JX02-087@大功率减速器液压加载试验台机械系统设计
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机械毕业设计全套
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JX02-087@大功率减速器液压加载试验台机械系统设计,机械毕业设计全套
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1 前言 减速器是机械系统重要组成部件之一。通常，在出厂前减速器都要做出厂试验，如加载实验等。 液压传动具有易于实现直线运动、功率质量之比大，动态响应快等优点，在工程机械、冶金、农林、实验设备、航空航天、仿真运动平台和武器装备等领域得到了广泛应用。液压传动作为动力控制与控制技术的重要部分，对工业和国防技术进步和发展起到了很大的推动作用，是现代机械的基本要素和工程控制的关键技术之一。液压加载系统能实现较大范围内 比较方便地实现无级调速， 体积小、重量轻、结构紧凑 ， 易于实现过载保护 。 液压加载系统存在液压传动效率低、噪声 大、成本高、成本高、泄露污染环境等缺点降低了它的竞争力 1 。 为提高液压传动的核心竞争力，扩大其应用领域，因此应抓住主要的核心技术问题，改进技术，不断改进自身缺点，发挥自身优势，使液压传动创造新的活力，以满足未来发展的需要。对液压系统设计要求环保与节能并行 ,不仅满足环境目标 ,考虑回收利用率 ,资源 ,能源的有效利用率 ,以达到环境保护和资源优化应用的效应 .从液压工业发展带来的环境污染 ,资源枯竭 ,生态破坏等诸多问题的方面来看有着重要的现实意义 . 要实现液压技术绿色化， 液压技 术必须充分发挥自身优点和借鉴其他领域的先进技术成果， 对自身进行引进和 创新，以提高液压元件和系统性能，降低成本，并符合节能、环保 和可持续发展的要求才能保持强大竞争力和不断扩大应用领域 2 。 nts 2 1 绪言 1.1 加载技术的发展状况 目前使用的加载 方式有多种，如伺服加载加载系统、摩擦加载加载系统及液压加载加载系统等。伺服加载系统有可分为液压加载伺服加载系统、气动伺服加载系统和电动伺服加载系统等。 如 电液伺服加载系统具有高响应、高精度、高功率重量 比和大功率输出的优点，在国防军事武器、航空航天、船舶、冶金等许多领域发挥着重要的作用，随着机械工作精度、响应速度和自动化程度的提高，电液伺服系统比与以往相比，应用环境和任务更为复杂，普遍存在较大程度的参数变化和外负载干扰（有时还存在多对象间的干扰）；摩擦加载这种方式在摩擦过程中损失了大量的能量 ,造成了能量的大量的流失 ,近而效率低 .液压加载系统能实现较大范围内比较方便地实现无级调速 ， 体积小、重量轻、结构紧凑、惯性小，操纵、控制简单、省力，易于实现过载保 3 。 1.2 液 压技术的发展状况 液压传动具有易于实现直线运动、功率质量之比大，动态响应快等优点，在工程机械、冶金、农林、实验设备、航空航天、仿真运动平台和武器装备等领域得到了广泛应用。液压传动作为动力控制与控制技术的重要部分，对工业和国防技术进步和发展起到了很大的推动作用，是现代机械的基本要素和工程控制的关键技术之一。 当前，液压技术在实现高压、高速、大功率、低噪声、高度集成化等方面都取得了较大进展，在完善比例控制、伺服控制、数字控制技术方面也有很大成就。此外，在液压元件和液压系统的计算机辅助设计、计算机仿真和优化以及微 机控制等开发性工作方面，日益显示出显著成果。 1.3 液压传动系统存在的不足与解决方法 液压 系统的工作过程是传动装置将原动机的输出能量转化为液压能，并通过执行机构做功的过程。在这一次过程中存在着多次的能量转换，在能量转换的过程中，每个环节都存在能量的损失，因此我们有必要分析一下能量损失的原因： 液压泵 、液压缸、液压马达 作为能量转换元件把机械能转换成液压能，它 们 对整个液压系统的总效率影响最大，在能量转换过程中，它不可避免的存在能量的损耗，主要是泄露产生的流量损耗和有相对运动的表面间由于摩擦所产生的机械损耗 ， 也都 要消耗能量，从而造成系统的效率降低 ； 液压源和负载特性不适应造成匹配损失，（如液压系统的输出nts 3 压力，输出流量与执行元件所需的压力、流量不匹配。当流量不匹配时，产生溢流损失；当压力不匹配，产生压力损失。匹配程度越低，系统效率就越低，能力损失就必然越大。液压控制元件、辅助元件及结构布局所造成的能量损失。 综合上所述，液压系统在工作时，存在着多种压力损失、容积损失和机械损失，这些损失造成总的能量损失，其中大部分转变成为热能，使系统温度升高，从而造成液油的老化。诱发各种故障，影响液压元件的使用寿命和系统工作时间的可靠性 ，同时也浪费了大量的能量。 