畢業(yè)設計齒輪減速器設計與三維建模

1、齒輪減速器設計與三維建模摘 要本文在對二級斜齒圓柱齒輪減速器參數(shù)優(yōu)化的基礎上，利用Pro/E軟件建立了減速器的三維實體模型并進行虛擬裝配，其重點是關鍵部件斜齒圓柱齒輪的參數(shù)化建模過程。最后對該模型進行運動學仿真分析，給輸入軸一定轉速，由仿真分析得出中間軸和輸出軸轉速，并將仿真結果與理論計算進行對比，從而驗證該結構的有效性和可行性。本文主要從以下幾個方面來進行齒輪減速器的設計：第一，合理的傳動裝置總體的設計，了解機械傳動裝置的原理及參數(shù)搭配，為設計各級傳動件和裝配草圖提供依據(jù)。第二，傳動零件的設計計算及齒輪、軸、滾動軸承、聯(lián)軸器的設計選擇與校正，為進行裝配草圖的設計做好準備。第三，減速器結構及其

2、附件的設計以便提高效率、降低成本，使維修簡單。第四，減速器裝配圖和零件工作圖的設計以便進行機器裝配、調試及維護。關鍵詞： 齒輪減速器； 箱體； 機械傳動裝置； 原理及參數(shù)； 設計； 運動分析； Pro/E Gear reducer design with three dimensional modeling Abstract  This paper is based on the design of mechanical design course teaching 

3、;practice in two-stage helical gear reducer on the basis of further optimization, using Pro/E software to establish a three-dimensional model reducer and the virtual assembly, 

4、;focusing on key components of the process of parametric modeling gear. Finally, kinematic simulation of the model, some given input shaft speed, obtained by the simulation

5、60;speed intermediate shaft and output shaft, the simulation results will be compared with the theoretical calculation, to verify the effectiveness and feasibility of the structure

6、.   This article is mainly from the following aspects to a cylindrical gear reducer design:First,reasonable gear design,understanding the mechanical transmission principle and parameter matching design levels,transmission parts and Assembly Sketches provide a basis.In Second, design and ca

7、lculation of transmission parts, gear, shaft, bearing, coupling design choices and correction, to prepare for the design of the assembly drawing.Third, the design of gear reducer structure and its accessories in order to improve efficiency, reduce cost, make the maintenance easy.Fourth, the design o

8、f the reducer assembly drawing and parts working drawing for machine assembly, commissioning and maintenance.Keywords:  Gear reducer； Casing； A mechanical transmission device； Principle and Parameter； Design；   Kinematics Analysis； Pro/E目 錄1 緒 論.11.1 選題背景.11.2 選題意義.11.3 減速器的國內外現(xiàn)狀

9、及發(fā)展趨勢.21.4 減速器的分類及載荷分類.31.5 設計的主要工作.41.6 設計的總結及展望未來.42 傳動裝置的總體設計.62.1 傳動裝置簡圖.62.2 設計任務.62.3 傳動裝置總體設計方案.62.4 電機的選擇.62.4.1 選擇電機的類型.72.4.2 確定電動機功率.72.4.3 確定電機轉速.72.5 傳動比的分配及轉動校核.82.6 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算.82.7 V帶的傳動設計.92.8 齒輪傳動的設計.112.8.1 高速級齒輪傳動的設計.112.8.2 低速齒輪機構設計.162.9 傳動軸的設計.202.9.1 高速軸的設計.202.9.2 中間軸的設計

10、.232.9.3 低速軸的設計.302.10 滾動軸承的校核計算.332.11 平鍵聯(lián)接的選用和計算.342.12 聯(lián)軸器的選擇計算.352.13 箱體及其附件的設計選擇.352.14 潤滑密封設計.363 三維建模.373.1 軸的設計.373.2 鍵的設計.383.3 齒輪的設計.383.4 裝配圖的設計.39總 結.40參 考 文 獻.41致 謝.42附錄1 外文參考文獻(譯文).43附錄2 外文參考文獻(原文).481 緒 論1.1 選題背景減速器其實已經(jīng)在工業(yè)生產中應用非常的廣泛。其一般用于低轉速大扭矩的傳動設備，把電動機，內燃機或其它高速運轉的動力通過減速器的輸入軸上的齒數(shù)少的齒輪

