毕业设计齿轮减速器设计与三维建模

1、齿轮减速器设计与三维建模摘 要本文在对二级斜齿圆柱齿轮减速器参数优化的基础上，利用Pro/E软件建立了减速器的三维实体模型并进行虚拟装配，其重点是关键部件斜齿圆柱齿轮的参数化建模过程。最后对该模型进行运动学仿真分析，给输入轴一定转速，由仿真分析得出中间轴和输出轴转速，并将仿真结果与理论计算进行对比，从而验证该结构的有效性和可行性。本文主要从以下几个方面来进行齿轮减速器的设计：第一，合理的传动装置总体的设计，了解机械传动装置的原理及参数搭配，为设计各级传动件和装配草图提供依据。第二，传动零件的设计计算及齿轮、轴、滚动轴承、联轴器的设计选择与校正，为进行装配草图的设计做好准备。第三，减速器结构及其

2、附件的设计以便提高效率、降低成本，使维修简单。第四，减速器装配图和零件工作图的设计以便进行机器装配、调试及维护。关键词： 齿轮减速器； 箱体； 机械传动装置； 原理及参数； 设计； 运动分析； 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 录1 绪 论.11.1 选题背景.11.2 选题意义.11.3 减速器的国内外现状

9、及发展趋势.21.4 减速器的分类及载荷分类.31.5 设计的主要工作.41.6 设计的总结及展望未来.42 传动装置的总体设计.62.1 传动装置简图.62.2 设计任务.62.3 传动装置总体设计方案.62.4 电机的选择.62.4.1 选择电机的类型.72.4.2 确定电动机功率.72.4.3 确定电机转速.72.5 传动比的分配及转动校核.82.6 传动装置的运动和动力参数的计算.82.7 V带的传动设计.92.8 齿轮传动的设计.112.8.1 高速级齿轮传动的设计.112.8.2 低速齿轮机构设计.162.9 传动轴的设计.202.9.1 高速轴的设计.202.9.2 中间轴的设计

10、.232.9.3 低速轴的设计.302.10 滚动轴承的校核计算.332.11 平键联接的选用和计算.342.12 联轴器的选择计算.352.13 箱体及其附件的设计选择.352.14 润滑密封设计.363 三维建模.373.1 轴的设计.373.2 键的设计.383.3 齿轮的设计.383.4 装配图的设计.39总 结.40参 考 文 献.41致 谢.42附录1 外文参考文献(译文).43附录2 外文参考文献(原文).481 绪 论1.1 选题背景减速器其实已经在工业生产中应用非常的广泛。其一般用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机，内燃机或其它高速运转的动力通过减速器的输入轴上的齿数少的齿轮

11、啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的。随着现代工业突飞猛进地发展，一般的速度已经无法满足快速工业生产的要求，于是就开发了利用减速器的传输机生产线，它能够很好的提高作业人员和设备工装的效率，有效的降低成本，提高生产能力。然而，传输机生产线的传送速度就是依靠减速器来实现快慢控制的。传输机生产线的装置最常用的就是螺旋传输机传动装置中的以及圆柱齿轮减速器。减速器是一种由封闭在箱内的齿轮、涡轮、蜗杆等组成的传动装置，是将电动机的回转数减速到我们所需要的回转数。其可以很好的实现动力的传递，获得某一速度和获得较大的扭矩，效率十分之高，非常之准确可靠。目前在大多数工业生产中应用非常广泛，几乎在各式机械的传动系

12、统中都可以见到它的踪迹。随着工业快速的发展和工厂自动化程度的日益加剧，减速器的需求量也会大大增长。然而，二级齿轮减速器又是各式各样减速器中的典型代表，在这种背景下我们选择了二级齿轮减速器的设计具有重要性。1.2 选题的意义本论文主要内容是对二级齿轮减速器进行设计计算，是对我们即将毕业走向工作岗位的有一次全面的、规范的机械设计能力的综合训练。毕业设计课题的主要意义(1)通过此次毕业设计使我们运用机械制图、机械设计基础、机械CAD等有关课程知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用。(2)通过对二级齿轮减速器的设计，使我们掌握了机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计步骤和方

