设计两级圆柱齿轮减速器机械设计(编辑修改稿)

设计两级圆柱齿轮减速器机械设计(编辑修改稿)内容摘要：

5 . 6 4 4 . 7 0 7 1 0tF T d N      31 1 10/ b / 100 / m F N mm N 查表 103 得齿间载荷分配系数  104的插值法查得   查图 1013 得   则载荷系数 1 1 . 0 6 1 . 2 1 . 3 1 1 . 7 1 7F A v F a FK K K K K       3） 由式 1013，可得按实际载荷系数算的齿轮模数 33 1 . 7 1 71 . 4 8 5 1 . 6 2 91 . 3FntFaKm m m mK    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，犹豫吃乱模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度多决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与楚仑直径有关，可取 由弯曲疲劳强度算的的模数 ，并就近圆整为标准值 m=2mm，接触疲劳强度算的的分度圆直径 d1=，来计算小齿轮的齿数，即 1 c os / 59 .0 55 c os 14 / 2 28 .6 5nz d m    ， 取 12 1 129 29 126zz i z    (1)计算中心距    12 2 9 1 2 6 2 1 5 9 . 7 4 52 c o s 2 c o s 1 4nz z ma m m     考虑模数从 增大圆整至 2mm，为此将中心距减小圆整为 159mm. （ 2） 按 圆整后的中心距修正螺旋角    12 29 12 6 2a r c c os a r c c os 12 .872 2 16 4nz z ma       （ 3） 计算大小齿轮的分度圆直径 11222 9 2 5 9 .4 9c o s c o s 1 2 .8 71 2 6 2 2 5 8 .4 9c o s c o s 1 2 .8 7nnzmd m m m mzmd m m m m     （ 4） 计算齿轮宽度 1 1 5 9 . 0 5 5 5 9 . 0 5 5db d m m    取 216 0 , 6 5b mm b mm 齿轮副的中心距在圆整之后， , , , ,HFK Z K Y Y 等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力 按 上 述 方 法 ， 算 出 1022 的 各 参 数 如 下112 . 1 6 , T 8 3 8 9 0 / , 1 , d 6 2 . 3 9 , u 4 . 3 22 . 4 5 , 1 8 9 . 8 , 0 . 6 1 7 , 0 . 9 8 7HdHEK N m mZ Z Z Z        将它们代入式 1022，得到  112 1 384HH H E HdKT u Z Z Z Z M P adu   满足吃面接触疲劳强度条件。 （ 2） 齿根弯曲疲劳强度校核 按上述方法，先算出 1017中各参数。 1 1 1 2212. 26 , 83 89 0 / , 2. 50 , 1. 68 , 2. 171. 82 , 0. 66 8 , 0. 76 , 12 .8 7 , 12 , z 29F F a sa F asa dnK T N m m Y Y YY Y Ym m m           将它们代入 1017，得  21 1 11132 12 Y c o s 228F F a s aFFdnK T Y Y Y M P amz    21 2 22232 12 Y c o s 214F F a s adnK T Y Y Y M P amz   齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮的抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 6主要设计结论 齿数 z1=29,z2=126,模数 m=2mm,压力角 20，螺旋角 ，变为系数 x1=x2=0，中心距 a=159，齿宽 b1=65mm,b2=60mm，小齿轮选用 40（调质），大齿轮选用 45 钢（调质）。 齿轮按 7 级精度设 计 . (二 )低速级齿轮的传动设计计算 设计参数 2222 N133 / minp kWTmnri ，精度等级，材料及齿数。 （ 1）低速齿用斜齿轮 （ 2）参考表 106，通用减速器精度等级范围 68，选用 7 级精度。 （ 3）材料选择，由表 101，选择小齿轮材料为 40Gr（调质），齿面硬度 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），齿面硬度 240HBS，二者材料硬度差 40HBS （ 4）选小齿轮齿数为 Z1=24，大齿轮齿数 2 1 1 3 .3 3 2 4 8 0z i z    取 z 2=80 (5)初选螺旋角 14 (6)压力角为 20 （ 2） 由式 1024失算小齿轮分度圆直径，即  21131 2 1 HEHtdHZ Z Z ZKT udu   2） 确定公式中各参数数值。  