二级斜齿减速器课程设计623.5%0.9%350%200%294.doc
二级斜齿减速器课程设计623.5%0.9%350%200%294
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计623.5%0.9%350%200%294,减速器课程设计
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设计带式运输机的减速器 目录 一、设计任务 . 1 二、前言 . 1 2.1：题目分析 . 1 2.2：传动方案的拟定 . 2 三、电动机的选择、传动装置的运动和动力参数计算 . 2 3.1：电动机的选择 . 2 3.1.1：选择电动机的类型 . 2 3.1.2：选择电动机的额定功率 . 2 3.1.3：确定电动机的转速 n . 3 3.1.4：确定发动机的的型号 . 4 3.2：传动装置的运动和动力参数计算 . 4 3.2.1：合理分配传动比 . 4 3.2.2：计算各轴的转速 . 5 3.2.3：计算各轴的输入功率 . 5 3.2.4：计算各轴的输入转矩 . 5 四、传动零件的设计计算 . 6 4.1：高速级斜齿圆柱齿轮传动设计 . 6 4.1.1：选择材料 . 6 nts 4.1.2：按齿面接触疲劳强度初步设计 . 7 4.1.3：验算齿面接触疲劳强度 . 9 4.1.4：验算齿根弯曲疲劳强度 . 12 4.1.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸 . 14 4.1.6：确定齿轮制造精度 . 15 4.2：低速级直齿圆柱齿轮传动设计 . 15 4.2.1：选择材料 . 16 4.2.2：按齿面接触疲劳强度初步设计 . 16 4.2.3：验算齿面接触疲劳强度 . 18 4.2.4：验算齿根弯曲疲劳强度 . 20 4.2.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸 . 22 4.2.6：确定齿轮制造精度 . 23 五、轴的设计 及校核计算 . 23 5.1：高速轴的设计 . 23 5.1.1：选择轴的材料 . 24 5.1.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径 . 24 5.1.3：联轴器的型号的选取 . 24 5.1.4：轴的结构设计 . 25 5.2：中间轴的设计 . 27 5.2.1：选择轴的材料 . 27 5.2.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径 . 27 5.2.3：轴的结构设计 . 28 nts 5.2.4：轴的受力分析 . 29 5.2.5：轴的疲劳强度安全系数校核计算 . 32 5.3：低速轴的设计 . 37 5.3.1：选择轴的材料 . 37 5.3.2：按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径 . 38 5.3.3：联轴器的型号的选取 . 38 5.3.4：轴的结构设计 . 39 5.3.5：轴的受力分析 . 41 5.3.6：轴的疲劳强度安全系数校核计算 . 43 六、轴承的选择与寿命计算 . 47 6.1：低速轴的轴承寿命 . 47 6.2：中间轴的轴承寿命 . 51 七、键连接的选择与校核计算 . 55 7.1：高速轴上的键的选择 . 55 7.2：中间轴上的键的选择 . 55 7.3：低速轴上的键的选择与校核计算 . 55 7.3.1：齿轮处普通平键选择与强度校核 . 55 7.3.2：联轴器处普通平键强度校核 . 56 八、联轴器的选择 . 57 8.1：高速轴端联轴器的选择 . 57 8.2：低速轴端联轴器的选择 . 58 九、润滑与密封方式选择 . 58 nts 十、箱体及其附件的结构设计 . 58 10.1：减速器箱体的结构设计 . 58 10.2：减速器附件的结构设计 . 59 十一、参考资料 . 59 nts 第 1 页 共 60 页 一、 设计任务 设计一带式输送机的算计圆柱齿轮减速器。 带式运输机示意图 如下： 使用年限为 10年，每年 250天，三班制工作。为一般用途。 我 选 的题目号为 5，相关数据如下： 题号 运输带拉力()FN 运输带速度 ( / )V m s 卷筒 直径 ()Dmm 5 3500 0.90 350 二、 前言 2.1：题目分析 nts 第 2 页 共 60 页 2.2：传动方案的拟定 二级展开式圆柱齿轮减速器 高速级齿轮传动选用斜齿圆柱齿轮，低速级选用直齿斜齿圆柱齿轮。 