11、嚙合輸出軸上的大齒輪來達到減速的目的。隨著現(xiàn)代工業(yè)突飛猛進地發(fā)展，一般的速度已經(jīng)無法滿足快速工業(yè)生產的要求，于是就開發(fā)了利用減速器的傳輸機生產線，它能夠很好的提高作業(yè)人員和設備工裝的效率，有效的降低成本，提高生產能力。然而，傳輸機生產線的傳送速度就是依靠減速器來實現(xiàn)快慢控制的。傳輸機生產線的裝置最常用的就是螺旋傳輸機傳動裝置中的以及圓柱齒輪減速器。減速器是一種由封閉在箱內的齒輪、渦輪、蝸桿等組成的傳動裝置，是將電動機的回轉數(shù)減速到我們所需要的回轉數(shù)。其可以很好的實現(xiàn)動力的傳遞，獲得某一速度和獲得較大的扭矩，效率十分之高，非常之準確可靠。目前在大多數(shù)工業(yè)生產中應用非常廣泛，幾乎在各式機械的傳動系

12、統(tǒng)中都可以見到它的蹤跡。隨著工業(yè)快速的發(fā)展和工廠自動化程度的日益加劇，減速器的需求量也會大大增長。然而，二級齒輪減速器又是各式各樣減速器中的典型代表，在這種背景下我們選擇了二級齒輪減速器的設計具有重要性。1.2 選題的意義本論文主要內容是對二級齒輪減速器進行設計計算，是對我們即將畢業(yè)走向工作崗位的有一次全面的、規(guī)范的機械設計能力的綜合訓練。畢業(yè)設計課題的主要意義(1)通過此次畢業(yè)設計使我們運用機械制圖、機械設計基礎、機械CAD等有關課程知識，起到鞏固、深化、融會貫通及擴展有關機械設計方面知識的作用。(2)通過對二級齒輪減速器的設計，使我們掌握了機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的一般設計步驟和方

13、法，培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設計思想及獨立、全面科學的工程分析與設計能力。(3)夠提高我們查找和翻閱設計資料的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理、計算機輔助設計方面的能力。1.3 減速器的過內外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢20世紀70年代末以來，世界減速器技術有了很大的發(fā)展。產品發(fā)展的總趨勢是小型化、高速化、低噪音和高可靠性；技術發(fā)展中最引人注目的就是硬齒面技術、功率分支技術和模塊化設計技術。對于通用減速器而言，除了普遍采用硬齒面技術外，模塊化設計技術已經(jīng)成為其發(fā)展的一個主要方向。它旨在追求高性能的同時，盡可能減少零件及毛坯的品種規(guī)格和數(shù)量，以便于組織生產、形成批量、降低成本、獲得規(guī)模效益。同時，利用基本零件，增加

14、產品的形式和花樣，盡可能多地開發(fā)實用的變型設計或派生系列產品，如由一個通用系列派生出多個專用系列；擺脫了傳統(tǒng)的單一有底座實心軸輸出的安裝方式，增添了空心軸輸出的無底座懸掛式、浮動支撐底座、電動機與減速器一體式連接、多方位安裝面等不同形式，擴大了使用范圍。促使減速器水平提高的主要因素還有：(1)理論知識更完善、更接近實際（如齒輪強度計算方法、變形計算、修形技術、優(yōu)化設計方法、齒根圓滑過渡、新齒型、新結構等）。(2)齒輪和軸材料普遍采用各種優(yōu)質合金鋼鍛件，材料和熱處理質量控制水平提高。(3)結構設計更合理。(4)齒輪加工精度提高到GB/T 10095.1-2008的4到6級。(5)箱體的剛度和加工

15、精度提高。(6)軸承質量和壽命提高。(7)采用含添加劑的工業(yè)齒輪油，潤滑油質量提高。改革開放以來，我國陸續(xù)引進先進加工裝備，通過引進、消化、吸收國外先進技術和科研攻關，開始掌握了各種高速和低速重載齒輪裝置的設計制造技術。材料和熱處理質量及齒輪加工精度都有較大的提高，通用圓柱齒輪的制造精度可以從JB179-1960的8-9級提高到GB/T 10095.1-2001的6級。目前我國已經(jīng)可設計制造2800KW的水泥磨減速器、1700mm軋鋼機各種減速器。20世紀80年代末到90年代初，我國相繼制定了近100個齒輪和蝸桿減速器的標準，研制了許多新型減速器，大體上實現(xiàn)了通用減速器的更新?lián)Q代。許多產品達到