因此， 在设计液压系统时，我们可以采取相应的措施来减少系统的能量损失，提高系统效率达到节能的目的 4 。 如 在液压系统中大多数采用变量泵，这类泵能够根据工况的要求自动调节排量的大小，减少流量的损失，从而提高整个液压系统的效率，减少能量的损耗 ； 液压缸和液压马达也是液压系统中能量损耗较大的元件，在选择液压缸和液压马达时，要注意液压缸、液压马达与泵的流量相匹配，在满足工作系统工作的前提下，使能量不至大量损失 ； 应根据系统中 阀类元件的 相应位置和可能出现 的最大压力及流量来确定 其 规格，其不宜过大或过小 ； 对于低压大流量的液压系统，一般采用大流量的液压泵，如果采用低压蓄能器来增加短时大流量的液压泵，可以大大节省能源、降低温升同时蓄能器也能缓和冲击、吸收压力脉冲。使系统运行更平稳 ； 在液压系统中液压泵的工作条件也极为严格，不但要求压力大、转速高、温度高，而且油液在被吸入和由泵压出，要受到剪力作用，所以一般根据泵的要求来确定液压油的粘度。 在液压传动领域实现高效节能的途径主要为：通过改进结构设计等以减少能量损失，提高能量的利用率，借助于辅助设备实现能量回收使得能量再次 被利用。 减少能量损失的传动方法主要集中在系统结构设计、采用元件、使用介质等方面来考虑。在系统结构设计上：设计合理的液压回路，最大限度地减少由于液压元件的布局而产生的能量损失；在元件选择上，采用节能变频交流电动机驱动液压泵来代替原来直流电动机的驱动方式，尽可能选取具有高频率的液压泵、阀等减少压力和溢流损失；在介质的使用上：使用具有良好粘温特性的介质避免低温时粘度过高引起压力损失和高温时压力过小导致泄露加剧。另外还可以借助于储能器存储液压能，长时间小流量需求时可关闭电机的运行，短时间大流量需求可减少驱动功率实 现节能的目的。如今在系统中存在着较多的剩余液压能，如一些化工行业废液中液压能、大型试验台白白溢流掉的液压能。回收和利用这些能量是非常有价值的。 nts 4 展望未来，液压传动的主要竞争者是电气传动和机械传动。在当今科学技术飞速发展的情况下， 要实现液压技术绿色化， 液压技术必须充分发挥自身优点和借鉴其他领域的先进技术成果， 对自身进行引进和 创新，以提高液压元件和系统性能，降低成本，并符合节能、环 保 和可持续发展的要求才能保持强大竞争力和不断扩大应用领域 5 。 nts 5 2 方案设计 设计任务：要求对 220千瓦的大功率减速器进行加载试验，我列出了以下几种加载方案，进行比较，用以参考。 方案（一） 伺服加载系统 （ 1） 气动伺服加系统载： 输出力矩较大，但机械结构、工艺操作复杂，重量体积大，功耗和噪声大，能源利用率低，而且它们与主控制器可传递的信息量小、简单，响应慢，精度与可靠性也不高，摩擦力较大启动缓慢，同时还需要一套油泵、泵站和相应的油路支持，容易漏气漏油，对气体或油液中的污染物比较敏感，经常发生故障，维修修理不方便，从、而大大提高了 成本。（ 2）电动加载系统的特点： 响应快、机械结构、工艺流程相对简单，重量体积小，易于控制器通讯，精度和可靠性高，但它的输出力矩较小，频宽较低、功率密度较小。 根据上诉优缺点可知，在要求输出力或力矩较小且加载精度要求比较高时使用电动加载。 （ 3） 电液伺服加载系统： 有高响应、高精度、高功率重量比和大功率输出的优点，在国防军事武器、航空航天、船舶、冶金等许多领域发挥着重要的作用。 随着机械工作精度、响应速度和自动化程度的提高，电液伺服系统比与以往相比，应用环境和任务更为复杂，普遍存在较大程度的参数变化和 外负载干扰（有时还存在多对象间的干扰） 。 方案（二） 摩擦加载 摩擦加载系统： 利用摩擦片相互摩擦对系统进行加载摩擦。这种 加载 方式 浪费了大量的材料，而且在摩擦过程中损失了大量的能量 ,造成了能量的大量的流失 ,，不符合环保要求，并且效率低。 方案（三） 液压加载 nts 6 液压加载系统： 利用节流阀对系统进载。 对节流阀的性能要求是：要有足够宽的流量调节范围，微量调节性能要好；流量要稳定，受温度变化的影响要小：要有足够的强度；行堵塞性要好，节流损失要小。但存在液压传动效率低、噪声大、成本高、成本高、 泄露污染环境等缺点降低了它的竞争力。 以上的几种方案存在着许多不足之处，因此都有待于进一步完善，综合比较而言，液压加载系统组成元件体积小、重量轻、结构紧凑、惯性小，操纵、控制简单、省力，易于实现过载保护，液压元件之间能实现自动润滑液压元件的使用寿命长，但存在液压传动效率低、噪声大、成本高、成本高、泄露污染环境等缺点降低了它的竞争力。 根据设计要求，我设计了如下图所示的液压加载试验台系统。 总体系统图 如下图所示 ： 1 0941 31 41 21 17865321变速器传感器增速器减速器 M1.双向变量马达 2.联轴器 3.