优点：结构紧凑、简单，传动效率高，工作可靠，应用较广泛。 缺点：齿轮相对于轴承不对称布置，沿齿向载荷分布不均匀。 三、电动机的选择、传动装置的运动和动力参数计算 3.1：电动机的选择 3.1.1：选择电动机的类型 按照工作要求的 条件 ，选用 Y 系列三相异步电动机 。 Y 系列三相异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，它具有高效、节能、起动转矩大、噪声低 、振动小、可靠性高以及使用维护方便等优点。【 1】 最常用的交流电动机 三相鼠笼性异步电动机 3.1.2：选择电动机的额定功率 选取 0 . 9 8 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 6c z l j 、 、 、（c为 圆柱 齿轮传动 啮合 效率；z为轴承传动效率；l为联轴器传动效率；j为卷筒传动效率） nts 第 3 页 共 60 页 由电动机轴至卷筒轴的传动效率a为： 2 2 3 2 2 30 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 8 0 . 8 8 5 9a l c z 工作机构的效率w为： 0 . 9 8 0 . 9 6 0 . 9 4 0 8w j z 工作机构所需功率wP为： 3 5 0 0 0 . 9 3 . 3 4 8 21 0 0 0 1 0 0 0 0 . 9 4 0 8w wFVP K W 电 动机所需功率dP为： 3 . 3 4 8 2 3 . 7 7 9 40 . 8 8 5 9wd aPP 由ed dPP，故选择电动机的额定功率为： 4.0edP KW3.1.3：确定电动机的转速 n 工作机构主轴即卷筒轴的转速wn为： 6 0 1 0 0 0 0 . 9 6 0 1 0 0 0 0 . 9 4 9 . 1 3 5 6 ( / m i n )350wnrd 二级圆柱齿轮减速器 的传动比 12 8 4 0i i i ( 8 4 0 ) 4 9 . 1 3 5 6 3 9 3 . 1 1 9 6 5 . 4wn i n 符合这一范围的同步转速有 750 ( / min)r 、 1000 ( / min)r 、1500( / min)r 三种。 为了既不使电动机尺寸过大，也不使传动装置 因传动比过大而导致其外廓尺寸过大，价格增加，选用同步转速为 1000( / min)r 的电动机。 nts 第 4 页 共 60 页 3.1.4：确定发动机的的型号 根据电动机的额定功率 4.0edP KW和电动机同步转速 1000 ( / min)r ，有相关手册查 Y 系列三相异步电动机，确定所需电动机的型号为 Y132M1-6，其主要性能列于下表： 电动机型号 额定功率 ()KW 满载转速 ( / min)r 启 动 转 矩额 定 转 矩 最 大 转 矩额 定 转 矩 Y132M1-6 4 960 2.0 2.0 3.2：传动装置的运动和动力参数计算 3.2.1：合理分配传动比 由电动机想能表可知满载时电动机的转速mn为 960( / min)r ，则系统总的传动比ai为： 960 1 9 . 5 3 7 84 9 . 1 3 5 6mwnn ai按两级大齿轮浸油深度相近，以使润滑简便的原则推荐高速级别传动比1i应该比低速级传动比2i大，其 (1 .3 1 .4 )12ii。【 2】 取 1.312ii，则 1.3 2a2ii故： 3 . 9 0 a2i 19.5378i1 . 3 1 . 31 9 . 5 3 8 7 5 . 03 . 9 0 a1 2ii i nts 第 5 页 共 60 页 3.2.2：计算各轴的转速 电动机轴 9 6 0 / m i nr0mnn（从 电动机轴往左一次为轴、 轴 、轴） 轴 9 6 0 / m i nr10nn轴 1 9 2 / m i nr 121n 960n i 5 . 0 轴 、卷筒轴 4 9 . 2 / m i nwnr 23 2n 192n i 3 . 9 03.2.3： 计算各轴的输入功率 电动机轴 0 4edP P K W轴 1 0 . 9 9 0 . 9 8 4 3 . 8 8l z e dP P K W 轴 21 0 . 9 8 0 . 9 8 3 . 8 8 3 . 7 3czP P K W 轴 32 0 . 9 8 0 . 9 8 3 . 7 3 3 . 5 8czP P K W 卷筒轴 43 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 6 3 . 5 8 3 . 