级减速器课程设计完整

目录

1. 设计任务.............................. 错误!未指定书签。

2. 传动系统方案的拟定.................... 错误!未指定书签。

3. 电动机的选择.......................... 错误!未指定书签。选择电动机的结构和类型...................... 错误!未指定书签。传动比的分配............................... 错误!未指定书签。传动系统的运动和动力参数计算................. 错误!未指定书签。

4. 减速器齿轮传动的设计计算.............. 错误!未指定书签。高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算.............. 错误!未指定书签。低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算.............. 错误!未指定书签。

5. 减速器轴及轴承装置的设计.............. 错误!未指定书签。轴的设计.................................. 错误!未指定书签。键的选择与校核............................. 错误!未指定书签。轴承的的选择与寿命校核...................... 错误!未指定书签。

6. 箱体的设计............................ 错误!未指定书签。箱体附件.................................. 错误!未指定书签。铸件减速器机体结构尺寸计算表 (1)

7. 润滑和密封............................ 错误!未指定书签。润滑方式选择............................... 错误!未指定书签。密封方式选择............................... 错误!未指定书签。参考资料目录............................. 错误!未指定书签。

调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前段数据准备。 圆周速度v 。 齿宽b 。

2）计算实际载荷系数。 ①查得使用系数=1。

②根据v=m/s 、7级精度，查得动载荷系数=。 ③齿轮的圆周力

查得齿间载荷分配系数=。

④用表10-4插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，得齿向载荷分布系数1.420H K β=。

其载荷系数为

3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数

3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）试算齿轮模数，即 1）确定公式中的各参数值。 ①试选 1.3Ft K =。

②由式（10-5）计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y ε。

计算[]

Fa sa

F Y Y σ

由图10-17查得齿形系数1 2.62Fa Y =2 2.18Fa Y = 由图10-18查得应力修正系数sa1sa 21.55 1.76Y Y ==、 由图10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

lim1500MPa F σ=；大齿轮的弯曲强度极限

MPa 3802lim =F σ

由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数10.85FN K = 、

20.88

FN K =。

取弯曲疲劳安全系数S=，得

计算及说明

结果

因为大齿轮的[]a sa

F F Y Y σ大于小齿轮，所以取

2）试算模数 (2)调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备。

①圆周速度 ②齿宽b ③宽高比/b h 。

2）计算实际载荷系数F K

①根据0.641/v m s =，7级精度，由图10-8查得动载系数 1.07v K =。

②由23

4212/2 6.79310/36.456 3.72710t F T d N N ⨯==⨯⨯=

查表10-3得齿间载荷分配系数 1.0F K α=。

③由表10-4用插值法查得 1.417H K β=,结合/10.67b h = 查图10-13可得 1.34F K β=。 则载荷系数为1 1.07 1.0 1.34 1.434F A V F F K K K K K αβ==⨯⨯⨯=

3）由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 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。由于齿轮模数m 的大小主要取决与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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数并近

计算及说明

结果

圆取整为标准值m=2mm ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径1=49.873d mm ，算出小齿轮齿数11=/=49.873/2=24.937z d m 。

取125z =则大齿轮的齿数21 3.2972582.4z uz ==⨯=，取282z =,两齿轮齿数互为质数。和互为质数。这样设计出的齿轮传动，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。

4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 (3)计算齿轮宽度

考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b 的节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm ，即

取258b mm =,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即250b mm = 5.圆整中心距后的强度校核

上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。将中心距圆整为110a mm =。在圆整之后，齿轮副几何尺寸发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 （1） 计算变位系数和

1） 计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。 从图10-21b 可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。 2）分配变位系数1,2x x

由图10-21b 可知，坐标点(/2,/2)(53.5,0.825)z x ∑∑=位于L17和L16之间。按这两条线做射线，再从横坐标的12,z z 处做垂直线，与射线交点的纵坐标分别是120.724,0.850x x ==。

3）齿面接触疲劳强度校核

满足齿面接触疲劳强度条件。 4）齿根弯曲强度校核

m=2mm

计算及说明

结果