減速器的設(shè)計減速器的參數(shù)設(shè)計采用二級圓柱直齒輪減速器，減速器的輸入軸速度n1=2400rmin，輸出軸速度n⑴分配各級傳動比取兩級齒輪減速器高速級的傳動比i則低速級的傳動比i傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算皮帶的傳動效率η帶=0.95，齒輪嚙合效率η減速器高速軸：PnT減速器中間軸：PnT減速器低速軸：PnT高速齒輪傳動設(shè)計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20o。變速器為一般工作機器，選用8級精度。材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2試選KHt計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T查表選取齒寬系數(shù)?d=1，區(qū)域系數(shù)ZH計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 式中z1——小齒輪齒數(shù)，z1α——分度圓壓力角，α=20°；ha——齒頂高系數(shù)，ha計算得α據(jù)（3-9）得 據(jù)（3-9），（3-10）得ε 據(jù)（3-11）得Z計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH查圖表得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 式中n1——減速器的輸入軸速度，nj——載荷系數(shù)或使用系數(shù)，j=1Lh——額定壽命，Lh計算得N 式中N1——小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，N——齒數(shù)比，u=1.7。計算得N查取接觸疲勞壽命系數(shù)K取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由公式 計算得[[取[σσ試算小齒輪分度圓直徑 式中KHt——試選，T1——小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，Tu——齒數(shù)比，uZH——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，ZZE——彈性系數(shù)，Zε——重合度系數(shù)，Z?d——齒寬系數(shù)，?σ——許用接觸應(yīng)力，σ=523MPa計算得d調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v 式中d1t——小齒輪分度圓直徑，n1——小齒輪的轉(zhuǎn)速，n1計算得v=齒寬b。 式中?d——齒寬系數(shù)，?d1t——小齒輪的分度圓直徑，d計算得b計算實際載荷系數(shù)K由表查得使用系數(shù)KA根據(jù)v=5m/s、8級精度，查得動載系數(shù)Kv齒輪的圓周力。 式中T1——小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，Td1t——小齒輪的分度圓直徑，d計算得FK查表得齒間載荷分配系數(shù)KHα用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ 式中KA——使用系數(shù)，KAKV——動載系數(shù)，KKHα——齒間載荷分配系數(shù)，KKHβ_齒向載荷分布系數(shù)，K計算得K按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 式中d1t——小齒輪的分度圓直徑，KH——載荷系數(shù)，KKHt——試選，計算得d及相應(yīng)的齒輪模數(shù) 式中d1——分度圓直徑，dz1——小齒輪齒數(shù)，計算得m=1.931按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計試算模數(shù)，即 試選K計算彎曲疲勞強度用重合度數(shù)Y計算算YFa查圖表得齒形系數(shù)YFa1=2.65、YFa2=2.40，應(yīng)力修正系數(shù)Y[[YY因為大齒輪的YFaY試算模數(shù) 式中KFt——彎曲強度計算的初始載荷系數(shù)，T1——小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，TYε——重合度系數(shù)，YFa——齒形系數(shù)，Ysa——應(yīng)力修正系數(shù)，?d——齒寬系數(shù)，?z1——小齒輪齒數(shù)，σ——許用接觸應(yīng)力，σ=523MPa計算得m2)調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v。 式中z1——小齒輪齒數(shù)，mt——模數(shù)；計算得d 式中n1——小齒輪的轉(zhuǎn)速，n1d1——齒輪分度圓直徑，計算得v=3.25齒寬b。 式中?d——齒寬系數(shù)，d1——齒輪分度圓直徑，計算得b=25.848寬高比b 式中ha*——c*——頂隙系數(shù)計算得h=2.423b計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=3.25m/s，8級精度，查得動載系數(shù)Kv由FF查表得齒間載荷分配系數(shù)KFα插值法查得KHβ=1.443，結(jié)合bh則載荷系數(shù)為 式中KA——使用系數(shù)，KKv——動載系數(shù)，KKFα——齒間載荷分配系數(shù)，KFβ——齒向載荷分布系數(shù)，計算得K按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 式中mt——端面模數(shù)，mKF——實際載荷系數(shù)，KKFt——載荷系數(shù)，K計算得m對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.44mm并就近圓整為標準值m=1.