3 3l z jP P K W 3.2.4：计算各轴的输入转矩 电动机轴 049 5 5 0 9 5 5 0 3 9 . 7 9960eded mPT T N mn 轴 1 0 . 9 9 0 . 9 8 3 9 . 7 9 3 8 . 6 0l z e dT T N m 轴 2 1 1 0 . 9 8 0 . 9 8 3 8 . 6 0 5 1 8 5 . 3 6czT T i N m 轴 3 2 2 0 . 9 8 0 . 9 8 1 8 5 . 3 6 3 . 9 0 6 9 4 . 2 8czT T i N m 卷筒轴 43 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 6 6 9 4 . 2 8 6 4 6 . 6 5l z jT T N m nts 第 6 页 共 60 页 结果整理： 轴名 功率（ KW ） 转矩（ Nm ） 转速（ /minr ） 电动机轴 4 39.79 960 轴 3.88 38.60 960 轴 3.73 185.36 192 轴 3.58 694.28 49.2 卷筒轴 3.33 646.65 49.2 四、传动零件的设计计算 4.1：高速级斜齿圆柱齿轮传动设计 我们设计的为一般用途的减速器， 故选用软齿面齿轮传动。 由前面的计算我们可得到相关数据有： 1 9 6 0 / m i nnr ，1 3 . 8 8P K W , 1 5.0i ，单向运转，三班制工作，使用年限 10年，每年 250天， 1 3 8 . 6 0T N m, 2 1 8 5 . 3 6T N m 4.1.1：选择材料 查表 9-5齿轮常用材料及其力学性能【 2】，小齿轮初步选用 40Cr调质处理， HBS1=241286,大齿轮选用 45钢调质处理， HBS2=217255.计算时取 HBS1=260， HBS2=230.（ HBS1- HBS2=30, 合适） nts 第 7 页 共 60 页 4.1.2：按齿面接触疲劳强度初步设计 由简化设计公式（ 9-45）【 2】 131 21( 1 )756dHK T udu 1）小齿轮传递的转矩： 1 3 8 . 6 0T N m 2）齿宽系数 1d 由表 9-10【 2】可知，软齿面、非对称布置取1 0.9d 3）齿数比 u ：对减速运动， 1 5 .0ui 4）载荷系数 K ： 因速度高，非对称布置， 初选 2K 5）确定需用接触应力 H 由式（ 9-29）【 2】， H linHNHZS a. 接触疲劳极限应力 Hlin ，由图 9-34c 【 2 】差得，3 710H lin M P a （按图中 ME查值） , 4 580H lin M P a （按图中 MQ查值） b.安全系数 HS 由表 9-11【 2】差得，取 1.3HS (较高可靠度 ) c.寿命系数 NZ 由式（ 9-30）【 2】计算应力循环次数 60N ant 式中 1,a 1 0 2 5 0 8 3 6 0 0 0 0th ， 1 9 6 0 / m i nnr 9116 0 6 0 1 9 6 0 6 0 0 0 0 3 . 4 5 6 1 0N a n t nts 第 8 页 共 60 页 982 1 1/ 3 . 4 5 6 1 0 / 5 . 0 6 . 9 1 2 1 0N N i 查图 9-35【 2】得， 1 0 .9 2NZ ， 2 1 .0 1NZ （均按曲线 1查得），故 1117 1 0 0 . 9 2 5 0 2 . 51 . 3H l i nHNHZ M P aS 2225 8 0 1 . 0 1 4 5 0 . 61 . 3H l i nHNHZ M P aS 6）计算小齿轮分度圆直径 1d 131 2132( 1 )7562 3 8 . 6 0 ( 5 . 0 1 )7 5 6 6 0 . 30 . 9 4 5 0 . 6 5 . 0dHK T udumm 7）初步确定主要参数 a.选取齿数：取 1 26,z 21 5 . 0 2 6 1 3 0z u z b.初选 螺旋角 15 o c.计算 法向 模数： 111c o s 6 0 . 3 c o s 1 5 2 . 2 426dm m mz o， 选取标准模数 1 2 . 5m m m d.计算中心距 1a ： 1 1 21( ) 2 . 5 ( 2 6 1 3 0 ) 2 0 1 . 8 72 c o s 2 c o s 1 5m z za m m o为了便于箱体的加工及测量，将 1a 圆整，取 1 200a m m nts 第 9 页 共 60 页 e.计算实际螺旋角 ： 1 1 21( ) 2 . 5 ( 2 6 1 3 0 )a r c c o s a r c c o s 1 2 . 