13、法，培养了我们理论联系实际的设计思想及独立、全面科学的工程分析与设计能力。(3)够提高我们查找和翻阅设计资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。1.3 减速器的过内外现状及发展趋势20世纪70年代末以来，世界减速器技术有了很大的发展。产品发展的总趋势是小型化、高速化、低噪音和高可靠性；技术发展中最引人注目的就是硬齿面技术、功率分支技术和模块化设计技术。对于通用减速器而言，除了普遍采用硬齿面技术外，模块化设计技术已经成为其发展的一个主要方向。它旨在追求高性能的同时，尽可能减少零件及毛坯的品种规格和数量，以便于组织生产、形成批量、降低成本、获得规模效益。同时，利用基本零件，增加

14、产品的形式和花样，尽可能多地开发实用的变型设计或派生系列产品，如由一个通用系列派生出多个专用系列；摆脱了传统的单一有底座实心轴输出的安装方式，增添了空心轴输出的无底座悬挂式、浮动支撑底座、电动机与减速器一体式连接、多方位安装面等不同形式，扩大了使用范围。促使减速器水平提高的主要因素还有：(1)理论知识更完善、更接近实际（如齿轮强度计算方法、变形计算、修形技术、优化设计方法、齿根圆滑过渡、新齿型、新结构等）。(2)齿轮和轴材料普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平提高。(3)结构设计更合理。(4)齿轮加工精度提高到GB/T 10095.1-2008的4到6级。(5)箱体的刚度和加工

15、精度提高。(6)轴承质量和寿命提高。(7)采用含添加剂的工业齿轮油，润滑油质量提高。改革开放以来，我国陆续引进先进加工装备，通过引进、消化、吸收国外先进技术和科研攻关，开始掌握了各种高速和低速重载齿轮装置的设计制造技术。材料和热处理质量及齿轮加工精度都有较大的提高，通用圆柱齿轮的制造精度可以从JB179-1960的8-9级提高到GB/T 10095.1-2001的6级。目前我国已经可设计制造2800KW的水泥磨减速器、1700mm轧钢机各种减速器。20世纪80年代末到90年代初，我国相继制定了近100个齿轮和蜗杆减速器的标准，研制了许多新型减速器，大体上实现了通用减速器的更新换代。许多产品达到

16、了20世纪80年代的国际水平。部分减速器采用硬齿面后，体积和质量明显减小，承载能力、使用寿命、传动效率和可靠性有了大幅度的提高，对节能和提高主机的总体水平起到了明显的作用，为发展我国的机械产品做出了贡献。进入20世纪90年代中后期，国外又陆续推出了更新换代的减速器，不但更突出了模块化设计的特点，而且在承载能力、总体水平、外观质量方面又有明显提高。而这方面差距，我们的对策应该是：(1)有条件的企业应该瞄准国际最先进的水平，尽快研究开发面向21世纪的新产品。要研究出更好的模块化设计方法，以形成较大的批量，求得规模效益。现在国内有的企业已经发开了这类产品。(2)研究、开发、推广成本较低而承载能力又能

17、接近硬齿面的中齿面滚齿的新齿形和新结构。国内多年来使用行之有效的双圆弧齿轮、三环减速器和已成功应用的点线啮合齿轮等技术，应不断完善，大力推广。(3)加快渐开线行星齿轮减速器的更新换代，扩大其市场占有率。(4)产品的发展应着重提高内在质量，严格控制材料热处理、几何加工精度和装配试验的质量和稳定性，以提高产品的可靠性和无重大故障的工作寿命。企业应制定高于国家标准和行业标准的内控标准。(5)改进外观设计和涂漆质量，杜绝渗油漏油现象。(6)提高配套件（如润滑冷却装置、风扇、逆止器、液压泵、制动器等）的质量。随着社会的发展，应不断开发出新结构、新类型的产品，以适应市场的需求。1.4 减速器的分类及载荷分

18、类我们工业实际应用中其类型众多，一般按传动装置的类型可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、圆柱-圆锥齿轮减速器、蜗杆减速器、齿轮-蜗杆减速器、行星齿轮减速器等，按照传动级数又可以将其分为一级、二级、三级减速器等。圆柱齿轮减速器：单级、二级、二级及以上二级。布置形式：展开式、分流式、同轴式。圆锥齿轮减速器：用于输入轴和输出轴位置成相交的场合。蜗杆减速器：主要用于传动比i10的场合，传动比较大时结构紧凑。其缺点是效率低。齿轮-蜗杆减速器：若齿轮传动在高速级，则结构紧凑；若蜗杆在高速级，则效率较高。行星齿轮减速器：传动效率高，传动比广泛，传动效率12W50000KW，体积小和重量小。联接的工作机载荷

