设计减速器

2024-12-12 18:46:27

推荐回答（3个）

回答1：

你就看一下初算部分和第二、四、五、六部分的数据吧，设计方案是多种的，这种只是参考，希望你自己把机械设计的课程设计做好，不要挂了~~

初算：
低速轴转速N2=(60000*v)/(pi*d)=(60000*1.4)/(3.14*400)66.88 r/min
传递功率=F*V=2900*1.4 = 4.06 kw

选择电机，型号Y 160 M2-8，4kw,720r/min
初定传动比，i=720/66.88=10.76

渐开线圆柱齿轮传动设计报告

一、设计信息
设计者 VIP
设计单位
设计日期 2008-5-30
设计时间 16:55:42

二、设计参数
传递功率 P=4(kW)
齿轮1转速 n1=720(r/min)
齿轮2转速 n2=66.88(r/min)
传动比 i=10.77
原动机载荷特性均匀平稳
工作机载荷特性均匀平稳
预定寿命 42000(小时) （10年，两班制）
三、布置与结构
结构形式闭式
齿轮1布置形式对称布置
齿轮2布置形式对称布置

四、材料及热处理
齿面啮合类型硬齿面

齿轮1材料及热处理 40Cr<表面淬火>
齿轮1硬度取值范围 48～55HRC

齿轮2材料及热处理 45<表面淬火>
齿轮2硬度取值范围 45～50HRC

五、齿轮精度：8级

六、齿轮基本尺寸数据:

模数(法面模数) Mn=2.75(2)
端面模数 Mt=2.84701
螺旋角 β=15.00000(度)
基圆柱螺旋角 βb=14.0760955(度)

齿轮1齿数 Z1=17
齿轮1变位系数 X1=0.00
齿轮1齿宽 B1=22.506(mm)
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.465

齿轮2齿数 Z2=183
齿轮2变位系数 X2=0.00
齿轮2齿宽 B2=22.506(mm)
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.043

总变位系数 Xsum=0.000
标准中心距 A0=284.70095(mm)
实际中心距 A=284.70095(mm)
齿数比 U=10.76471
端面重合度 εα=1.62601
纵向重合度 εβ=0.67424
总重合度 ε=2.30024

齿轮1分度圆直径 d1=48.39916(mm)
齿轮1齿顶圆直径 da1=53.89916(mm)
齿轮1齿根圆直径 df1=41.52416(mm)
齿轮1齿顶高 ha1=2.75000(mm)
齿轮1齿根高 hf1=3.43750(mm)
齿轮1全齿高 h1=6.18750(mm)
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.829996(度)

齿轮2分度圆直径 d2=521.00274(mm)
齿轮2齿顶圆直径 da2=526.50274(mm)
齿轮2齿根圆直径 df2=514.12774(mm)
齿轮2齿顶高 ha2=2.75000(mm)
齿轮2齿根高 hf2=3.43750(mm)
齿轮2全齿高 h2=6.18750(mm)
齿轮2齿顶压力角 αat2=22.180989(度)

齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=4.31470(mm)
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.83988(mm)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.81438(mm)
齿轮1固定弦齿高 hch1=2.05578(mm)
齿轮1公法线跨齿数 K1=3
齿轮1公法线长度 Wk1=21.01871(mm)

齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=4.31965(mm)
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.75835(mm)
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.81438(mm)
齿轮2固定弦齿高 hch2=2.05578(mm)
齿轮2公法线跨齿数 K2=23
齿轮2公法线长度 Wk2=190.44394(mm)

齿顶高系数 ha*=1.00
顶隙系数 c*=0.25
压力角 α*=20(度)
端面齿顶高系数 ha*t=0.96593
端面顶隙系数 c*t=0.24148
端面压力角 α*t=20.6468965(度)

七、检查项目参数
齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.05610
齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04303
齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.03883
齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.02173
齿轮1齿形公差 ff1=0.01552
齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.02235
齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0
齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01949
齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.07162
齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.06024
齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.02034
齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.02159
齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01949
齿轮1齿向公差 Fb1=0.01949
齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01949
齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00974
齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.08693
齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.34772

齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.15554
齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.08190
齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.06580
齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.02669
齿轮2齿形公差 ff2=0.02498
齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.03100
齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0
齿轮2齿向公差 Fβ2=0.01000
齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.18051
齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.11467
齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.02498
齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0.02994
齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.01000
齿轮2齿向公差 Fb2=0.01000
齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.01000
齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00500
齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.10677
齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.42707

中心距极限偏差 fa(±)=0.03840

八、强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1010.9(MPa)
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=520.0(MPa)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1222.2(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=668.5(MPa)
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=960.0(MPa)
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=480.0(MPa)
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1160.6(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=617.0(MPa)
接触强度用安全系数 SHmin=1.00
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
接触强度计算应力 σH=907.0(MPa)
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=277.7(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=236.0(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足

九、强度校核相关系数
齿形做特殊处理 Zps=不处理
齿面经表面硬化 Zas=表面硬化
齿形 Zp=一般
润滑油粘度 V50=120(mm^2/s)
有一定量点馈 Us=不允许
小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm(Ra≤1μm)
载荷类型 Wtype=静强度
齿根表面粗糙度 ZFR=Rz＞16μm (Ra≤2.6μm)
刀具基本轮廓尺寸

圆周力 Ft=2192.187(N)
齿轮线速度 V=1.825(m/s)

使用系数 Ka=1.000
动载系数 Kv=1.113
齿向载荷分布系数 KHβ=1.413
综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.155
安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.258
齿间载荷分布系数 KHα=1.728
节点区域系数 Zh=2.425
材料的弹性系数 ZE=189.800
接触强度重合度系数 Zε=0.820
接触强度螺旋角系数 Zβ=0.983
重合、螺旋角系数 Zεβ=0.806
接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000
润滑油膜影响系数 Zlvr=0.93000
工作硬化系数 Zw=1.00000
接触强度尺寸系数 Zx=1.00000

齿向载荷分布系数 KFβ=1.413
齿间载荷分布系数 KFα=1.728
抗弯强度重合度系数 Yε=0.711
抗弯强度螺旋角系数 Yβ=0.916
抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.651
寿命系数 Yn=1.79972

回答2：

你可以看课程设计说明书，那么简单还不会

回答3：

你牛，当年我们忙这题目的时候咋没想上网求助呢，呵呵，你太天才了

去图书馆找指导书，有些指导书写得很具体，照着硬搬就可以

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