8 42 2 2 0 0m z za of.计算分度圆直径： 1 1 1 / c o s 2 . 5 2 6 / c o s 1 2 . 8 4 6 6 . 7 6 0 . 3d m z m m m m o2 1 2/ c o s 2 . 5 1 3 0 / c o s 1 2 . 8 4 3 3 3 . 3d m z m m o 验证：1 1 211( ) ( 6 6 . 7 3 3 3 . 3 ) 2 0 022a d d m m g.计算齿宽： 2 1 1 0 . 9 6 6 . 7 6 0 . 0 3db d m m 圆整取 2 60b m m 4.1.3：验算齿面接触疲劳强度 由式（ 9-40） 【 2】 11( 1 ) tH E H HdKF uZ Z Z Zdu 1）弹性系数 EZ ：由表 9-9【 2】查得， 121 8 9 . 8 ( )EZ M P a 2）节点区域系数 HZ ：由图 9-29【 2】查得， 2 .4 5HZ 3）重合度系数 Z ： 先 由 21s i n 6 0 s i n 1 2 . 8 4 1 . 7 0 13 . 1 4 2 . 5bm o nts 第 10 页 共 60 页 知 1Z 12111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s111 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s 1 2 . 8 4 1 . 6 82 6 1 3 0azz o则： 11 0 . 7 71 . 6 8Z 4）螺旋角系数 Z： c o s c o s 1 2 . 8 4 0 . 9 8 7 4Z o 5）圆周力 tF ： 112 0 0 0 2 0 0 0 3 8 . 6 0 1 1 5 7 . 46 6 . 7tTFd 6）载荷系数 K ：A V H HK K K K Ka.使用系数 AK ：由表 9-6【 2】查得 1 .2 5AK b.动载系数 VK ：由 11 3 . 1 4 6 6 . 7 9 6 0 3 . 3 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 查图 9-23【 2】得 1 .1 8VK （初取 8级精度） c.齿向载荷分布系数HK ：由表 9-7【 2】，按调质齿轮、 8 级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得 2 2 32221122 31 0 . 6 ( ) ( ) 1 06 0 6 01 . 2 3 0 . 1 8 1 0 . 6 ( ) ( ) 6 0 0 . 6 1 1 06 6 . 7 6 6 . 71 . 4 8HbbK A B b Cdd nts 第 11 页 共 60 页 d. 齿间载荷分配系数 HK ： 先求 21 . 2 5 1 1 5 7 . 4 2 4 . 1 1 / 1 0 0 /60AtKF N m m N m mb 查表 9-8【 2】，2co sHFbKK ，式中 1 .6 8 由式（ 9-32）【 2】 t a n t a n 2 0a r c t a n a r c t a n 2 0 . 4 7c o s c o s 1 2 . 8 4nt oooc o s c o s c o s 1 2 . 8 4 c o s 2 0c o s 0 . 9 7 8 0c o s c o s 2 0 . 4 7nbt ooo则 221 . 6 8 1 . 7 6c o s 0 . 9 7 8 0HF bKK 故 1 . 2 5 1 . 1 8 1 . 4 8 1 . 7 6 3 . 8 4A V H HK K K K K 7）验算齿面接触疲劳强度 212( 1 )3 . 8 4 1 1 5 7 . 4 ( 5 1 )1 8 9 . 8 2 . 4 5 0 . 7 7 0 . 9 8 7 46 0 6 6 . 7 54 0 8 . 1 4 5 0 . 6tH E HHKF uZ Z Z Zb d uM P a M P a （安全） nts 第 12 页 共 60 页 4.1.4：验算齿根弯曲疲劳强度 由式（ 9-46） tFF21KF= bm F a S aY Y Y Y 1) 由前面计算可知， 1 1 5 7 . 4tFN ， 2 60b m m ，1 2 . 5m m m 2)载荷系数 K ：A V F FK K K K Ka.使用系数 AK 同前， 1 .2 5AK b.动载系数 VK 同前， 1 .1 8VK c. 