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西北工业大学1 1西北工业大学机械设计课程设计论文论文题目： 二级展开式直齿圆柱齿轮减速器 学生姓名：学 号：学 校：专 业：指导教师：西北工业大学2 2课程设计（论文）任务书院（系） 系 机电工程 专业 机械设计及其自动化班级 姓名 学号 1.毕业设计（论文）题目： 二级齿轮减速器2.题目背景和意义： 本次论文设计进行结构设计，并完成带式输送机传动装置中减速器装配图、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。综合运用机械设计、机械制图、机械制造基础、金属材料与热处理、公差与技术测量、理论力学、材料力学、机械原理。掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，并与生产实习相结合，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，具备了机械传动装置、简单机械的设计和制造的能力。 3.设计(论文)的主要内容： 带式输送机传动总体设计；带式输送机传动总体设计；主要传动机构设计；主要零、部件设计；完成主要零件的工艺设计；设计一套主要件的工艺装备；撰写设计论文；翻译外文资料等 4.设计的基本要求及进度安排（含起始时间、设计地点）：，地点： 主要参 ：转距 T=850N m，滚筒直径 D=380mm，运输带工作转速 V=1.35m/s 工作条件：送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载起动，每天两班制工作，每年按 300 个工作日计算，使用期限 10 年。 具体要求：主要传动机构设计；主要零、部件设计；设计一套主要件的工艺装备；撰写设计论文；选一典型零件，设计其工艺流程；电动机电路电气控制；翻译外文资料等 5.毕业设计（论文）的工作量要求： 设计论文一份 1.0 万 1.2 万字 装配图 1 张 A0，除标准件外的零件图 9 张 A3 设计天数： 四周 指导教师签名： 年 月 日学生签名： 年 月 日系（教研室）主任审批： 年 月 日西北工业大学3 3带式运输机传动装置传动系统摘要本次论文设计的题目是“带式输送机传动装置的设计及制造” 。 进行结构设计，并完成带式输送机传动装置中减速器装配图、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。本次的设计具体内容主要包括：带式输送机传动总体设计；主要传动机构设计；主要零、部件设计；完成主要零件的工艺设计；设计一套主要件的工艺装备；撰写开题报告；撰写毕业设计说明书；翻译外文资料等。对于即将毕业的学生来说，本次设计的最大成果就是：综合运用机械设计、机械制图、机械制造基础、金属材料与热处理、公差与技术测量、理论力学、材料力学、机械原理、计算机应用基础以及工艺、夹具等基础理论、工程技术和生产实践知识。掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，并与生产实习相结合，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，具备了机械传动装置、简单机械的设计和制造的能力.西北工业大学4 4ABSTRACTThis topic design topic is “the belt type transports the engine drive instrument the design and the manufacture”. Structural design, and completes the belt type to transport in the engine drive instrument the reduction gear assembly drawing, the detail drawing design and the major parts craft, the work clothes design.This time design concrete content mainly includes: The belt type transports the engine drive system design； Main transmission system design； Main zero, part design； Completes the major parts the technological design； Designs set of main important documents the craft equipment； Composes the topic report； Composition graduation project instruction booklet； Translation foreign language material and so on.Regarding the student who soon graduates, this design biggest achievement is: Synthesis basic theories, project technology and production practice knowledge and so on utilization machine design, mechanical drawing, machine manufacture foundation, metal material and heat treatment, common difference and technical survey, theoreticalmechanics, materials mechanics, mechanism, computer application foundation as well as craft, jig. Grasps the machine design the general procedure, the method, the design rule, the technical measure, and unifies with the production practice, raises analyzer and solves the general