机械设计二级减速器说明书

④由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮想对支撑对称布置时，齿向载荷分布系数,由此得到实际载荷系数:(2)按实际载荷系数算得的分度圆直径:按齿根弯曲疲劳强度设计由式(10-20)计算模数，即:（1）确定公式中的个参数值1）试选2）式(10-18）来计算弯曲疲劳强度用重合度系数。3）计算因为：由图10-17查的齿形系数；由图10-18查的应力修正系数；由图10-24查的查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别；由图10-22查取弯曲疲劳寿命系数；取弯曲安全系数S=1.4，得：=0.0135=0.0161因为大齿轮的大于小齿轮，所以取：==0.0161（2）试算模数调整齿轮模数：计算实际载荷系数前的数据准备1）圆周速度v2）齿宽b3）宽高比b/h4）计算实际载荷系数根据v=0.96m/s、7级精度，由图10-8查的动载荷系数：查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4和图10-13用插值法查的7级精度、小齿轮想荷系数：（2）按实际载荷系数算得的齿轮模数对比数据，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m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以取弯曲疲劳强度算得的模数mn=1.5mm,按接触疲劳强度算的分度圆直径，算的小齿轮数，取，则大齿轮，取，两齿数互为质数。几何尺寸计算1）计算中心距，a取121mm2）计算分度圆直径和中心距修正螺旋角4）计算齿轮宽度考虑到安装误差及结合后面轴径综合考虑尺寸，小齿轮齿宽可取为，大齿轮齿宽，键校核合格。圆整中心距后的强度校核1）齿面接触疲劳强度校核 按前面类似的做法，计算个参数：,带入下式，得：齿面接触疲劳强度符合要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。2）齿根弯曲疲劳强度校核按前面类似的做法，计算个参数，个参数数据：，，，，得到：齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论齿数=30、=127，模数m=1.5mm，压力角=20°，螺旋角=13.310°，变为系数==0，中心距a=121mm，齿宽=55mm、=50mm。小齿轮选用40Cr(调质），大齿轮选择用45钢（调质）齿轮按7级精度设计。第二对齿轮（低速级）1、选择材料及确定许用应力，采用硬齿面的组合；小齿轮材料为40Cr（调质、表面淬火），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质、表面淬火），硬度为240HBS。2、齿轮精度为7级， 3.小齿轮齿数取:Z1=24，则大齿轮齿数Z2=3.14×24=75.36,所以取Z2=774、初定螺旋角为=141．按接触疲劳强度设计计算：1）取载荷系数KHt=1.3，2）查表10-5得弹性影响系数ＭPa3）节点区域系数ZH=2.433，查表10-20。4）计算重合度系数Zε螺旋角系数：7）接触疲劳强度极限由表10-25(d)查得。8)．计算应力循环次数：N1=60n1jLh=60×141×1×(16×300×10)=0.406xN2=N1/i1=0.129×9)由图10-23得接触疲劳寿命系数：KHN1=0.99KHN2=110)（取失效概率为1%，安全系数为S=1）=KHN1бHlin1/S=594MPa=KHN2бHlin2/S=550MPa取两者中较小的作为该齿轮副的解除疲劳需用应力，即：2、计算1）试算小齿轮分度圆直径=64.367mm计算圆周速度v（m/s）3）计算齿宽b（mm）4)计算载荷系数KH根据v=0.48m/s，7级精度，由图10-8得动载系数=1.01；由表10-2得使用系数=1；齿轮的圆周力。查表10-3得齿间载荷分配系数；由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮想对支撑对称布置时，齿向载荷分布系数；==1×1.02×1.2×1.426=1.745按实际载荷系数修正分度圆直径计算模数3、按弯曲强度设计(1)试算齿轮模数，即确定公式中的参数1）试选载荷系数KFt=1.32)重合度系数Yε和螺旋角系数Yββb=arctan(tanβcosαt)=arctan（tan14°cos20.65°）=13.140°εαv=εα/cos2βb=1.639/cos2(13.140°)=1.728Yε=0.25+0.75/εαv=0.684Yβ=1－=0.778计算由图10-17和图10-18有YFa1=2.62YFa2=2.22Ysa1=1.6Ysa2=1.78由图10-24d查得小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500σFlim2=380由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数S=1.4=0.0135=0.0162因为大齿轮的大于小齿轮，所以取：==0.01624）试算齿轮模数=2.121mm(2)调整齿轮模数d1=mntz1/cosβ=2.12124/cos14°=52.462mmv=πd1n2/(60×1000)=0.39/sb=φd1=52.462mmh=4.772mmb/h=10.99根据v=0.39m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01。使用系数K=1KAFt1/b=183.58N/mm>100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数=1.2查图10-13得=1.34==1×1.01×1.2×1.34=1.624按实际载荷系数算得齿轮模数取mn=2.5mm，d1=71.004mm，Z1=d1cosβ/mn=27.56,Z2=Z1u=87.92z1取28，z2取894.几何尺寸计算（1）计算中心距因为模数从2.292mm增大2.5mm，为此将中心距减小圆整150mm.（2）修正螺旋角（3）分度圆直径（4）齿宽小齿轮齿宽可取为，大齿轮齿宽5.