TOP22【毕业设计】圆锥-圆柱齿轮减速器设计说明书1.doc文档免费在线阅读

初选螺旋角按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即确定公式内的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮的转矩选齿通用减速器，速度不高，故选用级精度材料选择由机械设计第八版表选择大小齿轮材料均为钢调质，小齿轮齿面硬度为，大齿轮齿面硬度为。

选小齿轮齿数，大齿轮齿数算及说明结果圆柱斜齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速，齿数比，由电动机驱动，工作寿命年设每年工作天，二班制，工作有轻震，不反转。

选定齿轮精度等级材料及齿数圆锥圆柱齿轮减速器为。

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圆整并确定齿宽。

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设计计。

为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径，，选齿数为，则，取。

计算相关参数并加以比较。

设计计算及说明结果设计计算结合之前算得的，取。

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应力校正系数计算大小齿轮的。

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计算当量齿数。

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由机械设计第八版表查得齿形系数确定弯曲强度载荷系数计算齿轮相关参数确定弯曲强度载荷系数计算齿轮相关参数。

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计算当量齿数。

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由机械设计第八版表查得齿形系数。

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应力校正系数计算大小齿轮的并加以比较。

设计计算及说明结果设计计算结合之前算得的，取。

为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径，，选齿数为，则，取。

计算相关参数。

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圆整并确定齿宽。

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设计计算及说明结果圆柱斜齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速，齿数比，由电动机驱动，工作寿命年设每年工作天，二班制，工作有轻震，不反转。

选定齿轮精度等级材料及齿数圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用级精度材料选择由机械设计第八版表选择大小齿轮材料均为钢调质，小齿轮齿面硬度为，大齿轮齿面硬度为。

选小齿轮齿数，大齿轮齿数选取螺旋角。

初选螺旋角按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即确定公式内的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮的转矩选齿宽系数由机械设计第八版图选取区域系数由机械设计第八版图查得，，则由机械设计第八版表查得材料的弹性影响系数设计计算及说明结果计算应力循环次数由机械设计第八版图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由机械设计第八版图取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数，得计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度设计计算及说明结果计算齿宽及模数计算纵向重合度ε计算载荷系数根据，级精度，由机械设计第八版图查得动载系数由机械设计第八版表查得由机械设计第八版表查得使用系数由机械设计第八版表查得由机械设计第八版表查得接触强度载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算模数校核齿根弯曲疲劳强度ε设计计算及说明结果确定弯曲强度载荷系数根据重合度，由机械设计第八版图查得螺旋角影响系数计算当量齿数由机械设计第八版表查得齿形系数应力校正系数由机械设计第八版图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，由机械设计第八版图取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得设计计算及说明结果计算大小齿轮的并加以比较，取较小值计算。

按照弯曲强度来计算结合之前求得的，取，为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径，所以重新修正下齿数，，取几何尺寸的计算计算中心距，中心距圆整为螺旋角设计计算及说明结果分度圆直径截面右侧弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由机械设计第八版附表用插值法求出，并取设计计算及说明结果，于是得，轴按磨削加工，由机械设计第八版附图得表面质量系数为故得综合系数为计算安全系数值故可知安全。

设计计算及说明结果输出轴设计求输出轴上的功率转速和转矩求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径而圆周力径向力及轴向力的方向如图六所示设计计算及说明结果图六初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为钢调质，根据机械设计第八版表，取，得，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径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，查机械设计第八版表，由于转矩变化很小，故取，则设计计算及说明结果查机械设计机械设计基础课程设计表，选型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。

轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案见图六图六根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，轴段右端需制出轴肩，故取段的直径，长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比略短些，现取初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚设计计算及说明结果子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计机械设计基础课程设计表中初步选取基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承，其尺寸为，算上挡油环长度，取，。

左端轴承采用挡油环进行轴向定位。

齿轮左端以及轴承的定位采用挡油环，已知齿轮轮毂的宽度为，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。

轴环宽度，取。

轴上的周向定位齿轮半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计第八版表查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。

确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为设计计算及说明结果求轴上的载荷按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为钢调质，由机械设计第八版表查得，，故安全。

精确校核轴的疲劳强度载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩判断危险截面截面左侧受应力最大截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数设计计算及说明结果截面右侧弯矩为截面上的扭矩为