传感器 4.变速器 5.减速器 6.增速器 7.双向变量加 载泵 8.单向阀 9.蓄能器 10.压力计 11.辅助泵 12.电动机 13.安全阀 14.油箱 原理：马达 1和加载泵 7组成的主回路为开式回路，油箱 14供油给加载泵 7， 启动时，电动机 12带动辅助泵 11驱动马达 1运行，马达 1带动变速器 4、减速器 5、增速器 6，进而驱动加载泵 7启动，之后油箱 14供油给加载泵对减速器 5进行加载，辅助泵 11作为辅助动力源 ，用于补偿在系统中能量的损失，变速器 4起到变速变扭的作用，蓄能器 9用于nts 7 稳定液压冲击。 本设计 实现了能量的回收，实现了能量的二次再利用，利用辅助泵对系统进行补油，提高了能 量的利用率，通过改进结构设计等以减少能量损失，借助于辅助设备实现能量回收使得能量再次被利用。该液压加载系统不仅满足环境目标 ,考虑回收利用率 ,资源 ,能源的有效利用率 ,达到环境保护和资源优化应用的效应。 nts 8 3 大功率减速器 设计 大功率减速器设计：参照 ZSY型三级减速器部分参数进行设计 6 ， 减速器公称输入功率 KWPN 220， 公称输入转速 min,/r1500n 1 输 出转速 min/542 rn ， 公称传动比 28i ， ,224,160 21 mmamma mma 3153 3.1 三级减速器传动比的分配 ： 按等强度分配 ： 1/3 11212312iikaaiikaaiii ， 1iikaaiikaaiii3 21123 2112211式中 2 limH*a2 limH*a12bbk ，2 limH*a2 limH*a23bbk 321 , aaa 高、中、低速级中心距 （）； 321 , iiii 分别为总传动比和高、中、低速级传动比； l i ml i ml i m , HHH 高、中、低速级齿轮的接触疲劳极限 （ 2mm/N ） ; 设 43.3i1 ， 89.2143.3/2822431543.3/2822431543.3 28i332 ， 42.3189.243.316022489.243.3160224i89.2i3311 根据逼近原则，选 42.3i1 ， 91.2142.3/2822431542.3/2822431542.3 28i332 ， 81.2)91.242.3/(28ii/ii 213 ； 3.2 传动装置的效率 : 按机械设计课程设计表 4.2-9取 7 ：联轴器效率 联 0.994 ， nts 9 齿 轮啮合效率 齿（ 齿 轮精度为 8级 ） 0.97 滚动轴承效率 承 0.98 3.3 减速器各轴运动及动力参数计算 0 轴 ： （ 即减速器输入轴 ） 8 P0= 50kw n0 1500r/min T0=9.55P0/n0=9.55 50 103 /1500 318.3N.m 轴 （ 减速器中间轴 ）： P1 =承齿 0P= 50 0.97 0.98 47.53kw n1 =10in =1500/3.42 438.60r/min T1 =9.55P 1 /n1 =9.5547.53103 /438.60 1034.91 Nm 轴 （ 减速器中间轴 ）： P2 =承齿 1P=47.530.970.98 45.18 kw n2 =21in =438.60/2.91=150.72 r/min T2 =9.55 P2 / 2n =9.5545.18103/150.72=2862.72N.m 轴 （ 减速器输出轴 ）： 3P=承齿 2P=45.18 0.97 0.98= 42.96 kw 334 inn 150.72/2.81=53.64r/min T3=9.55P3/n3=9.5542.96103/53.64=7648.55 N.m 计算结果汇总列表如下 ： 3.4 传动零件的设计计算 3.4.1 减速器高速级齿轮传动计算 选择材料及热处理方法 查表 8-17（ p174） 小齿轮： 45 号钢 调质 HBS1 =245-275 HBS 大齿轮： 45 号钢 正火 HBS2 =210-240 HBS nts 10 按齿根弯曲疲劳强度设计计算 : 采用斜齿圆柱齿轮传动，按 Vt=(0.012 0.021)n 3000 /np=5.79 10.14 m/s, 估取圆周速度 tV7.5 m/s, 参考表 8-14， 8-15 选取第公差组 8 级 小齿轮分度圆直径 1d 由式 8-77 得 1d 3 21 )(12HHEdZZZZuukT 齿宽系数d查表 8-23按齿轮相对轴非对称布置取d=0.8 小齿轮齿数 1Z ， 按推荐值 20 40 中选 1Z =24 大齿轮齿数 2Z =1i 1Z =3.42 24=82.08,圆整取 2Z =83， 传动比 u = 2Z / 1Z =83/24=3.46 传动比误差 uu/ =3.50-3.46/3.50=0.09，误差在 5%范围内，合适 小轮转矩0T=9.550P/0n=9.55106 50/1500=318300 N 载荷系数 K K=KA KVKK使用系数 KA 查表 8-20 KA =1.00 动载荷系数 KV初值查图 8-57 Kvt=1.22 齿向载荷分布系数 K查 图 8-60得K=1.12 齿间载荷分配系数K的初值 ， 初选 130由式 8-55 和 8-56 得 r r = + =1.88-3.2（ 1/ 1Z +1/ 2Z ） cos + tan1 1 dZ =1.67 1.41=3.08 查表 8-21插值 得 Kt 1.42 载荷系数 K 初值 Kt=1 1.22 1.12 1.42=1.94 弹性系数 EZ 查表 8-22 得 EZ 189.8 2. mmN 节点影响系数 ZH 查图 8-64（ X1 =X2 =0） 得 ZH =2.45 重合度系数Z查图 8-65，Z=0.77 nts 11 螺旋角系数 13cosZ=0.99 许用接触应力 H 由式 H = limH .ZNZW/SH 接触疲劳极限应力 1limH 、 2limH 查图 8-69 1limH 570 N/2 2limH 460 N/2 应力循环次 数由式 8-70得 N1 =60njhL=60 1500 1 8 300 8 1.73 109 N2 = N1 / 1.73 910 /3.46=5 810 查图 8-70接触强度寿命系数 Z1NZ2NZ1N= Z2N=1 硬化系数 ZW查图 8-71 及说明 ZW=1.15 接触强度安全系数 SH 查表 8-27 按一般可靠度 S minH =1.0 1.1 取 SH =1.0 1H =570 1 1.15/1.0 656 N/mm2 2H =460 1 1.15/1.0 529 N/mm2 1d 的设计初值 td1 23 )529 99.077.045.28.189(46.3 )146.3(8.0 10349 1078.12 95.94 模数： mn=td1 cos/ 1Z = 95.94 13cos /24=3.62 圆整取模数 m =4 中心距 a=m ( 1Z + 2Z )/(2 cos )=4 107/2=219.63 分度圆螺旋角 001.1363.2192/)8324(4c o s)2/(c o s 1211 aZZm n = 3013 小轮分度圆直径的计算 53.98001.13c o s/244c o s/11 Zmd nt 圆周速度 V= 1td 1n/60000=3.1498.531500/60000=7.74m/s 与估取的值相近 .对 Kv取值影响 不大不必修正取 Kv=Kvt=1.22 齿间载荷分配系数Kr = + nts 12 c o s)/1/1(2.388.1 21 ZZ = 1.88-3.2（ 1/24+1/83） 001.13cos =1.67 41.1001.13ta nZ1 d1 =1.67+1.41=3.08 查表 8-21 得K=1.42 载荷系数 K=1 1.22 1.12 1.42=1.94 小轮分度圆直径取 1d 94.9594.194.194.95K K 33t1 td 取 53.98dd 1t1 大轮分度圆直径 2d = cos/Zm 2n =4 83/ 001.cos13 =340.73 齿宽 b =d min1td=0.8 95.94=76.75 大齿轮齿宽 2b b 圆整取齿宽 2b 80 小齿轮宽 1b =b+（ 5 10） =80+5=85 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 F =nbdmKT12 YYYY zSAF F 齿形系数FY9.25001.13cos/24cos/ 3311 ZZ V6.8842.39.25uZZ 12 VV 查 图 8-67得 1aFY与2aFY1aFY 2.62 2aFY 2.21 应力修正系数 YSa查图 8-68 1aSY 1.6 2aSY 1.78 重合修正系数 Y由式 8-67 得 Y 0.25+0.75/a=0.25+0.75/1.67=0.70， 所以 Y=0.70 螺旋角系数 85.0120 001.1341.111201 Y许用弯曲应力 F 由式 （ 8-71） 计算 nts 13 F = minF YNYX /SF 弯曲疲劳极限 minF 查图 （ 8- 72） 1minF= 460 N/ 2 2minF= 390N/ 2 弯曲疲劳强度得寿命系数查图 8-73 查得 21 NN YY =1.0 尺寸系数 YX 查图 8-74 YX =1.0 安全系数 SF 查表 8-27 则 SminF=1.25 1F = 46011/1.25=368 N/ 2 F2 =39011/1.25=312N/ 2 故 1F = 453.9885 31380094.12 2 .621.600.700.85=90.65 N/2 1F F2 = 453.9880 31830094.12 2.211.780.700.85=90.38 N/2 F2 满足要求， 合格 。 