engineering actual problem ability, has had the mechanical drive, the simple machinery design and manufacture ability.Key words(关键词):Belt conveyor(带式输送机) Transmission device(传动装置) Design(设计) Manufacture(制造)西北工业大学5 5目录一、 引言1二、 传动方案的拟定及说明22.1、组成22.2、特点22.3、确定传动方案2三、 电动机的选择53.1、电动机类型选择53.2、电动机功率选择53.2.1、传动装置的总功率53.2.2、电动机所需的工作功率53.3、确定电动机转速53.4、确定电动机型号6四、 计算总传动比及分配各级的传动比74.1、总传动比74.2、分配各级传动比7五、运动参数及动力参数及传动零件的设计计算 75.1、计算各轴转速75.2、计算各轴的功率75.3、计算各轴的扭矩8六、 齿轮传动的设计计算 126.1、选择齿轮材料及精度等级和齿数126.2、按齿面接触疲劳强度设计126.3、确定齿轮传动主要参数及几何尺寸13西北工业大学6 66.4、校核齿根弯曲疲劳强度146.5、标准直齿圆柱齿轮的尺寸计算公式表格15七、 轴的设计计算167.1、输入轴的设计计算167.1.1、选择轴的材料，确定许用应力167.1.2、估算轴的基本直径167.1.3、轴的结构设计177.2、输出轴的设计计算217.2.1、选择轴的材料，确定许用应力227.2.2、估算轴的基本直径227.2.3、轴的结构设计23八 。 减速器 箱体结构 九、键联接的选择及校核计算 319.1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接319.2、输入轴与齿轮联接采用平键联接319.3、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接329.4、输出轴与联轴器联接用平键联接33十、 联轴器的选择 33十一、减速器箱体附件的选择说明 3411.1.1、检查孔和视孔盖3411.1.2、通气器3411.1.3、轴承盖3411.1.4、定位销3411.2、启盖螺钉3511.3、油标3511.4、放油孔及放油螺塞3511.5、起吊装置35十二、润滑与密封 36西北工业大学7 7十三、电器电路图 38十四、外文翻译 39设计总结 46致谢 47参考资料目录 48西北工业大学8 8计算过程及计算说明一、 引言计算过程及说明国外减速器现状?齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的 FA 型高精度减速器，美国 Jan-Newton 公司研制的 X-Y 式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。西北工业大学9 9二、传动方案拟定及说明要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载起动，输送带速度允许误差5%，滚筒效率 096，每天两班制工作，载荷平稳，环境要求清洁,每年按300 个工作日计算，使用期限 10 年。2.1 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.2 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。2.3 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。 其传动方案如下：1）外传动为 V 带传动。2）减速器为同轴式二级圆柱齿轮减速器3）方案简图如下：西北工业大学10 10该方案的优缺点：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之。本设计采用的是单级直齿轮传动。原始数据：输送带拉力 F=2000N；带速V=1.3m/s；滚筒直径 D=180mm。西北工业大学11 11三、电动机选择1、电动机类型的选择：Y 系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：3、15.301wwDTVFvp（1）传动装置的总功率：（查指导书附表 2.2）132zc= 9.0.97.032 =0.90(2) 电机所需的工作功率：P d=FV/1000=3.5西北工业大学12 123、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒 =601000V/D=6010001.35/380=67.89r/min按指导书 P7 表 2.1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 i 齿轮 =34。故电动机转速的可选范围为 nd=i 总 n 筒 =（916）67.89=(610.961086.24)r/min，符合这一范围的同步转速有 750r/min、和1000r/min。根据容量和转速，由指导书附表 10 查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：西北工业大学13 13表 2.1 传动比方案电动机转速（r/min）传动装置的传动比动比方案电动机型号额定功率（KW） 同步转速满载转速总传动比1Y160M1-84 750 720 10.612Y132M1-44 1000 960 14.144、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案1 比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为 Y132S-6，额定功率为 Pd =4KW，满载转速 n 电动=960r/min。