855。 由附表 141查得对称循环弯曲许用应力   MPa701  ； 2）初算轴的 最小直径 ,查表 141，取 100C （由载荷和工作情况确定的系数） 0011d 33m i n  nPC 高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟 V带轮轴孔直径。 因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大 7%， mind =。 由带轮轴孔有 20， 22， 24， 25， 28 等规格，故取 mind =25mm； 高速轴工作简图如图 1所示 图 1 首先确定个段直径 A段： 1d =25mm 由最小直径算出，同时考虑带轮； B段： 2d =30mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为 30mm，见参考书 6 中表 1611； C段： 3d =35mm，与轴承（圆锥滚子轴承 30207）配合，取轴承内径 d =35mm； 16 D段： 4d =42mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm； E段： 5d =38mm， E段， 5d =38m, 与分度圆直径为 的小齿轮配合； G段， 7d =35m, 与轴承（圆锥滚子轴承 30207）配合，取轴承内径，见参考书 2中附表 138；最后修正长度之后将原来的过渡段 F段去掉。 第二、确定各段轴的长度 A段：由带轮的长度考虑 ,取 1L =58mm； B段： 2L =54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mm； C段： 3L =29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30207）配合 ,加上挡油盘长度， 3L =B+△ 3+2=17+10+2=29mm； G段： 7L =29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30207）配合 ,加上挡油盘长度 E段： mm485 L ，齿轮的齿宽 mm501 B D 段： 4L =88mm, 根据各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体 内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得 4L =88mm； 所以第一轴的总长为 L=316mm；其中两轴承之间距离（不包括轴承长度） S=255mm。 、轴Ⅱ的设计计算 1）、选择轴的材料；轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，取 40Cr，调质处理，HRC4855。 由附表 141查得对称循环弯曲许用应力   MPa701  ； 2）初算轴的最小直径，查表 141，取 100C ； mm。  npC 因为大齿轮上有键槽，故最小直径加大 7%， mind =。 但是轴Ⅱ是中间轴；同时轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承 30207，故取mind =35mm；所以 51 dd =35mm ； 轴Ⅱ的设计： 首先确定个段直径 A 段： 1d =35mm 由最小直径算出，同时考虑初选轴承的内径， 与轴承（圆锥滚子轴承 30207）配合； E段： 5d =35mm，与轴承（圆锥滚子轴承 30207）配合； B段： 2d =40mm, 该轴段上齿轮的分度圆直径为 ； C段： 3d =56mm, 定位轴肩； D段： 4d =50mm, 该轴段上齿轮的分度圆直径为 ； 然后确定各段距离： A段： 1L =39mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承 30207）宽度与挡油盘的长度，同时考虑齿轮与内壁的距离得出； 17 B段： 2L =68mm,根据轴上齿轮的齿宽来确定 ,根据低速级大齿轮齿宽减去 2mm（为了安装固定）； C段： 3L =10mm, 定位轴肩。 D段： 4L =43mm，根据轴上齿轮的齿宽来确定； E段： 5L =44mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离（不包括 轴承长度） S=255mm 减去已知长度而得出，同时考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离。 初定箱体内。