3.4.2 减速器中间级齿轮传动计算 选择材料及热处理方法 查表 8-17（ p174） 小齿轮： 45号钢 调质 HBS1 =245-275 HBS 大齿轮： 45号钢 正火 HBS2 =210-240 HBS 按齿根弯曲疲劳强度设计计算 : 采用斜齿圆柱齿轮传动，按 Vt=(0.012 0.021) n 3111 / np=2.51 4.39 m/s, 估取圆周速度 tV3.4 m/s, 参考表 8-14， 8-15 选取第公差组 8 级 小齿轮分度圆直径 1d 由式 8-77得 nts 14 1d 3 21 )(12HHEdZZZZuukT 齿宽系数d查表 8-23按齿轮相对轴非对称布置取d=0.8 小齿轮齿数 1Z 按推荐值 20 40中选 1Z =24 大齿轮齿数 2Z =2i 1Z =2.91 24=69.84,圆整取 2Z =70， 传动比 u = 2Z / 1Z =70/24=2.92 传动比误差 uu/ =2.95-2.92/2.95=0.01，误差在 5%范围内，合适 小轮转矩 1T =9.55 1P / 1n =9.55106 47.53/438.60=1034910N 载荷系数 K Kt=KA KVKK使用系数 KA 查表 8-20 KA =1.00 动载荷系数 KV初值查图 8-57 Kvt=1.12 齿向载荷分布系数 K查 图 8-60得K=1.12 齿间载荷分配系数K的初值 ，初选 130由式 8-55 和 8-56 得 r r = + =1.88-3.2（ 1/ 1Z +1/ 2Z ） cos + tanZ1 d1 =1.66 1.41=3.07 查表 8-21插值 得 Kt 1.42 载荷系数 K 初值 Kt=11.121.121.42=1.78 弹性系数 EZ 查表 8-22得 EZ 189.8 2. mmN 节点影响系数 ZH 查图 8-64（ X1 =X2 =0） 得 ZH =2.45 重合度系数Z查图 8-65Z= 0.77 螺旋角 系数 13cosZ=0.99 许用接触应力 H 由式 H = limH .ZNZW/SH 接触疲劳极限应力 1limH 、 2limH 查图 8-69 1limH 600 N/ 2 2limH 500 N/ 2 nts 15 应力循环次数由式 8-70得 N1 =60njhL=60438.60183008 5.05 810 N2 = N1 / 5.05810 /2.92=1.73810 查图 8-70 接触强度寿命系数 Z1NZ2NZ1N= Z2N= 1 硬化系数 ZW查图 8-71 及 说明 ZW=1.15 接触强度安全系数 SH 查表 8-27 按一般可靠度 S minH =1.0 1.1 取 SH =1.0 1H =60011.15/1.0 690 N/mm2 2H =50011.15/1.0 575N/mm2 1d 的设计初值 td1 23 )575 99.077.045.28.189(92.2 )192.2(8.0 10349 1078.12 132.94 模数： mn =td1 cos/ 1Z =132.94 13cos /24=5.40 圆整取模数 m=6 中心距 a=m ( 1Z + 2Z )/2=694/(2 13cos )=289.42 分度圆螺旋角 002.13)42.2892/(70246)a2/()ZZ(mc o s 21n1 = 6013 小轮分度圆直径的计算 79.147002.13c o s/246c o s/Zmd1n t1 圆周速度 V= t1d 1n/60000= 147.79438.6/60000=3.39m/s 与 估取的值相近 .对 Kv取值 影响不大 ， 不必修正取 Kv=Kvt=1.12 齿间载荷分配系数Kr = + c o s)Z/1Z/1(2.388.1 21 = 1.88-3.2（ 1/24+1/70） 002.13cos =1.66 41.1002.13ta nZ1 d1 =1.66+1.41=3.07 查表 8-21 得K=1.42 载荷系数 K=11.121.121.42=1.78 nts 16 小轮分度圆直径取 1d 132. 