电动机型号 额定功率 满载转速 启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M-6 4KW 1000r/min 2.2 2.2西北工业大学14 144、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i 总 =n 电动 /n 筒 =960/67.89=14.142、分配各级传动比（1） 据指导书 P7 表 2.1，取齿轮 i 齿轮 =3（单级减速器 i=35 之间取4.22、合理，为减少系统误差，）（2） i 总 =i 齿轮 i 带i 带 =i 总 /i 齿轮 =14.14/4.22=3.355、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n 电动 =960r/minIIII/ i 齿轮 =960/4.22=227.49r/minII r/min9.6735.42I in西北工业大学15 152、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd 带 =40.99=3.96KWPII=PI 齿轮轴承 齿轮 =3.960.990.97=3.8KWPIII=PII 齿轮轴承 联轴器 =3.80.990.97 =3.65KW3 计算各轴扭矩（Nmm）= 9550Pd / n 电动 = 95504/960 =39.79Nmm TdTI=9550PI/ =95503.96/960=39.39NmmTII=9550PII/ =95503.8/227.49 =159.54NmmITIII=9550PIII/ =95503.65/67.91=513.29NmmnI西北工业大学16 16六、齿轮传动的设计计算1）选择齿轮材料及精度等级和齿数考虑减速器传递功率不大，按课本 P142 表 10-8 及 10-9 选，以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 45#钢，齿面硬度为 230HBS。大齿轮选用 45#钢，正火，齿面硬度190HBS；根据表选 7 级精度。齿面精糙度 Ra1.63.2m。取小齿轮齿数 Z1=25。则大齿轮齿数：Z2=i 齿 Z1=4.225=105.52）按齿面接触疲劳强度设计由课本 P147 式（10-24）d 1【 kT1(u+1)/ du HP2】 1/3 672确定有关参数如下：传动比 i 齿 =u=4.2由表 10-12 取 d=1转矩 TI=9550P1/n1=95503.96/960 =39393.75Nm载荷系数 k 由课本 P144 取 k=1.2许用接触应力 HP， 由课本 P150 图 10-33 查得： Hlim1=650Mpa Hlim2=570Mpa HP1=0.9 Hlim1=0.9650Mpa=585Mpa HP2=0.9 Hlim2=0.9570Mpa=513Mpa西北工业大学17 17取 HP=513Mpa故得：d1【 kT1(u+1)/ du HP2】 1/3 672= 1.239393.75(4.2+1)/0.94.251321/3mm2=50.5mm3）确定齿轮传动主要参数及几何尺寸模数：m=d 1/Z1=50.5/25=2.02mm根据课本 P130 表 10-2 取标准模数：m=2.5mm分度圆直径 d1=mZ1=2.525=62.5mmd2=mZ2=2.5106=265mm传动中心距 a=m(Z 1+Z2)/2=2.5(25+106)/2=163.75mm齿宽 b 2=b= dd1=162.5=62.5mmb1=b2+4mm=66.5mm验算齿轮圆周速度 V 齿 =d 1n1/601000=3.1462.5960/601000=3.14m/s由表 10-7 选齿轮传动精度等级 8 级合宜4)校核齿根弯曲疲劳强度西北工业大学18 18由课本 P148 式（10-26）得 F=(2kT1/d1mb)YFS1 F1确定有关参数和系数许用弯曲应力 FP由课本 P150 图 10-34 查得： Flim1=357Mpa Flim2 =220Mpa F1= 0.7 Flim1 =0.7357Mpa=245Mpa F2= 0.7 Flim2 =0.7220Mpa=154Mpa 复合齿形系数 YFS 由 P149 图 10-32 查得YFS1=4.4 YFS2=3.8计算两轮的许用弯曲应力 F1=(2kT1/d1mb)YFS1=（21.239393.75)/(62.560.52.5）4.4Mpa=42.60Mpa F1 F2=(2kT1/d1mb)YFS2=（21.239393.75)/(26562.52.5）3.8Mpa=8.68Mpa F25)标准直齿圆柱齿轮的尺寸计算公式如下表：西北工业大学19 19一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用直圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；3 小齿轮材料：40 Cr调质 HBS=280接触疲劳强度极限 lim3750HMPa （由图10-21d）弯曲疲劳强度极限 FE9 Mpa （由图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火 HBS=240接触疲劳强度极限 lim470H MPa （由图10-21c）弯曲疲劳强度极限 FEMPa （由图10-20b）4 初选小齿轮齿数 3z 大齿轮齿数Z 4=3.430=102 二 按齿面接触强度设计计算公式： 23321.t EtdHKTudmm （由式10-21）1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数 2.1tk 齿宽系数 d （由表10-7） 材料的弹性影响系数 8.19EZ Mpa1/2 （由表10-6）计算应力循环次数 8160269.1(8301)7.50iHNnjL927.5.84计算接触疲劳寿命系数 92.03HNK 97.04HN（由图10-19）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，取安全系数 1SMPaH8.5234097.6212 计算（1）试算小齿轮分度圆直径 td1西北工业大学20 20231()t EtdHKTZ =81.53mm（2）计算圆周速度 0.1623ndvsm（3）计算齿宽b及模数m ntdIt 5.830.1768.2305.2h26725.b/h=13.33（4）计算载荷系数 HVAHKK 使用系数 A 根据电动机驱动得 1A 动载系数 V 根据v=0. 807m/s 7级精度 07.vK 直齿轮， 1HFK 由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，431.HK根据b/h=13.33， ，查图10-13得 34.1FK，故载荷系数HVAHK= 5.07.1（5）按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 1dmd07.92.1530.8（6） 计算模数m .30.1z三 按齿根弯曲强度设计321maxFSndYKTmZ1 确定计算参数计算载荷系数 48.