16、了20世紀80年代的國際水平。部分減速器采用硬齒面后，體積和質量明顯減小，承載能力、使用壽命、傳動效率和可靠性有了大幅度的提高，對節(jié)能和提高主機的總體水平起到了明顯的作用，為發(fā)展我國的機械產品做出了貢獻。進入20世紀90年代中后期，國外又陸續(xù)推出了更新?lián)Q代的減速器，不但更突出了模塊化設計的特點，而且在承載能力、總體水平、外觀質量方面又有明顯提高。而這方面差距，我們的對策應該是：(1)有條件的企業(yè)應該瞄準國際最先進的水平，盡快研究開發(fā)面向21世紀的新產品。要研究出更好的模塊化設計方法，以形成較大的批量，求得規(guī)模效益。現(xiàn)在國內有的企業(yè)已經(jīng)發(fā)開了這類產品。(2)研究、開發(fā)、推廣成本較低而承載能力又能

17、接近硬齒面的中齒面滾齒的新齒形和新結構。國內多年來使用行之有效的雙圓弧齒輪、三環(huán)減速器和已成功應用的點線嚙合齒輪等技術，應不斷完善，大力推廣。(3)加快漸開線行星齒輪減速器的更新?lián)Q代，擴大其市場占有率。(4)產品的發(fā)展應著重提高內在質量，嚴格控制材料熱處理、幾何加工精度和裝配試驗的質量和穩(wěn)定性，以提高產品的可靠性和無重大故障的工作壽命。企業(yè)應制定高于國家標準和行業(yè)標準的內控標準。(5)改進外觀設計和涂漆質量，杜絕滲油漏油現(xiàn)象。(6)提高配套件（如潤滑冷卻裝置、風扇、逆止器、液壓泵、制動器等）的質量。隨著社會的發(fā)展，應不斷開發(fā)出新結構、新類型的產品，以適應市場的需求。1.4 減速器的分類及載荷分

18、類我們工業(yè)實際應用中其類型眾多，一般按傳動裝置的類型可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、圓柱-圓錐齒輪減速器、蝸桿減速器、齒輪-蝸桿減速器、行星齒輪減速器等，按照傳動級數(shù)又可以將其分為一級、二級、三級減速器等。圓柱齒輪減速器：單級、二級、二級及以上二級。布置形式：展開式、分流式、同軸式。圓錐齒輪減速器：用于輸入軸和輸出軸位置成相交的場合。蝸桿減速器：主要用于傳動比i10的場合，傳動比較大時結構緊湊。其缺點是效率低。齒輪-蝸桿減速器：若齒輪傳動在高速級，則結構緊湊；若蝸桿在高速級，則效率較高。行星齒輪減速器：傳動效率高，傳動比廣泛，傳動效率12W50000KW，體積小和重量小。聯(lián)接的工作機載荷

19、狀態(tài)比較復雜，對減速器的影響很大，是減速器選用及計算的重要因素，減速器的載荷狀態(tài)即工作機的載荷狀態(tài)，通常分為三類：均勻載荷、等沖擊載荷、沖擊載荷。1.5 設計的主要工作我們在得知畢業(yè)設計之時，我們通過查閱資料才明白本次畢業(yè)設計是圓柱齒輪減速器，它是一個機械傳動裝置，設計的主要內容一般包括五個方面。第一部分：傳動裝置的總體設計，其主要包括傳動方案的分析與擬定、選擇電動機型號、計算分析傳動比、合理分配各級傳動比以及計算傳動裝置的運動與動力參數(shù)等，為計算各級傳動件做準備條件。第二部分：傳動零件的設計計算及齒輪、軸、滾動軸承、聯(lián)軸器的設計選擇與校正，這些工作是為進行裝配草圖的設計做準備。第三部分：減速