齿向载荷分布系数FK：由图 9-25【 2】， 1 .4 8HK ，2 / 6 0 / ( 2 . 2 5 2 . 5 ) 1 0 . 6 7bh ，查出 1 .4 4FK d. 齿间载荷分配系数 FK ： 由 前面计算可知 1 . 6 8 , 1 . 7 0，则 1 . 6 8 1 . 7 0 3 . 3 8 由式（ 9-27）【 2】 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 71 . 6 8Y 则 3 . 3 8 2 . 8 71 . 6 8 0 . 7Y 前面已经求得 1 . 7 6 2 . 8 7FK Y ， 故 1 .7 6FK nts 第 13 页 共 60 页 故： 1 . 2 5 1 . 1 8 1 . 4 4 1 . 7 6 3 . 7 4A V F FK K K K K 3)齿形系数 FaY ：由 3311 / c o s 2 6 / c o s 1 2 . 8 4 2 8 . 0 5vzz o， 3322 / c o s 1 3 0 / c o s 1 2 . 8 4 1 4 0 . 2 5vzz o 查图 9-32【 2】，得 1 2 .5 6FaY ， 2 2 .1 5FaY 4)齿根应力修正系数 SaY :由 122 8 . 0 5 , 1 4 0 . 2 5vvzz，查图9-33【 2】。得 1 1 .6 1SaY ， 2 1 .8 4SaY 5)重合度系数 Y ：同前 0.7Y 6)螺旋系数 Y：由式（ 9-47）， 1 ( /1 2 0 )Y o由前计算可知 1 .7 1, ，计算时取 1 1 ( / 1 2 0 ) 1 (1 2 . 8 4 / 1 2 0 ) 0 . 8 9Y o o o 7)许用弯曲应力 F : 由式（ 9-31）【 2】， lim FF N XFYYS a.弯曲疲劳强度极限应力 limF ：由图 9-36c【 2】，查得： l i m 1 600F M P a （按图中 ME 查值）， l i m 2 430F M P a （按图中 MQ查值） b.安全系数 FS ：由表 9-11【 2】，取 1.6FS （较高可靠度） c.寿命系数 NY ：由 91 3 . 4 5 6 1 0N , 82 6 . 9 1 2 1 0N 查图 9-37【 2】得： 1 0 .8 6NY ， 2 0 .9 0NY d.尺寸系数 XY ：由 1 2 . 5m m m ，查图 9-38【 2】得， 121XXYY nts 第 14 页 共 60 页 则 l i m 11 1 1600 0 . 8 6 1 3 2 2 . 51 . 6FF N XFY Y M P aS l i m 22 2 2430 0 . 9 1 2 4 1 . 91 . 6FF N XFY Y M P aS 8)验算齿根弯曲疲劳强度 tF 1 1 121F1KF=bm3 . 7 4 1 1 5 7 . 42 . 5 6 1 . 6 1 0 . 7 0 . 8 96 0 2 . 57 4 . 1 0 3 2 2 . 5F a S aY Y Y YM P a M P a tF 2 2 22F2KF=bm3 . 7 4 1 1 5 7 . 42 . 1 5 1 . 8 4 0 . 7 0 . 8 96 0 2 . 57 1 . 1 2 2 4 1 . 9F a S aY Y Y YM P a M P a 故弯曲强度足够 4.1.5：确定齿轮的主要参数及几何尺寸 1 2 . 5m m m ， 1 26,z 2 130z ， 1 2 .8 4 o 分度圆直径 1 1 1/ c o s 2 . 5 2 6 / c o s 1 2 . 8 4 6 6 . 7d m z m m o 2 1 2/ c o s 2 . 5 1 3 0 / c o s 1 2 . 8 4 3 3 3 . 3d m z m m o 齿顶圆直径 1 1 12 6 6 . 7 2 2 . 5 7 1 . 7ad d m m m nts 第 15 页 共 60 页 2 2 12 3 3 3 . 3 2 2 . 5 3 3 8 . 3ad d m m m 齿根圆直径 1 1 12 . 5 6 6 . 7 2 . 5 2 . 5 6 0 . 4 5fd d m m m 2 2 12 . 5 3 3 3 . 3 2 . 5 2 . 5 3 2 7 . 0 5fd d m m m 齿宽 12 ( 5 1 0 )6 0 ( 5 1 0 ) 6 5 7 0b b m mm m m m m m 取 1 70b m m ， 2 60b m m 中心距 1 1 211( ) ( 6 6 . 7 3 3 3 . 