（2）弯曲疲劳系数K FN 得 85.01FN 92.0FNK（3）计算弯曲疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳安全系数S=1.3 得 MPaSKFENF 263.1709 5.82211 （4）查取齿型系数Y F 应力校正系数Y S 得5.1Fay8.2a 5.1a 79.12SaY（5）计算大小齿轮的FaS并加以比较0165.258.1FSaY01489.267.182FSaY比较 1FSa2FSaY所以大齿轮的数值大，故取0.016052 计算 321maxFSndKTmZ21.065.48.325四 分析对比计算结果对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=3.已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆d 1t=90.07mm来计算应有的齿数。于是由 1Z 2307.91mz64.2五 几何尺寸计算1 计算大小齿轮的分度圆直径d 1、d 2mz93mm mz31806mm2 计算中心距西北工业大学22 22mda5.203189213计算齿轮宽度b db931=取 B1 B2高速级 低速级齿数 251z 1062z283z 94z模数 .mm压力角 0齿顶高系数 1*ah顶隙系数 25.c齿距 871p 42.9p齿厚 ms9.3ms71齿槽宽 e251 e.2齿根高 hf. 53fh齿顶高 ma317.2f分度圆直径 d5.62 md265d843 md843齿高 h1 h75.62基圆直径 d7.8 d1.492d93 d0.2654齿顶圆直径 ma561 a70ma0 ma8齿根圆直径 f. f5.82f5.763 f.74中心距 7.31182西北工业大学23 23七、 轴的设计计算1）输入轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用 45#正火钢，硬度170217HBS，抗拉强度 b=600Mpa，弯曲疲劳强度 -1=255Mpa。 -1b=55Mpa2、估算轴的基本直径根据课本 P225 式 13-1，并查表 13-3，取 A=118dA (P I/ n1)1/3=118 (4/960)mm1/3=19.12 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d1=19.12(1+5%)mm=23.4mm由课本 P214 表 13-4 选 d1=25mm3、轴的结构设 1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩西北工业大学24 24和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。2）确定轴各段直径和长度I 段：d 1=25mm 长度取决于安装位置，暂定 L1=40mmII 段 d2=d1+2h=25+20.07d1=25+20.0725=28.5mm取标准值 d2=30mm初选用 6206 型深沟球轴承，其内径为 30mm,宽度为 16mm。（转入输入轴轴承选择计算）考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为 10mm.III 段直径 d3=d2+2h=30mm+20.07d2=30mm+20.0730mm=34.2mm取 d3=35mmL3=b1-2=（35-2）mm=33mm段轴环直径 d4=d3+2h=35+20.07d3西北工业大学25 25=35+20.0735mm=41.01mm 取标准值 d4=42mm长度与右面的套筒相同，即 L4=10mm考虑此段滚动轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表 6.2得安装尺寸 d2=30mm，该段直径应取：d 5=30mm。因此将段设计成阶梯形，右段直径为 30mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=72322016=140mm3)按弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知 d1=62.5mm求转矩：已知 T1=39393.75Nmm求圆周力：FtFt=2T1/d1=239393.75/62.5=1260.48N求径向力 FrFr=Fttan=1260.48tan20 0=353.7N因为该轴两轴承对称，所以：L A=LB=70mm1)绘制轴受力简图（如图 a）2)绘制水平面弯矩图 西北工业大学26 26轴承支反力：= = Ft/2=1661N/2=830.5NFRAHB由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在水平面弯矩为MCH= L/2=830.5N0.07m=58.14N.mRAH3)绘制垂直面弯矩图（如图 c）= =Fr/2=604.6N/2=302.3NFRAVB由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在水平面弯矩为MCV= L/2=302.3N0.07m=21.21N.mRAV4)绘制合成弯矩图（如图 d）MC=(MCH2+MCV2)1/2=(57.32+21.22)1/2=61N.m5)绘制扭矩图（如图 e）转矩：T=9.55（P 1/n1）10 6=66.435N.m6)按弯扭合成进行强度计算由课本 P219 式 13-3 按脉动循环：=0.6=Mc2(T) 21/2Mec=612(0.666.435) 21/2 =72.9N.m西北工业大学27 27校咳危险截面的强度= /(0.1 )eMc3d=72900N.mm/(0.1 )63=15.6Mpa -1b该轴的强度满足。2）输出轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用 45#正火钢，硬度170217HBS，抗拉强度 b=600Mpa，弯曲疲劳强度 -1=255Mpa。 -1=55Mpa2、估算轴的基本直径根据课本 P225 式 13-1，并查表 13-3，取 A=110dA (P / n )1/3=110(2.77/138)1/3=1100.27=31.1mm考虑有键槽，将直径增大 5%，则:d1=31.1mm(1+5%)mm=32.6mm由课本 P214 表 13-4 选 d1=34mm西北工业大学28 283、轴的结构设计 1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。2）确定轴各段直径和长度I 段：d 1=34mm 长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取 YL6 型 Y 型凸缘联轴器 L1=60mm。II 段:d 2=d1+2h=34mm20.07d 1=34mm20.0734mm =38.76mmd 2=40mm初选用 6208 型深沟球轴承，其内径为 40mm,宽度为 18mm。（转入输出轴轴承选择计算）考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。而且两对轴承箱体内壁距离一致，（L 轴 1=L 轴 2）取套筒长为 10mm.III 段直径西北工业大学29 29d3=d2+2h=40mm20.07d 2=40mm+20.0740mm=45.6mm 取 d3=48mmL3=b2-2=(70-2)mm =68mm段直径d4=d32h=48mm20.07d 2=48mm20.0748mm =54.72mm 取 d4=60mm长度与右面的套筒相同，即 L4=10mm考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表 6.2得安装尺寸 d2=40mm，该段直径应取：d 5=40mm。因此将段设计成阶梯形，左段直径为 40mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨度L=68322018=140mm3)按弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知 d2=240mm西北工业大学30 30求转矩：已知 T2=9550P / n =191.692N.m求圆周力：FtFt=2T2/d2=2191692N.mm/240mm=1597.4N求径向力 FrFr=Fttan=1597.4Ntan20 0=581.5N因为该轴两轴承对称，所以：L A=LB=70mm1)绘制轴受力简图西北工业大学31 31十四、外文翻译Gear：Is the use of gear teeth of two gears meshing each other transmission of mechanical power transmission and sport. According to the relative position of the gear axis parallel to axis of cylindrical sub-gear drive, bevel gear axis intersect and cross-axis helical drive gear. Compact structure, high efficiency, long life and so on.Gear refers to the main, driven wheel gear direct, transfer and exercise of the power devices.Of all the mechanical transmission, the most widely used gear can be used to transfer between any two-axle and exercise power.The characteristics of gear is: a smooth gear transmission, the transmission ratio accurate, reliable, high efficiency, long life, the use of power, speed and size range. Such as transmission of power from small to almost 100,000 kilowatts; speeds of up to 300m / s; gear diameter from a few millimeters to more than 20 meters. However, the need for specialized gear manufacturing equipment, the meshing noise transmission.Many types of gear.(1)According to the relative positions of the two-axis and the direction of the tooth can be divided into the following types:column ; bevel gear drive; cross-axis helical gear drive. (2)According to the working conditions of gears can be divided into: -type open gear drive gear drive, gear exposed, does not guarantee good lubrication.semi-open gear drives, gear oil immersion pool, has shields, but not closed. closed gear transmission, gear, shaft and bearings are installed in the closed, good lubricating conditions, Sha easy access, installation of precision。Gear has a good working conditions, is the most widely used gear.