20、器結構及其附件的設計及選擇潤滑和密封方式。第四部分：繪制減速器裝配圖及繪制零件工作圖。第五部分：編寫畢業(yè)論文，準備答辯。1.6 設計的總結及展望未來在畢業(yè)設計過程中，我們通過查閱大量有關資料，與同學交流經(jīng)驗和自學，并向老師請教等方式，使自己學到了不少知識，也經(jīng)歷了不少艱辛，但收獲同樣是巨大的，可謂受益匪淺。在整個設計中我們掌握了機械零件、機械傳動裝置或簡單機械裝置的一般設計方法和步驟，也提高了我們機械設計的基本能力，樹立了對自己工作能力的信心。而且大大提高了動手能力，使我們充分體會到了在創(chuàng)造過程中探索的艱難和成功時的喜悅。本次設計不僅是對我們大二所學的機械設計知識的一種檢驗，而且也是對自己機械

21、設計能力的一種綜合訓練，是培養(yǎng)我們分析和解決工程實際問題的能力。通過這次畢業(yè)設計使我們對之前所學知識起到了鞏固、深化、融匯貫通的作用，使我們樹立了正確的設計思想。 2 傳送裝置的總體設計2.1 傳動裝置簡圖圖2-1傳動裝置簡圖2.2 設計任務 已知玉樹帶有效拉力F=7500N，帶速v=0.5m/s，滾筒直徑370mm，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉，電源為三項交流電（220V/380V）。傳動方案按上圖設計，請完成各部分選型與設計計算。2.3 傳動裝置總體設計方案(1)組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。(2)特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。

22、(3)確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動效率大，將V帶設置在高速級。(4)選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。2.4 電機的選擇電動機分為直流電動機和交流電動機兩種，在工廠里面一般采用三相交流電。交流電動機又分為同步電動機和異步電動機兩類。2.4.1 選擇電機的類型按工作要求及條件選用三項籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V。2.4.2 確定電動機功率電動機功率的選擇合不合理，對電動機的工作性能和經(jīng)濟性能都有一定的影響。假如所選擇的電動機功率比工作時電動機功率要小，就不能保證工作機正常工作，如果選擇功率過大，這就導致電動機的制造復雜，價格不再低廉，傳動能力又不能得到很充分的利用

23、。因此在此設計過程中一定要選擇合適且合理的電動機功率。電機所需要工作功率為：Pw=Fv1000=3.75 KW (2-1)系統(tǒng)的傳動效率=1234 (2-2)機構V帶傳動齒輪傳動滾動軸承(一對)聯(lián)軸器卷筒傳動效率0.920.980.980.990.96符號12345所以=13232245 =0.92×0.98×0.98×0.98×0.98×0.98×0.96×0.99 =0.82其中齒輪為8級精度等級油潤滑 所以Pd=Pw=4.57KW2.4.3 確定電機轉速卷筒工作轉速nw=60×1000VD=60×1

24、000×0.53.14×370=25.8 rmin (2-3)二級減速器的傳動比為7.150所以電動機的轉速范圍339.42390通過比較，選擇型號為Y132S-4 其主要參數(shù)如下：電動機額定功率P電動機滿載轉速nm電動機伸出端直徑電動機伸出端安裝長度5.5KW1440（rmin）38mm80mm2.5 傳動比的分配及轉動校核由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可得傳動裝置總傳動比為 i=nmnw=144025.8=55.8 (2-4)選擇帶輪傳動比i1=3,一級齒輪傳動比i2=3.7,二級齒輪傳動比i3=2.92.6 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算(1)各軸

25、輸入功率0軸（電動機）輸入功率：p0=p額=5.5KW1軸（高速軸）輸入功率：p1=p01=5.5×0.92=5.06KW2軸（中間軸）的輸入功率：p2=p0123=5.5×0.92×0.98×0.98=4.86KW3軸（低速軸）的輸入功率：p3=p012233=5.5×0.92×0.98×0.98×0.98×0.98=4.67KW4軸（卷筒軸）的輸入功率：p4=p012223345=5.5×0.92×0.98×0.98×0.98×0.98×0.