圆整中心距后的强度校核齿面接触疲劳强度校核按前述做法KH=2.016φd=1d1=79.71mmu=3.14ZH=2.440ZE=189.8MPaZε=0.643Zβ=0.987<[σH]满足齿面接触疲劳强度条件齿根弯曲疲劳强度校核按前述做法KF=1.895YFa1=2.55YFa2=2.20Ysa1=1.63Ysa2=1.78Yε=0.675Yβ=0.783β=12.839°φd=1mn=2.5mmz1=28满足齿根弯曲疲劳强度条件。列表：项目高速齿轮低速齿轮类型主动从动主动从动齿数301272889齿面宽B（mm）55508075分度圆（mm）46.24195.7671.79228.21螺旋角β13.310°12.839°中心距a121150旋向右旋左旋右旋左旋模数1.52.5六，滚动轴承的选择与计算轴的选材：因为是一般用轴，所以选材料为45钢，调质。考虑到材料供应和生产管理上的方便，尽量缩减材料的品种，故高速轴，中间轴，低速轴均采用45钢做调质处理，硬度为45~50HRC轴II的设计1初步确定轴的最小直径轴II的功率,转速,转矩，,,初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为钢,调质处理,由机械设计教程，取=33.4mm此轴的最小直径显然是安装轴承处的最小直径,查机械手册深沟球轴承表，选6007,其尺寸为由机械教程十二章，轴承润滑，速度因素dn选择脂润滑。2.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案如下图2）根据轴向定位要求确定各段直径和长度a根据所选轴承知,再根据所选的轴承的安装尺寸知d2=d5=41mm,考虑到轴承内端面至箱体内壁距离8mm,齿轮端面与箱体内壁距离为,挡油环的宽度小于轴承宽度三分之二设挡油环的长度为10mm，两齿轮之间的距离为10mm.可得L1=14+10=24mm,L2=10mm,L4=10mmL6=14+12+10+2=38mmb小齿轮,所以小齿轮做成轴齿轮轴，可取:,c大齿轮轴段L=B-2=50-2=48mmd根据轴肩，可取:齿轮与轴的轴向定位均采用B型平键联接,大齿轮处选用平键,齿轮轮毂与轴的配合为。4)确定轴上的圆角和倒角尺寸查表得取轴端倒角,各轴肩圆周半径见轴零件图.轴I的机构设计1.轴上的功率,转速和转矩压轴力2.初步估算轴的最小直径初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为钢,调质处理,由机械设计教程，取=21.1mm轴的结构设计拟定，轴上零件的装配方案如下图1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a由于带伦与轴相连，所以定与带轮相连接的轴轴径最小，取查机械手册的得L1=50mmb选深沟球型轴承6007型轴承，查机械手册得因为挡油环不得超过轴承宽的三分之二所以取挡油环为10mm,C根据安装尺寸得，取轴承端盖箱体间隙取8mm,齿轮与箱体内侧距离为12mm，所以d第五段处为齿轮轴，根据高速级小齿轮齿宽齿顶圆得求支反力；竖直的弯矩；求水平面的弯矩；合成弯矩转矩按弯扭合成应力校核轴的强度所以该轴强度安全径向载荷：轴III的结构设计1.求轴上的功率,转速和转矩2.初步估算轴的最小直径初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为钢,调质处理,由机械设计教程，取=48.3mm此轴的最小直径显然是安装联轴器处的最小直径,为使所选轴d1与联轴器的孔径相适应,轴与联轴器连接有一个键槽轴应增大3%-5%，所以取。八，联轴器设计(1).类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.（2）.载荷计算.公称转矩：=768.24N．m差课本表14-1，选取所以转矩因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查课本表14-1得：选取TL10型弹性套柱联轴器其公称转矩为2000N/m，半联轴器的孔径，半联轴器的长度,与轴配合的毂孔长度为。4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案如下图3所示：2)根据装配方案确定轴的各段直径和长度a取安联轴器的轴径,查机械手册取b联轴器定位轴肩的高度取，则；L6=50mm可选6014型深沟球轴承,其尺寸,故:挡油环宽度取22mm,所以c根据安装尺寸小齿轮的直径取，d再根据轴肩高取轴承与箱体间隙取8mm,齿轮与箱体内侧距离为14mm，L3=10mm；d3=78mme根据机械手册的。3)轴向零件的轴向定位联轴器与轴的轴向定位采用A型平键联接,选用平键为,斜齿轮与轴选用A型平键，齿轮轮毂与轴的配合为。键的校核a参考轴的直径d=55mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=11mm。由联轴器长度并参考键的长度系列，取键长L=72mm。b键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用应力=100~120MPa取其平均值，=110MPa，键的工作长度l=80mm，c由式6-1得：=110MPa键合格5)确定轴上的圆角和倒角尺寸查表得轴端倒角,各轴肩圆角半径见图九，

机座箱体结构尺寸及其附件减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M16机盖与机座联接螺栓直径=（0.5~0.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.4~0.5）M8视孔盖螺钉直径=（0.3~0.4）M8定位销直径=（0.7~0.8）M10，，至外机壁距离查机械课程设计指导书表11-230mm22mm18mm，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表11-225mm16mm外机壁至轴承座端面距离=++（5~10）60mm大齿轮顶圆与内机壁距离>1.212mm齿轮端面与内机壁距离>10mm对附件设计(1)视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固(2)油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。(3)油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.