=Criteria for the design of gear西北工业大学32 32Gear failure for the five forms, should be the appropriate design criteria established. However, tooth wear, plastic deformation and so on, has not yet been established because of the wide and effective use of engineering calculation methods and design data, so the current design of gear, it is usually only on the guarantee that the tooth root bending fatigue strength and tooth surface to ensure contact fatigue strength calculation of the two criteria. For high-power high-speed gear transmission (such as aero-engine main drive, drive turbine-generator unit, etc.), but also by the tooth surface to ensure that the criteria for anti-bonding capacity is calculated (refer to GB6413-1986). As for the ability to resist other failure, although generally not at present be calculated, but the measures to be taken to strengthen the tooths ability to resist these failures.1, closed gear transmission.From the practice of that gear in the closed, usually to ensure that the main tooth contact fatigue strength. Tooth surface hardness for high strength and low core-tooth gear (20,20 Cr steel such as used by the quenching of carburized gears) or a more brittle material of the gear, usually at the tooth root bending fatigue strength to ensure that the main. If the two gears are hardened and the tooth surface hardness as high as, then as the case may be.closed for more than gear, heat, easy to bad lubrication and cause injury, such as tooth bonding, in order to control the temperature rise, but also for calculation of cooling capacity.2, open (semi-open) GearAccording to tooth surface is supposed to be based to ensure that anti-wear and anti-fracture ability Dedendum two criteria are calculated, but as mentioned earlier, on the tooth surface abrasion resistance of the method of calculating capacity is not perfect yet, so off-type (semi-open) Gear At present, only the tooth root bending fatigue strength to ensure that the design criteria. In order to extend the open (semi-open) the life of gear, and will be visible by the specific needs of the module to achieve an appropriate increase.Before the reference of the gear wheels, spokes, wheels and other parts of the size, usually only for the structural design, strength calculation is not carried out.西北工业大学33 33择文：齿轮传动齿 轮 传 动 是 利 用 两 齿 轮 的 轮 齿 相 互 啮 合 传 递 动 力 和 运 动 的 机 械 传 动 。 按 齿 轮轴 线 的 相 对 位 置 分 平 行 轴 圆 柱 齿 轮 传 动 、 相 交 轴 圆 锥 齿 轮 传 动 和 交 错 轴 螺 旋 齿 轮传 动 。 具 有 结 构 紧 凑 、 效 率 高 、 寿 命 长 等 特 点 。齿 轮 传 动 是 指 用 主 、 从 动 轮 轮 齿 直 接 、 传 递 运 动 和 动 力 的 装 置 。在 所 有 的 机 械 传 动 中 ， 齿 轮 传 动 应 用 最 广 ， 可 用 来 传 递 任 意 两 轴 之 间 的 运 动和 动 力 。齿 轮 传 动 的 特 点 是 ： 齿 轮 传 动 平 稳 ， 传 动 比 精 确 ， 工 作 可 靠 、 效 率 高 、 寿 命长 ， 使 用 的 功 率 、 速 度 和 尺 寸 范 围 大 。 例 如 传 递 功 率 可 以 从 很 小 至 几 十 万 千 瓦 ；速 度
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