9478.178.194.132K Kd 33tt1 取 147.79dd 1t1 大轮分度圆直径 2d = cos/Zm 2n =670/ 002.cos13 =431.05 齿宽 b =d min1td=0.8132.94=106.35 大齿轮齿宽 2b b， 圆整取齿宽 2b 110 小齿轮宽 1b =b+（ 5 10） =110+5=115 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 F =nbdmKT12 YFa YSA Y Y F 齿形系数FY9.25002.13c os/24c os/ZZ 331V 1 6.7592.29.25uZZ12 VV 查 图 8-67得 1aFY与2aFY1aFY 2.62 2aFY 2.23 应力修正系数 YSa查图 8-68 1aSY 1.6 2aSY 1.76 重合修正系数 Y由式 8-67 得 Y 0.25+0.75/a=0.25+0.75/1.67=0.70， 所以 Y=0.70 螺旋角系数 85.0120 002.1341.111201Y 许用弯曲应力 F 由式 （ 8-71） 计算 F = minF YNYX /SF弯曲疲劳极限 minF 查图 （ 8- 72） 1minF=460 N/ 2 2minF=390N/ 2 nts 17 弯曲疲劳强度得寿命系数查图 8-73查得 2N1N YY =1.0 尺寸系数 YX 查图 8-74 YX =1.0 安全系数 SF 查 表 8-27 则 SminF=1.25 1F =46011/1.25=368N/ 2 F2 =39011/1.25=312N/ 2 故 1F = 679.147115 103 49 1078.12 2.621.600.700.85=90.11 N/ 2 1F F2 = 679.147110 103 49 1078.12 2.231.760.700.85=88.70 N/ 2 F2 满足要求， 合格 。 3.4.3 减速器低速级齿轮传动计算 选择材料及热处理方法 查表 8-17（ p174） 小齿轮： 45 号钢 调质 HBS1 =245-275 HBS 大齿轮： 45 号钢 正火 HBS2 =210-240 HBS 按齿根弯曲疲劳强度设计计算 : 采用斜齿圆柱齿轮传动，按 Vt=(0.012 0.021) n 3222 n/p=1.21 2.12 m/s, 估取圆周速度 tV1.5 m/s, 参考表 8-14， 8-15 选取第公差组 8 级 小齿轮分 度圆直径 1d 由式 8-77 得 1d 3 2HHEd1 ) ZZZZ(u 1ukT2 齿宽系数d查表 8-23按齿轮相对轴非对称布置取d=0.8 小齿轮齿数 1Z 按推荐值 20 40 中选 1Z =24 大齿轮齿数 2Z = 3i1Z =2.8124=67.44,圆整取 2Z =67， 传动比 u = 2Z / 1Z =67/24=2.79 nts 18 传动比误差 u/u =2.80-2.79/2.80=0.0036， 误差在 5%范围内，合适 小轮转矩 2T =9.55 2P / 2n =9.55106 45.18/150.72 =2862720N 载荷系数 K Kt=KA KVKK使用系数 KA 查表 8-20 KA =1.00 动载荷系数 KV初值查图 8-57 Kvt=1.05 齿向载荷分布系数 K查图 8-60得K=1.12 齿间载荷分配系数K的初值，初选 130由式 8-55 和 8-56 得 r r = + =1.88-3.2（ 1/ 1Z +1/ 2Z ） cos + tanZ1 d1 =1.66 1.41=3.07 查表 8-21 插值 得 Kt 1.42 载荷系数 K 初值 Kt=11.051.121.42=1.67 弹性系数 EZ 查表 8-22得 EZ 189.8 2. mmN 节点影响系数 ZH 查图 8-64（ X1 =X2 =0） 得 ZH =2.45 重合度系数Z查图 8-65Z=0.77 螺旋角系数 13cosZ=0.99 许用接触应力 H 由式 H = limH .ZNZW/SH 接触疲劳极限应力 1limH 、 2limH 查图 8-69 1limH 600 N/ 2 2limH 500 N/ 2 应力循环次数由式 8-70得 N1 =60njhL=60150.72183008 1.84 810 N2 = N1 / 1.84810 /2.79=0.66810 查图 8-70接触强度寿命系数 Z1NZ2NZ1N= Z2N=1 硬化系数 ZW查图 8-71 及说明 ZW=1.15 nts 19 接触强度安全系数 SH 查表 8-27按一般可靠度 S minH =1.0 1.1 取 SH =1.0 1H =60011.15/1.0 690 N/mm2 2H =50011.15/1.0 575N/mm2 1d 的设计初值 