行星锥齿轮减速器设计总说明(6)

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第四章 锥齿轮部分的齿轮设计与校核

4.1按齿面接触强度进行设计计算 4.1.1选精度等级、材料及齿数

1）材料及热处理的选择：由机械设计课本中的表10—1选取大、小齿轮的材料均为40Cr，并经过调质及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC； 2）表面淬火，轮齿变形不大，精度等级选7级精度； 3）由前章确定初选小齿轮的齿数z1=18，大齿轮的齿数z2=53 4.1.2按齿面接触强度设计： 由机械设计课本中的10—26公式得：

2?ZE?Kt?T13??2.92??d1t???????1?0.5??2?u?H?RR1)确定公式内各参数.

? ①

(1)由表10-6查得ZE=189.8MPa2 (2)试选载荷系数Kt=1.3 (3)小齿轮转矩T1=174N ·m

1(4)因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小的齿宽系数，现取齿宽系数?R=

3(5)由机械设计书中的图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

1?Hlim1=110MPa.大齿轮的接触疲劳强度极限

?Hlim=1100MPa

9(6)由由机械设计书中的公式10-13计算应力循环次数

N1=60n1jLn=60?1300?1?(2?8?300?15)=5.616?10 N2=60?442.1769?1?(2?8?300?15)=1.91?10 (7)由机械设计中的图10-19查得疲劳寿命系数K(8)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%,安全系数S=1,由机械设计书中的式(10-12)得

HN19=0.90 KHN2=0.95

???=KH1HN1?SHlim1=0.9?1100?MPa=990MPa 0.95?1100MPa=1045MPa

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???=KH2HN2?SHlim2

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???=(???+???)/2=(990+1045)/2MP=1017.5MP

HH1H2aa2)计算

(1)试算小齿轮大端分度圆直径：

d

1t

?ZE?Kt?T13??2.92?????????1?0.5??2?u ?H?RR2?1.3?174?103?189.8?=2.92? ??2.5?1?3?10171???1?0.5???2.943?3??2=66.0339mm

(2)计算大端圆周速度：

v=

(3)计算齿宽：

?d1tn1??66.0339?130060?1002=

60?1000m/s=4.4925m/s

R=dtu1t?12=66.0339mm?2.9422?1102.5313mm

1 bt=?R.Rt=.159.890mm=53.297mm

3(4)计算载荷系数

根据V=4.4925 按7级精度由机械设计书中的图10-8查得动载系数：kv=1.14 KH?=KF?=1

由机械设计书中的表10-2查得使用系数KA=1 由机械设计书中的表10-9查得：

KH?be=1.25,KH?=KH?=1.5KH?be=1.5?1.25=1.875

故K=KA?KV?KH??KH??1?1.14?1?1.875?2.1357

(5)按实际载荷系数校正所算得的直径,由机械设计书中的式(10-10a)得: d1=d1t

3K/Kt=66.0339?32.1375/1.3mm=77.9389mm

4.2按齿根弯曲强度进行设计计算 设计公式为：

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4KT1?YFaYSa ② ?1m?3??1?0.5?R?Z2R21?2????1)确定公式内各参数.

(1)由机械设计课本中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1=620MPa，大齿

轮的弯曲疲劳强度极限

?FE2=620MPa

(2)由机械设计课本中图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFE1=0.85, (3)计算弯曲疲劳许用应力：

取弯曲疲劳安全系数s=1.4 ,由式(10-12)得

??1??FE1?620F?1?KFNS?0851.4MPa?376.4286MPa ??FN2??FE2F?2?KS?0.88?6201.4MPa?38907143MPa (4)计算载荷系数：

K=KA?KV?KF??kF??1?1.14?1?1.875?2.1375 (5)查取齿形系数：

ZZV1?1cos??18cos18.7850??19

1ZV2?Z2cos??532cos71.2150??165

由机械设计课本中表10-5查得：

YFa1?2.85； YFa2?2.134 (6)查取应力校正系数： 由机械设计课本中表10-5查得：

YSa1?1.54; YSa2?1.8405

(7)计算大小齿轮的

Y?Fa.YSa?并比较

F?YFa.54?1?YSa1?=

2.85?1F?1176.4286?0.01166

YFa2.134?1.8402?2?YSa2?=

F?2389.7143?0.01008

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KFE2=0.88 安徽理工大学毕业设计

YFa1?YSa1YFa2?YSa2??F?1﹥

??F?2

2）设计计算：

m?3??R4kT11?0.5?RZ122?2?2.?1YFaYSa??F?1?1?221?0.5???182.94?13?3??4.2074mm?4.3299mm对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的模数相差

3 ?4?2.1375?174?103?0.01166mm

不大，取标准值m=4.5,取分度圆直径d1=77.9389mm则Z1?d177.9389?17.3197故取

m4.5Z1?18，Z2?iZ1?2.94?18?52.92取Z2?53则i1?Z253??2.94。 Z118这样，设计的齿轮转动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

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第五章 锥齿轮部分的轴设计与校核

5.1 锥齿轮部分轴1的设计与计算

5.1.1 确定轴1上的功率、转速、和转矩：

T1?174N.m?174?103N.mm n1?1300r/minp1?23..6859kw5.1.2 求作用在齿轮上的力

已知小锥齿轮平均分度圆直径：

1??dm1?d1?1?0.5?R??81??1?0.5???67.5mm

3??2T12?174?103Ft1??N?5155.5556Ndm167.5Fr1?Ft1.tan?.cos?1.5556N?tan20??cos18.7805??1776.5635N 而 ?5155Fa1?Ft1.tan?.sin?1?5155.5556N?tan20??sin18.7805??6054.1169N圆周力Ft1，径向力Fr以及轴向力Fa的方向如图.1.所示。 5.1.3 初步确定轴的最小直径

先按机械设计课本中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料仍为40Cr，并经调质、表面淬火，根据机械设计课本中的表15-3，取A0?110。于是得

dmin?A03P123.6859?110?3mm?28.9451mm n11300输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1?2，为使所选轴直径d1?2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩 Tca?KA.T01.查机械设计课本中的表14-1 ，考虑到转矩变化中等，故取KA?1.7则Tca?KA.T11?1.7?174?103N.mm?295800N.mm

按照计算转距Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5014-85，选用HL2型，弹性注销联轴器，半联轴器孔径dI?30mm故取dI?2?30mm 半联轴器长度为L=82mm。半联轴器与轴配合的孔长度为L1?60mm

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