19、状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机的载荷状态，通常分为三类：均匀载荷、等冲击载荷、冲击载荷。1.5 设计的主要工作我们在得知毕业设计之时，我们通过查阅资料才明白本次毕业设计是圆柱齿轮减速器，它是一个机械传动装置，设计的主要内容一般包括五个方面。第一部分：传动装置的总体设计，其主要包括传动方案的分析与拟定、选择电动机型号、计算分析传动比、合理分配各级传动比以及计算传动装置的运动与动力参数等，为计算各级传动件做准备条件。第二部分：传动零件的设计计算及齿轮、轴、滚动轴承、联轴器的设计选择与校正，这些工作是为进行装配草图的设计做准备。第三部分：减速

20、器结构及其附件的设计及选择润滑和密封方式。第四部分：绘制减速器装配图及绘制零件工作图。第五部分：编写毕业论文，准备答辩。1.6 设计的总结及展望未来在毕业设计过程中，我们通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样是巨大的，可谓受益匪浅。在整个设计中我们掌握了机械零件、机械传动装置或简单机械装置的一般设计方法和步骤，也提高了我们机械设计的基本能力，树立了对自己工作能力的信心。而且大大提高了动手能力，使我们充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。本次设计不仅是对我们大二所学的机械设计知识的一种检验，而且也是对自己机械

21、设计能力的一种综合训练，是培养我们分析和解决工程实际问题的能力。通过这次毕业设计使我们对之前所学知识起到了巩固、深化、融汇贯通的作用，使我们树立了正确的设计思想。 2 传送装置的总体设计2.1 传动装置简图图2-1传动装置简图2.2 设计任务 已知玉树带有效拉力F=7500N，带速v=0.5m/s，滚筒直径370mm，载荷平稳，连续单向运转，电源为三项交流电（220V/380V）。传动方案按上图设计，请完成各部分选型与设计计算。2.3 传动装置总体设计方案(1)组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。(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。

22、(3)确定传动方案：考虑到电机转速高，传动效率大，将V带设置在高速级。(4)选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。2.4 电机的选择电动机分为直流电动机和交流电动机两种，在工厂里面一般采用三相交流电。交流电动机又分为同步电动机和异步电动机两类。2.4.1 选择电机的类型按工作要求及条件选用三项笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V。2.4.2 确定电动机功率电动机功率的选择合不合理，对电动机的工作性能和经济性能都有一定的影响。假如所选择的电动机功率比工作时电动机功率要小，就不能保证工作机正常工作，如果选择功率过大，这就导致电动机的制造复杂，价格不再低廉，传动能力又不能得到很充分的利用

23、。因此在此设计过程中一定要选择合适且合理的电动机功率。电机所需要工作功率为：Pw=Fv1000=3.75 KW (2-1)系统的传动效率=1234 (2-2)机构V带传动齿轮传动滚动轴承(一对)联轴器卷筒传动效率0.920.980.980.990.96符号12345所以=13232245 =0.92×0.98×0.98×0.98×0.98×0.98×0.96×0.99 =0.82其中齿轮为8级精度等级油润滑 所以Pd=Pw=4.57KW2.4.3 确定电机转速卷筒工作转速nw=60×1000VD=60×1

24、000×0.53.14×370=25.8 rmin (2-3)二级减速器的传动比为7.150所以电动机的转速范围339.42390通过比较，选择型号为Y132S-4 其主要参数如下：电动机额定功率P电动机满载转速nm电动机伸出端直径电动机伸出端安装长度5.5KW1440（rmin）38mm80mm2.5 传动比的分配及转动校核由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可得传动装置总传动比为 i=nmnw=144025.8=55.8 (2-4)选择带轮传动比i1=3,一级齿轮传动比i2=3.7,二级齿轮传动比i3=2.92.6 传动装置的运动和动力参数的计算(1)各轴

25、输入功率0轴（电动机）输入功率：p0=p额=5.5KW1轴（高速轴）输入功率：p1=p01=5.5×0.92=5.06KW2轴（中间轴）的输入功率：p2=p0123=5.5×0.92×0.98×0.98=4.86KW3轴（低速轴）的输入功率：p3=p012233=5.5×0.92×0.98×0.98×0.98×0.98=4.67KW4轴（卷筒轴）的输入功率：p4=p012223345=5.5×0.92×0.98×0.98×0.98×0.98×0.