td1 23 )575 99.077.045.28.189(79.2 )179.2(8.0 286272 067.12 183.42 模数： mn =td1 cos/ 1Z =183.42 13cos /24=7.45 圆整取模数 m=8 中心 距 a=m ( 1Z + 2Z )/（ 2 cos ） =891/(2 13cos )=373.57 分度圆螺旋角： 997.12)57.3732/(67248)a2/()ZZ(mc o s 21n1 = 485912 小轮分度圆直径的计算 05.197997.12c o s/248c o s/Zmd1n t1 圆周速度 V= t1d 2n/60000= 197.05150.72/60000=1.56m/s 与估取的值相近 .对 Kv取值影响 不大不必修正取 Kv=Kvt=1.05 齿间载荷分配系数Kr = + c o s)Z/1Z/1(2.388.1 21 = 1.88-3.2（ 1/24+1/67） 997.12cos =1.66 41.1002.13ta nZ1 d1 =1.66+1.41=3.07 查表 8-21 得K=1.42 载荷系数 K=11.051.121.42=1.67 小轮分度圆直径取 1d 183.7267.167.172.183K Kd 33tt1 取 197.05dd 1t1 大轮分度圆直径 2d = cos/Zm 2n =867/ cos12.997 =550.09 齿宽 b =d min1td=0.8183.42=146.74 大齿轮齿宽 2b b 圆整取齿宽 2b 150 小齿轮宽 1b =b+（ 5 10） =150+5=155 nts 20 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 F =nbdmKT12 YFa YSA Y Y F 齿形系数FY9.25002.13c os/24c os/ZZ 331V 1 3.7279.29.25uZZ12 VV 查 图 8-67得 1aFY与2aFY1aFY 2.62 2aFY 2.24 应力修正系数 YSa查图 8-68 1aSY 1.6 2aSY 1.76 重合修正系数 Y， 由式 8-67 得 Y 0.25+0.75/a=0.25+0.75/1.66=0.70， 所以 Y=0.70 螺旋角系数 85.0120 997.1241.111201Y 许用弯曲应力 F 由式 （ 8-71） 计算 F = minF YNYX /SF弯曲疲劳极限 minF 查图（ 8- 72） 1minF=500 N/ 2 2minF=400N/ 2 弯曲疲劳强度得寿命系数查图 8-73 查得 2N1N YY =1.0 尺寸系数 YX 查图 8-74 YX =1.0 安全系数 SF 查表 8-27 则 SminF=1.25 1F =50011/1.25=400N/ 2 nts 21 F2 =40011/1.25=320N/ 2 故 1F = 805.197155 286272067.12 2.621.600.700.85=97.60 N/ 2 1F F2 = 805.197150 286272067.12 2.241.760.700.85=94.85 N/ 2 F2 满足要求， 合格 3.4.4 减速器低速 轴的强度校核 （ 1）求轴的载荷 9 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（见下 图）。对于 32024 型圆锥滚子轴承，查得 a 38 ,因此轴的支承跨距 L=99+319=418 根据轴的计算简图做出轴的弯矩图，扭矩图，和当量弯矩图（见下图）。从轴的结构图和当量弯矩图可看出， C截面的当量弯矩最大，是轴的危险截面。 C截面处的 HM 、VM、 M 、 T 及caM的数值如下。 支反力 水平面 1HR =20523.31 N， 2HR =6630.61 N 垂直面 1vR=11675.20 N， 2VR=-1532.13 N 弯矩 HM 和VM水平面 HM =2154947.55 N 垂直面 1VM=1225896 N 合成弯矩 M 78.2479237122589655.2154947MMM 222V2H N 扭矩 T T=7468550 N 当量弯矩caM 58.512 124 4746 855 06.078.247 923 7TMM 2222ca N （ 2）校核轴的强度 轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 4-1（机械设计工程学 ）查得 B =650 N/ 2 ，则 =0.09 0.1 B ，即 58 65 N/ 2 ，取 =60 N/ 2 ，轴的计算应力为 20.281221.0 58.51 21 24 4WM 3cacs N/ 2 =60 N/ 2 nts 22 根据计算结果可知，该轴满足强度要求。 