3 ) 2 0 022a d d m m 4.1.6：确定齿轮制造精度 由前面计算知 3 .3 5 /v m s ，查表 9-13【 2】，确定齿轮第公差组为 8级精度，第、公差组与第公差组同为 8级。按机械手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为 GJ，在其零件工作图上标记为8GJGB/T10095 1988，大齿 轮齿厚偏差为 HK,在其零件工作图上标记为： 8HKGB/T10095 1988。 4.2：低速级直齿圆柱齿轮传动设计 我们设计的为一般用途的减速器，故选用软齿面齿轮传动。 由前面的计算我们可得到相关数据有： 2 1 9 2 / m i nnr ，2 3 . 7 3P K W , 2 3.90i ，单向运转，三班制工作，使用年限 10nts 第 16 页 共 60 页 年，每年 250天， 2 1 8 5 . 3 6T N m, 3 6 9 4 . 2 8T N m 4.2.1：选择材料 查表 9-5齿轮常用材料及其力学性能【 2】，小齿轮初步选用 40Cr调质处理， HBS3=241286,大齿轮选用 45钢调质处理， HBS4=217255.计算时取 HBS3=260， HBS4=230.（ HBS3- HBS4=30, 合适） 4.2.2：按齿面接触疲劳强度初步设计 由式（ 9-23）【 2】 233 22( 1 )766dHK T udu 1）小齿轮传递的转矩： 2 1 8 5 . 3 6T N m 2）齿宽系数 2d 由表 9-10【 2】可知，软齿面、非对称布置取2 0.8d 3）齿数比 u ：对减速运动， 2 3 . 9 0ui 4）载荷系数 K ：初选 2K （直齿轮、非对称布置） 5）确定需用接触应力 H 由式（ 9-29）【 2】， H linHNHZS a. 接触疲劳极限应力 Hlin ，由 图 9-34c 【 2 】 差得，nts 第 17 页 共 60 页 3 710H lin M P a （按图中 ME查值） , 4 580H lin M P a （按图中 MQ查值） b.安全系数 HS 由表 9-11【 2】 差得，取 1.3HS (较高可靠度 ) c.寿命系数 NZ 由式（ 9-30） 【 2】 计算应力循环次数 60N ant 式中 1,a 1 0 2 5 0 8 3 6 0 0 0 0th ， 2 1 9 2 / m i nnr 8326 0 6 0 1 1 9 2 6 0 0 0 0 6 . 9 1 2 1 0N a n t 884 3 2/ 6 . 9 1 2 1 0 / 3 . 9 0 1 . 7 7 1 0N N i 查图 9-35【 2】得， 3 1 .0 2NZ ， 4 1 .1 1NZ （均按曲线 1查得） ，故 3337 1 0 1 . 0 2 5 5 71 . 3H l i nHNHZ M P aS 4445 8 0 1 . 1 1 4 5 51 . 3H l i nHNHZ M P aS 6）计算小齿轮分度圆直径 3d 233 2232( 1 )7662 1 8 5 . 3 6 ( 3 . 9 1 )7 6 6 1 0 8 . 10 . 8 4 5 5 3 . 9dHK T udumm 7）初步确定主要参数 a.选取齿数：取 3 40,z 43 3 . 9 4 0 1 5 6z u z b.计算模数： 3231 0 8 . 1 2 . 7 040dm m mz ，取 2 3m m m nts 第 18 页 共 60 页 c.计算分度圆直径： 3 2 3 3 4 0 1 2 0 1 0 8 . 1d m z m m m m 4 2 4 3 1 5 6 4 6 8d m z m m d.计算中心距：2 3 411( ) ( 1 2 0 4 6 8 ) 2 9 422a d d m m e.计算齿宽： 4 2 3 0 . 8 1 2 0 9 6db d m m 4.2.3：验算齿面接触疲劳强度 由式（ 9-21） 23232 0 0 0 ( 1 ) H E H HdK T uZ Z Zdu 1）弹性系数 EZ ： 由表 9-9【 2】查得， 121 8 9 . 8 ( )EZ M P a 2）节点区域系数 HZ ： 由图 9-29【 2】查得， 2 .5HZ 3）重合度系数 Z ： 由 341 1 1 11 . 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 7 84 0 1 5 6a zz 则： 4 4 1 . 7 8 0 . 8 633Z 4）载荷系数 K ：A V H HK K K K Ka.使用系数 AK ： 由表 9-6【 2】 查得 1 .2 5AK b.