26、98×0.96×0.99=4.48KW(2)各軸輸入轉矩的計算:0軸（電動機）的輸入轉矩：T0=95.5×105×p0n0=95.5×105×5.5/1440=36.47×1031軸（高速軸）的輸入轉距：T1=95.5×105×P1n1=95.5×105×5.06/480=100.67×1032軸（中間軸）的輸入轉矩：T2=95.5×105×P2n2=95.5×105×4.86/129.73=357.66×1033軸（低速軸）

27、的輸入轉距：T3=95.5×105×P3n3=95.5×105×4.67/44.73=986.38×1034軸（卷筒軸）的輸入轉矩：T4=95.5×105×P4n4=95.5×105×4.4844.73=957.35×103軸編號名稱轉速（rmin）轉矩/(N·MM)功率/KW電動機轉軸14403.647×1045.5高速軸4801.0067×1055.06中間軸129.43.5766×1054.86低速軸44.739.8638×1054.67卷

28、筒軸44.739.5735×1054.482.7 V帶的傳動設計確定計算功率PC(1)由課表8-6 查得工作情況系數(shù)KA=1.2，故    Pca=KAPE=1.2×5.5=6.6 kw  (2-5)(2)選取窄V帶類型   根據(jù)Pca  n0   由課圖8-9 確定選用SPZ型。 (3)確定帶輪基準直徑  由2表8-3和表8-7取主動輪基準直徑 dd1=80 mm 根據(jù)2式（8-15），

29、0;從動輪基準直徑 dd2。  dd2=i×dd1=3×80=240 mm  (2-6)根據(jù)2表8-7  取dd2=250 mm 按2式（8-13）驗算帶的速度  V=dd1n0/60×100=×80×1440/(60×100)=6.29 m/s<25m/s 帶的速度合適  (4)確定窄V帶的基準長度和傳動中心距     根據(jù)  0.7（dd1+dd2）<

30、a0<2（dd1+dd2） ，初步確定中心距 a0=500 mm     (2-7)根據(jù)2 式（8-20）計算帶的基準長度  Ld=2a0+/2（dd1+dd2）+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+/2×（250+80）+(250-80)2/(4×500)=1532.55mm  由2表8-2選帶的基準長度Ld=1600 mm  按2式（8-12）計算實際中心距a  a=a0+ (Ld-Ld)/2=400+(1600-153

31、2.55)/2 =533.73  ( 2-8)(5)驗算小帶輪包角1由2式（8-6）得 1=180°+（dd2-dd1）/a×57.5° =180°+（250-80）/533.73×57.5° =161.7°>120° 合適(6)求V帶根數(shù)ZZ=Pca/（p0+p）KaK1 (2-9)由n0=1440 r/min dd1=80mm i=3 查課表 8-5c和課表 8-5d得 P0=1.60kw p0=0.22kw查課表8-8 得 Ka=0.95 Kl=0.99 ,所以， Z=6.6/（1.6+0.2

32、2）×0.95×0.99=3.856 取Z=4 根(7)計算預緊力F0 F0=500Ra/VE(2.5/Ka-1)+qv2 (2-10)查課表 8-4 得 q=0.065 Kg/m，所以F0=500×6.6/(6.29×4)×（2.5/0.95-1）+0.065×6.292 = 550.3N(8)求作用在帶輪軸上的壓軸力Fp Fp=2ZF0sin（1/2) (2-11) =2×4×550.3×sin（161.7°/2) =4346.38N(9)帶的張緊、安裝與維護V帶工作一段時間后，會因為產生變

33、形而松弛，使張緊力減小，傳動能力下降。所以必須定期檢查，如發(fā)現(xiàn)張緊力不足則需要重新安裝。重新安裝的方法通常有調節(jié)中心距和采用張緊力。正確安裝、合理使用和妥善維修，是保證V帶傳動正常工作及延長V帶壽命的有效措施。一般需要注意一下幾點：V帶安裝時首先要縮小中心距，將V帶套入輪槽中，之后按初拉力進行張緊。V帶類型，新舊不要混用。安裝時兩輪軸線必須要是平行的，并且兩帶輪相應的V型槽的對稱平面應該要重合的。帶傳動不需要加潤滑劑之類的東西且清理帶上的油污，帶不能在外暴曬。帶傳動裝置長時間不用的話，我們要將傳送帶放松，維護其壽命。2.8 齒輪傳動的設計齒輪傳動的類型很多，在本次設計中我們是按兩輪軸線的相對位