R H 1R v 1R v 2R H 2F rF tR H 1F tR H 2R v 1F rM HR v 2M vTM H3 2 51 0 51 9 2 . 5M c a3.4.5 精确校核轴的疲劳强度 （ 1）判断危险截面 从受载情况观察，截面 C上caM最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力均集中在两端），而且这里轴径最大，故截面 C不必校核。从应力集中对轴的疲劳强度削弱程度观察，截面 IV 和 V处过盈配合引起的应力集中最严重。截面 V的应力集中与截面 IV相近，但截面 V不受扭矩作用，同时轴径也较大。分析可知，危险截面为 IV截面（左侧）。 （ 2）计算危 险截面应力 截面右侧弯矩 M 为 23.6 7 7 26 9105 7210555.2 1 5 49 4 7M N/ 2 截面上的扭矩 T 为 T =7468550 N 抗弯截面系数 1 7 2 8 0 01201.0d1.0W 33 N/ 3 抗扭截面系数 3 4 5 6 0 01202.0d2.0W 33T N/ 3 截面上的弯曲应力 92.31 7 2 8 0 0 23.6 7 7 2 6 9WMb N/ 2 nts 23 截面上的扭转剪应力 61.213456007468550WT T N/ 2 弯曲应力幅 92.3ba N/ 2 弯曲平均应力 0m 扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即 8 0 5.102/61.212/ma N/ 2 （ 3）确定影响系数 轴的材料为 45号钢，调质处理。由表查 4-1 得 650B N/ 2 , 3001 N/ 2 , 1551 N/ 2 . 轴肩圆角处的有效应力集中系数K、K。根据 r/d=2.5/120=0.021, D/d=122/120=1.02,由表 4-5经插值后可得 35.1K,06.2K 。 尺寸系数、， 查得 =0.6，=0.77。 表面质量系数、根据 B =650 N/ 2 和表面加工为精车，查图 4-19，得 87.0材料弯曲、扭转的特性系数 1.0， 05.05.0 由上面的结果可得 15.3701.092.306.2300KS ma 1 25.10805.1005.0805.1035.1155KS ma 1 88.925.1015.37 25.1015.37SS SSS 2222ca 查表 4-4 中的许用安全系数 S值，可知该轴安全。 nts 24 4 变速箱内齿轮传动的设计计算 4.1 第一变速 齿轮的设计 选择齿轮材料： 小轮选用 45#，调质 1HBS =245-275 HBS 大轮选用 45#，正火 2HBS =210-240 HBS 按齿根弯曲疲劳强度设计计算： 采用直齿圆柱齿轮传动，按 Vt=(0.013 0.022) 1n 311 n/p=6.44 10.89 m/s 估取圆周速度 Vt 7.5m/s ,参考教材表 8-14， 8-15 选取 II 公差组 8 级 小齿轮分度圆直径 1d 由式 8-77得 1d 3 2HHEd1 ) ZZZ(u 1uKT2 齿宽系数 d,查教材表 8-23按齿轮相对轴承为非对称布置，取d 0.8 小齿轮齿数 Z1 在推荐值 20 40 中选 24 大齿轮齿数 Z2=Z1i=4.424=105.6，圆整 106Z2 齿数比 u=Z2/Z1=106/24 4.42 传动比误差 uu/ =（ 4.45-4.42） /4.45=0.0067, 误差在 5%内 ,合适 小轮转矩 1T =9.55106 1P /n1 =9.55106 54.0/1500=343.8 N 载荷系数 K 由式（ 8-54）得 Kt= AK KVKK使用系数 AK ，查教材表（ 8-20） AK =1.00 动载荷系数 KV的初值 KVt由教材图（ 8-57）查得 KVt=1.24 齿向载荷分布系数 K由教材图（ 8-60）查得 K=1.12 由式 （ 8-55），（ 8-56） 得 = 1.88-3.2(1/Z1 +1/Z2 ) = 1.88-3.2(1/24+1/106) = 1.72 nts 25 查教材表 8-21 并插值 K=1.16 则载荷系数的初值为 tK= AK KKK v =11.241.121.16=1.61 弹性系数 EZ 查表 8-22得 EZ 189.8 2. mmN 节点影响
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