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=46.354mm，算出小齒輪齒數(shù)取z1=31，則大齒輪齒數(shù)z2=uz這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。⑷幾何尺寸計算計算分度圓直徑 式中z1——小齒輪齒數(shù)，m——齒輪模數(shù)，m=1.5mm。計算得d 式中z2——小齒輪齒數(shù)，m——齒輪模數(shù)，m=1.5mm。計算得d據(jù)(3-20),（3-30）得出中心距a=計算齒輪寬度 式中?d——齒寬系數(shù)，?d1——小齒輪分度圓直徑，d1計算得b=46.5考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略微加寬（5~10）mm，即b取b1=53mm，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即⑸圓整中心距后的強度校核上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計制造。為此，可以通過調(diào)整傳動比，改變齒數(shù)或變位法進行圓整。采用變位法將中心距就近圓整至a’=65mm。齒輪變位后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化。應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。1)計算變位系數(shù)和計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。 式中a——標準中心距，a=63α——標準壓力角，α=20a'——實際安裝中心距，a’=65mm計算得α 式中z1——小齒輪齒數(shù)，zz2——大齒輪齒數(shù)，z計算得z據(jù)（3-32）可得xy=?y=查圖表可知，當前的變位系數(shù)和降低了齒輪強度，但重合度有所提高。齒面接觸疲勞強度校核按前面類似做法，得出計算結(jié)果：KH=1.91，T1=2.38×104N?mmααεZ將計算所得結(jié)果代入公式，得到 式中KH——載荷系數(shù)，KT1——小齒輪傳遞的扭矩，Tu——齒數(shù)比，u?d——齒寬系數(shù)，?d1——小齒輪分度圓直徑，d1計算得σ齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標準齒輪有所下降。齒根彎曲疲勞強度校核按前面類似的做法，得出計算結(jié)果：KF=1.85，T1=2.38×104N?mm，Y?d=1，z1 式中KF——彎曲強度計算的載荷系數(shù)，KT1——小齒輪傳遞的扭矩，TYFa——小齒輪的齒形系數(shù)，Ysa——小齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，YYε——彎曲強度計算的重合度系數(shù)，Y?d——齒寬系數(shù)，?m——齒輪模數(shù)，m=1.5mm；z——齒輪齒數(shù)，z1計算得σ 據(jù)（3-35）得σ齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)z1=31、z2=53，模數(shù)m=1.5mm，壓力角α=20°，中心距a=145mm，齒寬b1=75mm、b2低速齒輪傳動設(shè)計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20o。選用7級精度。材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。選小齒輪齒數(shù)z3=30，大齒輪齒數(shù)z4=⒉按齒面接觸疲勞強度設(shè)計確定計算分度圓直徑中的參數(shù)選KHt=1.3，齒寬系數(shù)?d=1，區(qū)域系數(shù)計算接觸疲勞強度用的重合度系數(shù)Zε 式中z3——小齒輪齒數(shù)，z3α——分度圓壓力角，α=20°；ha——齒頂高系數(shù)，ha計算得α 式中z4——小齒輪齒數(shù)，z4α——分度圓壓力角，α=20°；ha——齒頂高系數(shù)，ha計算得α 據(jù)（3-39）得Z計算接觸疲勞許用應(yīng)力查資料得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=600MPa、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 式中n1——減速器的輸入軸速度，nj——載荷系數(shù)或使用系數(shù)，j=1Lh——額定壽命，Lh計算得N 式中N3——小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，N——齒數(shù)比，u=1.26。計算得N查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由公式得[[取[σH]σ小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T試算小齒輪分度圓直徑 式中KHt——試選，T2——小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，Tu——齒數(shù)比，uZH——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，ZZE——彈性系數(shù)，Zε——重合度系數(shù)，Z?d——齒寬系數(shù)，?σ——許用接觸應(yīng)力，σ=523MPa計算得d調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v。 式中——小齒輪分度圓直徑，d2t=48.719mm——小齒輪轉(zhuǎn)速，1412r/min。計算得v=3.6m/s齒寬b。 式中?d——齒寬系數(shù)，?d2t——小齒輪的分度圓直徑，d計算得b=48.719mm計算實際載荷系數(shù)KH使用系數(shù)KA=1.5。根據(jù)v=3.6m/s、7級精度，查得動載系數(shù)齒輪的圓周力。 