《二级直齿圆锥斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书(编号b)》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级直齿圆锥斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书(编号b)（10页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。
1、1设计计算及说明 结果五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率 ，小齿轮转速 960r/min，齿数比 u=3.1，由电动机驱动，工作23.9Pkw寿命 10 年（设每年工作 300 天） ，一班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 选择小齿轮材料为 (调质)，硬度为40rC280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS。3） 选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取整 。则125
2、z23.157.z278z21783.u2、 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 1132.9()2(10.5)2Et RRHZKTd u （1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数 1.8tK2） 计算小齿轮的转矩 295.095.03.2976PT Nmn3） 选齿宽系数 .3R125z7820.3R设计计算及说明 结果4）由机械设计（第八版） 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim160HMPalim250HMPa5）由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数89.5EZ6） 计算应力循环次数 12069
3、01(8301).824109.384.5hNnjL7) 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数120.93,.6HNHNK8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得12limli0.93658.2HNKMPaS（2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值1tdH11332.9()2(0.5)28.8379. 64.29.5Et RHZKTdum2） 计算圆周速度 vlim160HPali2589.EZ12.340598N1258HMPa164.29tdm31264.903.2/601tdnv ms3.2/vms设计计算及说明 结果3）
4、计算载荷系数根据 ，7 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载.2/vms系数 1K直齿轮 HF由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 1.25AK根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版） 表得轴承系数 ，则1.25HbeK.87HFHbe接触强度载荷系数 1251526AvK4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 12.65334.97.918tdm5） 计算模数 m 172.915z取标准值 36） 计算齿轮相关参数 121215738243.12arcosarcos74618907.5.2dmzmuRd m7） 圆整并确定齿宽 0.1.
5、86405Rb2.65K172.9dm31212753468.dmR153bm4圆整取 ，249bm153b 249bm设计计算及说明 结果3、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数 1.251.8752.6AvFK2） 计算当量齿数 12226.5cos7418.3vz3） 由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数1.60FaY2.6Fa应力校正系数1.59sa21.7sa4） 由机械设计（第八版） 图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限150FEMP2380FEMPa5） 由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 1.NK
6、2.94FNK6） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，得1.S11220.85314.29.9.FNEKMPaS2.65K126.5vz1234.95FMPa57）校核弯曲强度设计计算及说明 结果根据弯曲强度条件公式 进行校核2(10.5)FaSF FRKTYbmZ11 11(.)2.6537296.85.700.2aSFR FMPa2222(1.).6537961.79.0490.8FaSFR FKTYbmZa满足弯曲强度，所选参数合适。圆柱斜齿轮设计已知输入功率 ，小齿轮转速 310r/min，齿数比 u=4，由电动机驱3.16Pkw动，工作寿命 10 年（设每年工作 300 天）
7、 ，一班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 选择大小齿轮材料均为 45 钢（调质） ，小齿轮齿面硬度为 250HBS，大齿轮齿面硬度为 220HBS。3） 选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数123z2439z185.70FMPa29.F,123z964） 选取螺旋角。初选螺旋角 142、按齿面接触强度设计设计计算及说明 结果由设计计算公式进行试算，即 3121()2tHEtdKTuZ(1) 确定公式内的各计
8、算数值1） 试选载荷系数 1.6t2） 计算小齿轮的转矩 3395.095.03.169748PT Nmn3） 选齿宽系数 1d4） 由机械设计（第八版） 图 10-30 选取区域系数 2.3HZ5） 由机械设计（第八版） 图 10-26 查得 ， ，则10.765208612.636） 由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数89.0.5EZMPa7） 计算应力循环次数 13261(8301)4.6084.08.6hNnjL8） 由机械设计（第八版） 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim160HMPa1.6tK124.6
9、08N7lim2570HMPa9） 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数12.,.98HNHNK设计计算及说明 结果10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得12limli0.95670.8.HNKMPaS12570.654.3H Pa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得1td3132()2.697485.3189.)54.2364tHEtdKTuZm2） 计算圆周速度 v 135.2310.8/606tdns3） 计算齿宽 b 及模数 tm154.23.coscos12.92.554310.dtntnt mZhb125708.6HMP
10、a43154.23tdm0.8/vs54.239.1054ntbmh84） 计算纵向重合度 10.38tan0.3812tan41.82dZ5）计算载荷系数1.824设计计算及说明 结果根据 ，7 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载系0.8/vms数 12K由机械设计（第八版） 表 10-3 查得 1.4HFK由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 25A由机械设计（第八版） 表 10-13 查得 .3F由机械设计（第八版） 表 10-4 查得 14HK接触强度载荷系数 .250.2.53AvK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 12.5334.6.18
11、tdm7） 计算模数 nm1cos6.8cos2.673Z取 3n8） 几何尺寸计算（1） 计算中心距 12()(392)17.8coscos4nzmam（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角2.53K163.8dmn17.8am912()(239)arcosarcos135967.8nzm因 值改变不多，故参数 、 等不必修正HZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径13596设计计算及说明 结果12371.cos596284.nzmdm（4）计算齿轮宽度 17.1dbm圆整后取 271Bm163、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数 1.250.4132.9AvFK2） 根据重合度 ，由机械设计（第八版） 图 10-28 查得螺旋角影响系1.824数 0.Y3） 计算当量齿数 1212235.17(cos)3(cs596)0.9vvz4）由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数12.6FaY2.18Fa应力校正系数127.84dm176Bm2.39K125.7069vz101.59saY21.7sa5） 由机械设计（第八版） 图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限140FEMP245FEMPa6）由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 10.8NK设计计算及说明 结果