34、置和齒像可分為平面齒輪傳動和空間齒輪傳動。平面齒輪傳動又分為直齒圓柱齒輪傳動、斜齒輪圓柱齒輪傳動、人字齒輪傳動、內嚙合齒輪傳動、曲線齒錐齒傳動、準雙曲面齒輪傳動、蝸輪蝸桿傳動。2.8.1 高速級齒輪傳動的設計選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,兩者材料硬度差為40HBS. 減速器采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為=14°，初選小齒輪齒數(shù)為22。那么大齒輪齒數(shù)為81。(1)由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設計 設計公式：d1t³2KT（da）×(U+1/U)(ZHZE/

35、H)2 (2-12) 確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6，ZH=2.433，1=0.765，2=0.945. =1+2 = 0.765+0.945 =1.710由表查的齒寬系數(shù)d=1.0查表的：材料彈性影響系數(shù) ZE=189.8 MPa1/2再按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=590 MPA，大齒輪的接觸疲勞強度極限:Hlim2=560 MPA由計算公式：N=60NijLn算出循環(huán)次數(shù)： N1=60×480×1×（2×8×8×300） =2.76×109 N2=N1/i=4.38×108由N1，N2

36、查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.94,KHN2=1.05計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1，失效概率1% H1=KHN1HLim1/S=0.94×590=554.6 MPA H2=KHN2HLim2/S=1.05×560=588MPA H=H1+H2/2=（554.6+588）/2=571.3 MPA(2)計算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得： d1t³2KT（da）×(U+1/U)(ZHZE/H)2 d1t³2×1.6×1.0067×105/1×1.71×（4.7/3.7）

37、5;(2.433×1.898/571.3)2 d1t53.87 mm d2=d1×i=199.32 mm計算小齒輪圓周速度：v=dn/（60×1000）=3.14×53.87×480/（60×1000） =1.35 m/s計算齒寬b及模數(shù)m b=d1td=1×53.87=53.87 mm (2-13) Mnt=d1tcos/Z1=53.87×cos14°/22=2.376 (2-14) 齒高：h=2.25mnt=2.25×2.376=5.346 mm B/h=53.87/5.346=10.08計

38、算縱向重合度：=0.318dZ1tan =0.318×1×22×tan14° =1.744計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1又因為V=1.35m/s 七級齒輪精度，查表得動載荷系數(shù)KV=1.05查表得：KH的計算公式： KH=1.12+0.18（1+0.6d2)d2+0.23×10-3b (2-15) =1.12+0.18（1+0.6）+0.23×10-3×53.87 =1.42查表得: KF=1.33, KH=KF=1.2 公式: K=KAKVKHKH (2-16) =1×1.2×1.05×1

39、.42 =1.789再按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑： d1=d1t³k/KT=53.87³1.789/1.6=55.91mm計算模數(shù)：mn=d1cos/Z1=55.91×cos14°/22=2.466mm(3)按齒根彎曲強度設計 設計公式：mn ³2KTYcos2/dZ12×(YFYS/F) (2-17)確定計算參數(shù)： 計算載荷系數(shù)： K=KAKVKFKF =1×1.05×1.2×1.33 =1.676根據(jù)縱向重合度： =1.744，查表得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88計算當量齒數(shù)：ZV1=Z1/cos

40、3=22/cos314°=24.82 ZV2=Z2/cos3=81/cos314°=86.87查表10-5取齒形系數(shù)YF1=2.63,YF2=2.206查取應力校正系數(shù) YS1=1.588 , YS2=1.777再由表查得小齒輪彎曲疲勞強度極限：FE1=500MPA,大齒輪彎曲疲勞強度極限FE2=380 MPA又查表的彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.85 ,KFN2=0.9 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)： S=1.35 F1 =KFN1FE1/S=0.85×500/1.35=314.8 MPA F2 =KFN2FE2/S=0.9×380/1.35

41、=253.3 MPA 計算大、小齒輪的 YFYS/F， 并加以比較 YF1YS1/F1=1.588×2.63/314.8=0.01327 YF2YS2/F2=1.777×2.206/253.3=0.0155大齒輪的數(shù)值大，選用大齒輪YFYS/F=0.0155設計計算: mn ³2KTYcos2/dZ12×(YFYS/F) mn³2×1.676×1.0067×105×0.88×cos214°×0.0155/（1×222×1.744） mn1.725對比計算結