26、98×0.96×0.99=4.48KW(2)各轴输入转矩的计算:0轴（电动机）的输入转矩：T0=95.5×105×p0n0=95.5×105×5.5/1440=36.47×1031轴（高速轴）的输入转距：T1=95.5×105×P1n1=95.5×105×5.06/480=100.67×1032轴（中间轴）的输入转矩：T2=95.5×105×P2n2=95.5×105×4.86/129.73=357.66×1033轴（低速轴）

27、的输入转距：T3=95.5×105×P3n3=95.5×105×4.67/44.73=986.38×1034轴（卷筒轴）的输入转矩：T4=95.5×105×P4n4=95.5×105×4.4844.73=957.35×103轴编号名称转速（rmin）转矩/(N·MM)功率/KW电动机转轴14403.647×1045.5高速轴4801.0067×1055.06中间轴129.43.5766×1054.86低速轴44.739.8638×1054.67卷

28、筒轴44.739.5735×1054.482.7 V带的传动设计确定计算功率PC(1)由课表8-6 查得工作情况系数KA=1.2，故    Pca=KAPE=1.2×5.5=6.6 kw  (2-5)(2)选取窄V带类型   根据Pca  n0   由课图8-9 确定选用SPZ型。 (3)确定带轮基准直径  由2表8-3和表8-7取主动轮基准直径 dd1=80 mm 根据2式（8-15），

29、0;从动轮基准直径 dd2。  dd2=i×dd1=3×80=240 mm  (2-6)根据2表8-7  取dd2=250 mm 按2式（8-13）验算带的速度  V=dd1n0/60×100=×80×1440/(60×100)=6.29 m/s<25m/s 带的速度合适  (4)确定窄V带的基准长度和传动中心距     根据  0.7（dd1+dd2）<

30、a0<2（dd1+dd2） ，初步确定中心距 a0=500 mm     (2-7)根据2 式（8-20）计算带的基准长度  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选带的基准长度Ld=1600 mm  按2式（8-12）计算实际中心距a  a=a0+ (Ld-Ld)/2=400+(1600-153

31、2.55)/2 =533.73  ( 2-8)(5)验算小带轮包角1由2式（8-6）得 1=180°+（dd2-dd1）/a×57.5° =180°+（250-80）/533.73×57.5° =161.7°>120° 合适(6)求V带根数ZZ=Pca/（p0+p）KaK1 (2-9)由n0=1440 r/min dd1=80mm i=3 查课表 8-5c和课表 8-5d得 P0=1.60kw p0=0.22kw查课表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)计算预紧力F0 F0=500Ra/VE(2.5/Ka-1)+qv2 (2-10)查课表 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)求作用在带轮轴上的压轴力Fp Fp=2ZF0sin（1/2) (2-11) =2×4×550.3×sin（161.7°/2) =4346.38N(9)带的张紧、安装与维护V带工作一段时间后，会因为产生变

33、形而松弛，使张紧力减小，传动能力下降。所以必须定期检查，如发现张紧力不足则需要重新安装。重新安装的方法通常有调节中心距和采用张紧力。正确安装、合理使用和妥善维修，是保证V带传动正常工作及延长V带寿命的有效措施。一般需要注意一下几点：V带安装时首先要缩小中心距，将V带套入轮槽中，之后按初拉力进行张紧。V带类型，新旧不要混用。安装时两轮轴线必须要是平行的，并且两带轮相应的V型槽的对称平面应该要重合的。带传动不需要加润滑剂之类的东西且清理带上的油污，带不能在外暴晒。带传动装置长时间不用的话，我们要将传送带放松，维护其寿命。2.8 齿轮传动的设计齿轮传动的类型很多，在本次设计中我们是按两轮轴线的相对位

34、置和齿像可分为平面齿轮传动和空间齿轮传动。平面齿轮传动又分为直齿圆柱齿轮传动、斜齿轮圆柱齿轮传动、人字齿轮传动、内啮合齿轮传动、曲线齿锥齿传动、准双曲面齿轮传动、蜗轮蜗杆传动。2.8.1 高速级齿轮传动的设计选择齿轮精度为7级，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,两者材料硬度差为40HBS. 减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14°，初选小齿轮齿数为22。那么大齿轮齿数为81。(1)由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计 设计公式：d1t³2KT（da）×(U+1/U)(ZHZE/

35、H)2 (2-12) 确定公式中各参数，选Kt=1.6，ZH=2.433，1=0.765，2=0.945. =1+2 = 0.765+0.945 =1.710由表查的齿宽系数d=1.0查表的：材料弹性影响系数 ZE=189.8 MPa1/2再按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=590 MPA，大齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim2=560 MPA由计算公式：N=60NijLn算出循环次数： N1=60×480×1×（2×8×8×300） =2.76×109 N2=N1/i=4.38×108由N1，N2