动载系数 VK ： 由 nts 第 19 页 共 60 页 32 3 . 1 4 1 2 0 1 9 2 1 . 2 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s 查图 9-23【 2】 得 1 .1 0VK （初取 8级精度） c.齿向载荷分布系数HK ： 由表 9-7【 2】 ，按调质齿轮、 8 级 精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得 2 2 34443322 31 0 . 6 ( ) ( ) 1 09 6 9 61 . 2 3 0 . 1 8 1 0 . 6 ( ) ( ) 9 6 0 . 6 1 1 01 2 0 1 2 01 . 4 5HbbK A B b Cdd d. 齿间载荷分配系数 HK ： 由表 9-8【 2】 先求 232 0 0 0 2 0 0 0 1 8 5 . 3 63 0 8 9 . 3120tTFNd 41 . 2 5 3 0 8 9 . 3 4 0 . 2 3 / 1 0 0 /96AtKF N m m N m mb 由前面可知 0 .8 6Z 则 221 / 1 / 0 . 8 6 1 . 3 5HKZ 故 1 . 2 5 1 . 1 0 1 . 4 5 1 . 3 5 2 . 6 9A V H HK K K K K 5）验算齿面接触疲劳强度 nts 第 20 页 共 60 页 2323342 0 0 0 ( 1 )2 0 0 0 2 . 6 9 1 8 5 . 3 6 ( 3 . 9 1 )1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 60 . 8 1 2 0 3 . 93 8 8 . 5 4 5 5 ( )H E HdHK T uZ Z ZduM P a M P a 安 全4.2.4：验算齿根弯曲疲劳强度 由式（ 9-26） tFF42KF= bm F a S aY Y Y 1)由前面计算可知， 3 0 8 9 . 3tFN ， 4 96b m m ， 2 3m m m 2)载荷系数 K ：A V F FK K K K Ka.使用系数 AK 同前， 1 .2 5AK b.动载系数 VK 同前， 1 .1 0VK c. 齿向载荷分布系数FK：由图 9-25【 2】， 1 .4 5HK ，4 / 9 6 / ( 2 . 2 5 3 ) 1 4 . 2 2bh ，查出 1 .4 5FK d. 齿间载荷分配系数 FK ： 由 44 0 . 2 3 / 1 0 0 /AtKF N m m N m mb ， 查 表 9-8【 2】，知 1/FKY ，又由 nts 第 21 页 共 60 页 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 6 71 . 7 8Y ，得 1 / 1 / 0 . 6 7 1 . 4 9FKY 故： 1 . 2 5 1 . 1 0 1 . 4 5 1 . 4 9 2 . 9 7A V F FK K K K K 3)齿形系数 FaY ：由 344 0 , 1 5 6zz，查图 9-32【 2】，得3 2 .4 1FaY ， 4 2 .1 3FaY 4)齿根应力修正系数 SaY :由 344 0 , 1 5 6zz，查图 9-33【 2】。得 3 1 .6 7SaY ， 4 1 .8 5SaY 5)重合度系数 Y ：同前 0 .6 7Y 6)许用弯曲应力 F : 由式（ 9-31）【 2】， lim FF N XFYYS a.弯曲疲劳强度极限应力 limF ： 由图 9-36c【 2】，查得： l i m 3 600F M P a （按图中 ME 查值） ， l i m 4 430F M P a （按图中 MQ查值） b.安全系数 FS ：由表 9-11【 2】，取 1.6FS （较高可靠度） c.寿命系数 NY ： 由 83 6 . 9 1 2 1 0N , 84 1 . 7 7 1 0N 查图 9-37【 2】得： 3 0 .9NY ， 4 0 .9NY d.尺寸系数 XY ：由 2 3m m m ，查图 9-38【 2】得， 341XXYY 则 l i m 33 3 3600 0 . 9 1 3 3 7 . 51 . 6FF N XFY Y M P aS nts 第 22 页 共 60 页 l i m 44 4 4430 0 . 9 1 2 4 1 . 9
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