42、果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒面接觸強度計算的法面模數(shù)，取標準模數(shù)m=2mm，既滿足彎曲強度，但為了滿足接觸疲勞強度需要按接觸疲勞強度計算得分度圓直徑d1=53.87mm來計算齒數(shù)： Z1=d1cos/m=53.87×cos14°/2=26.1 (2-18) 取Z1=26 則Z2=iZ1=97(4)幾何尺寸計算計算中心距： a=(Z1+Z2)m/（2cos）=（26+97）×2/（2×cos14°）=126.76mm 將中心距圓整為：127mm按圓整后中心距修正螺旋角： =arccos（Z1+Z2）m/2a=arccos(26

43、+97)×2/（2×127）=14.4°因 的值改變不大，所以參數(shù)，ZH等不必修正。計算大小齒輪的分度圓直徑： d1=Z1M/cos=26×2/cos14.4°=53.69mm d2=Z2M/cos=97×2/cos14.4°=200.3mm計算齒輪寬度： b=dd1=1×53.69=53.69mm 取B2=54mm ，B1=60mm(5)高速級齒輪傳動的幾何尺寸 名稱計算公式結果/mm法面模數(shù)mn2面壓力角 n20°螺旋角14.4°分度圓直徑d153.69d2200.3齒頂圓直徑da1=d1+

44、2ha·mn=53.69+2×1×257.69da2=d2+2ha·mn=200.3+2×2204.3齒根圓直徑df1=d1-2hf·mn=53.69-2×1.25×248.69df2=d2-2hf·mn=53.69-2×2×1.25195.3中心距a=mn(Z1+Z2)/(2cos)=2×（22+81）/(2cos14.4°)127齒寬b2=b54b1=b2+(510)mm60(6)齒輪的機構設計小齒輪由于直徑較小，采用齒輪軸結構。大齒輪采用腹板式結構。代號結構尺

45、寸計算公式結果/mm輪轂處直徑D1D1=1.6d=1.6×4572輪轂軸向長LL=(1.21.5)dB54倒角尺寸nn=0.5mn1齒根圓處厚00=（2.54）mn8腹板最大直徑D0D0=df2-20216板孔分布圓直徑D2D2=0.5(D0+D1)144板孔直徑d1d1=0.25(D0-D1)35腹板厚CC=0.3b218 圖2-2齒輪剖面圖2.8.2 低速齒輪機構設計(1)已知n3129.73r/min   (2)選擇齒輪精度為7級，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,兩者材料硬度差為40HBS。減

46、速器采用圓柱斜齒輪傳動，螺旋角初選為=14°  初選小齒輪齒數(shù)為28。那么大齒輪齒數(shù)為81。  (3)由于減速器采用閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強度進行設計。 設計公式：d3t³2KT（da）×(U+1/U)(ZHZE/H)2確定公式中各參數(shù)，選Kt=1.6，ZH=2.433，1=0.768，2=0.945. =1+2 = 0.768+0.945 =1.713由表查的齒寬系數(shù)d=1.0查表得：材料彈性影響系數(shù) ZE=189.8 MPa1/2再按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=590 MPA，大齒輪的接觸疲勞強度極限:Hlim2

47、=560 MPA由計算公式：N=60nijLn算出循環(huán)次數(shù)： N3=60×129.73×1×（2×8×8×300） =2.99×109 N4=N3/i=1×109再由N1，N2查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.90,KHN2=0.95計算接觸疲勞許用應力，取安全系數(shù)S=1，失效概率1% H1=KHN1Hlim1/S=0.90×590=531MPA H2=KHN2Hlim2/S=0.95×560=532MPA H=H1+H2/2=（531+532）/2=531.5 MPA(4)計算小齒輪分度圓直

48、徑d3t，由計算公式得： d3t³2KT（da）×(U+1/U)(ZHZE/H)2 d3t³2×1.6×3.5766×105/1×1.713×（3.9/2.9）×(2.433×1.898/531.5)2 d3t87.86mm計算小齒輪圓周速度：v=dn/（60×1000）=3.14×87.86×129.73/(60×1000)=0.596 m/s計算齒寬b及模數(shù)m b=d3td=1×87.86=87.86 mm Mnt=d3tcos/Z=87.86×cos14°/28=3.04齒高：h=2.25Mnt