式中T2——小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，Td2t——小齒輪的分度圓直徑，d計算得F齒間載荷分配系數(shù)KHα用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ 式中KA——使用系數(shù)，KAKV——動載系數(shù)，KKHα——齒間載荷分配系數(shù)，KKHβ_齒向載荷分布系數(shù)，K計算得K按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 式中d2t——小齒輪的分度圓直徑，KH——載荷系數(shù)，KKHt——試選，計算得d及相應(yīng)的齒輪模數(shù) 式中d2——分度圓直徑，dz3——小齒輪齒數(shù)，計算得m=2.0997按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計試算模數(shù)，即m確定公式中的各參數(shù)值選KFt=1.3。齒形系數(shù)YFa3=2.54、YFa4=2.45，應(yīng)力修正系數(shù)Ysa3=1.63、Ysa4[[YY因為大齒輪的YFaY計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Y試算模數(shù) 式中KFt——彎曲強度計算的初始載荷系數(shù)，T2——小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，TYε——重合度系數(shù)，YFa——齒形系數(shù)，Ysa——應(yīng)力修正系數(shù)，?d——齒寬系數(shù)，?z3——小齒輪齒數(shù)，σ——許用接觸應(yīng)力，σ=523MPa計算得m調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v。 式中z3——小齒輪齒數(shù)，mt——模數(shù)；計算得d 式中n2——小齒輪的轉(zhuǎn)速，n2d2——齒輪分度圓直徑，計算得v=2.44齒寬b。 式中?d——齒寬系數(shù)，d2——齒輪分度圓直徑，計算得b=33寬高比bh 式中ha*——齒頂高系數(shù)c*——頂隙系數(shù)，計算得h=2.475據(jù)（3.53）可得b計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=2.44m/s，7級精度，查圖表得動載系數(shù)Kv由FF查表得齒間載荷分配系數(shù)KFα用插值法查得KHβ=1.415，結(jié)合bh=13.33則載荷系數(shù)為 式中KA——使用系數(shù)，KKv——動載系數(shù)，KFα——齒間載荷分配系數(shù)，KKFβ——齒向載荷分布系數(shù)，KFβ計算得K按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 式中mt——端面模數(shù)，mKF——實際載荷系數(shù)，KKFt——載荷系數(shù)，K計算得m對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.32mm并就近圓整為標準值m=1.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d2=62.992mm，算出小齒輪齒數(shù)取z3=42，則大齒輪齒數(shù)z4=uz這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。幾何尺寸計算計算分度圓直徑 式中z3——小齒輪齒數(shù)，m——齒輪模數(shù)，m=1.5mm。計算得d 式中z4——小齒輪齒數(shù)，m——齒輪模數(shù)，m=1.5mm。計算得d計算中心距a=計算齒輪寬度 式中?d——齒寬系數(shù)，?d3——小齒輪分度圓直徑，d3=63計算得b=63考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略微加寬（5~10）mm，即b取b3=70mm，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即圓整中心距后的強度校核采用變位法將中心距就近圓整至a’=70mm。計算變位系數(shù)和計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。 式中a——標準中心距，a=71.25α——標準壓力角，α=20a'——實際安裝中心距，a’=70mm計算得α 式中z3——小齒輪齒數(shù)，zz4——大齒輪齒數(shù)，z計算得z據(jù)（3-59）得xy=?y=當前的變位系數(shù)和提高了齒輪強度，但重合度有所下降。分配變位系數(shù)x1x1齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，給出計算結(jié)果KH將它們代入公式，得到σ齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標準齒輪有所下降。齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，計算出結(jié)果：KF=1.85σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。主要設(shè)計結(jié)論z3=42、z4=53，模數(shù)m=1.5mm，壓力角α=20°，變位系數(shù)x1=⒈求軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T發(fā)動機的輸出功率P0=6.3kw，帶傳動的機械效率為 式中P0——輸入功率，Pη——帶傳動的機械效率，η=0.95。計算得P=5.985kw 式中n0——輸入軸轉(zhuǎn)速，n0=i——傳動比，i=1.5。計算得n=2400T=9.55×據(jù)(4-2)得T≈2.38×2.求作用在帶輪上的力因已知皮帶輪的分度圓直徑為d 式中T——傳遞的扭矩，T=2.38×10d2——分度圓直徑為，計算得⒊求作用在齒輪上的力 式中mt——齒輪的端面模數(shù)，mt=z1——齒輪的齒數(shù)，z1計算得d 式中T——傳遞的扭矩，T=2.38×10d1——齒輪的分度圓直徑，計算得F 式中Ft——圓周力，F(xiàn)αn——壓力角，αΒ——螺旋角，Β=30°24'40''計算得F 式中Ft——圓周力，F(xiàn)Β——螺旋角，Β=30°24'40''計算得F4.