1020查取区域系数  c. 由表 105查得材料的弹性影响系数 MPa 1021计算接触疲劳强度用重合度系数   a r c t a n t a n / c osa r c t a n t a n 20 / c os 14 20. 562tn         1 1 1 1a r c c o s c o s / 2 c o sa r c c o s 2 4 c o s 2 0 .5 6 2 / 2 4 2 1 c o s 1 4 2 9 .9 7 4a t a nz z h             2 2 1 2a r c c o s c o s / 2 c o sa r c c o s 8 0 c o s 2 0 . 5 6 2 / 8 0 2 1 c o s 1 4 2 3 . 9 2 0a t a nz z h                 39。 39。 1 1 2 2ta n ta n ta n ta n / 22 4 ta n 2 9 .9 7 4 ta n 2 0 .5 6 2 8 0 ta n 2 3 .9 2 0 ta n 2 0 .5 6 2 /21 .6 4 2at t a tzz                  1 t a n / 1 2 4 t a n 1 4 / 1 . 9 0 5d z             4 4 1. 64 2 1. 90 51 1 1. 90 53 3 1. 64 20. 44 9Z         1023可得螺旋角系数 c o s c o s 1 4 1 .9 8 5Z      由图 1025d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 H l im 1 l im 260 0 , 55 0HM P a M P a 81298216 0 6 0 1 3 3 1 2 8 3 0 0 1 0 3 . 8 3 1 0/ u 3 . 8 3 1 0 / 3 . 3 3 1 . 5 1 1 0hN n jLNN              由图 1023，查取接触疲劳寿命系数 120 .9 4 , K 0 .9 5H N H NK  取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 1014得   1 l i m11 0 . 9 4 6 0 0 5641H N HH K M P aS      2 l i m 22 0 . 9 5 5 5 0 5231H N HH K M P aS    取其中较小者作为齿轮副的接触疲劳许用应力    2 523HH M P a (2)试算小齿轮分度圆直径  211312 1HEHtdHZ Z Z ZKT udumm  1)计算实际载荷系数钱的数据准备。 v. 12 7 6 . 7 8 1 3 3 0 . 5 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s     b。 1 1 76 .7 8 76 .7 8dtb d m m    3） 计算实际载荷系数 102查得使用系数 1AK v=,7 级精度，由图 108，得动载荷系数  31 1 1312 3 4 8 9 7 02 / d 9 . 0 9 1 07 6 . 7 8/ b 1 9 . 0 9 1 0 / 7 6 . 7 8 1 1 8 / m 1 0 0 /ttAtF T NK F N N m       查表 103 得齿轮间的载荷分配系数  104，用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置，则   则载荷系数为 1 1 . 0 5 1 . 4 1 . 4 2 5 2 . 0 9 4H A v H a HK K K K K       4)由式 1012 可得按实际载荷系数算得分度圆直径 3311 2 . 0 9 47 6 . 7 8 9 0 . 0 01 . 3HtHtKd d m mK    及相应的齿轮模数 11 9 0 . 0 0 c o s 1 4c o s / 3 . 6 3 924nm d z m m    （ 2） 由式 1020 试算齿轮模数即  1213 212 c o sF F a s ant dK T Y Y YYmz  2） 确定公式中的各参数值。  1018，可得计算弯曲疲劳强度的中和度系数。    22a r c t a n t a n t a n a r c t a n t a n 1 4 c o s 2 0 . 5 6 2 1 3 . 1 4 0/ c o s 1 . 6 4 2 / c o s 1 3 . 1 4 0 1 . 7 3 10 . 2 5 0 . 7 5 / 0 . 2 5 0 . 7 5 / 1 . 7 3 1 0 . 6 8 3bta v bavY                 1019可得计算弯曲疲劳强度螺旋角系数 141 1 . 9 0 5 0 . 7 7 81 2 0 1 2 0Y         Fa saFYY 由当量齿数 331122/ c o s 2 4 / c o s 1 4 2 6 . 2 7/ c o s 8 0 / c o s 1 4 8 7 . 5 7vvzzzz       。