36、查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.94,KHN2=1.05计算接触疲劳许用应力，取安全系数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)计算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得： 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计算小齿轮圆周速度：v=dn/（60×1000）=3.14×53.87×480/（60×1000） =1.35 m/s计算齿宽b及模数m b=d1td=1×53.87=53.87 mm (2-13) Mnt=d1tcos/Z1=53.87×cos14°/22=2.376 (2-14) 齿高：h=2.25mnt=2.25×2.376=5.346 mm B/h=53.87/5.346=10.08计

38、算纵向重合度：=0.318dZ1tan =0.318×1×22×tan14° =1.744计算载荷系数K已知使用系数KA=1又因为V=1.35m/s 七级齿轮精度，查表得动载荷系数KV=1.05查表得：KH的计算公式： 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再按实际载荷系数校正所算的分度圆直径： d1=d1t³k/KT=53.87³1.789/1.6=55.91mm计算模数：mn=d1cos/Z1=55.91×cos14°/22=2.466mm(3)按齿根弯曲强度设计 设计公式：mn ³2KTYcos2/dZ12×(YFYS/F) (2-17)确定计算参数： 计算载荷系数： K=KAKVKFKF =1×1.05×1.2×1.33 =1.676根据纵向重合度： =1.744，查表得螺旋角影响系数Y=0.88计算当量齿数：ZV1=Z1/cos

40、3=22/cos314°=24.82 ZV2=Z2/cos3=81/cos314°=86.87查表10-5取齿形系数YF1=2.63,YF2=2.206查取应力校正系数 YS1=1.588 , YS2=1.777再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：FE1=500MPA,大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2=380 MPA又查表的弯曲疲劳系数：KFN1=0.85 ,KFN2=0.9 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数： 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 计算大、小齿轮的 YFYS/F， 并加以比较 YF1YS1/F1=1.588×2.63/314.8=0.01327 YF2YS2/F2=1.777×2.206/253.3=0.0155大齿轮的数值大，选用大齿轮YFYS/F=0.0155设计计算: mn ³2KTYcos2/dZ12×(YFYS/F) mn³2×1.676×1.0067×105×0.88×cos214°×0.0155/（1×222×1.744） mn1.725对比计算结

42、果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数m=2mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d1=53.87mm来计算齿数： Z1=d1cos/m=53.87×cos14°/2=26.1 (2-18) 取Z1=26 则Z2=iZ1=97(4)几何尺寸计算计算中心距： a=(Z1+Z2)m/（2cos）=（26+97）×2/（2×cos14°）=126.76mm 将中心距圆整为：127mm按圆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 的值改变不大，所以参数，ZH等不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径： d1=Z1M/cos=26×2/cos14.4°=53.69mm d2=Z2M/cos=97×2/cos14.4°=200.3mm计算齿轮宽度： b=dd1=1×53.69=53.69mm 取B2=54mm ，B1=60mm(5)高速级齿轮传动的几何尺寸 名称计算公式结果/mm法面模数mn2面压力角 n20°螺旋角14.4°分度圆直径d153.69d2200.3齿顶圆直径da1=d1+

44、2ha·mn=53.69+2×1×257.69da2=d2+2ha·mn=200.3+2×2204.3齿根圆直径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齿宽b2=b54b1=b2+(510)mm60(6)齿轮的机构设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构。大齿轮采用腹板式结构。代号结构尺

45、寸计算公式结果/mm轮毂处直径D1D1=1.6d=1.6×4572轮毂轴向长LL=(1.21.5)dB54倒角尺寸nn=0.5mn1齿根圆处厚00=（2.54）mn8腹板最大直径D0D0=df2-20216板孔分布圆直径D2D2=0.5(D0+D1)144板孔直径d1d1=0.25(D0-D1)35腹板厚CC=0.3b218 图2-2齿轮剖面图2.8.2 低速齿轮机构设计(1)已知n3129.73r/min   (2)选择齿轮精度为7级，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,两者材料硬度差为40HBS。减

46、速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14°  初选小齿轮齿数为28。那么大齿轮齿数为81。  (3)由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。 设计公式：d3t³2KT（da）×(U+1/U)(ZHZE/H)2确定公式中各参数，选Kt=1.6，ZH=2.433，1=0.768，2=0.945. =1+2 = 0.768+0.945 =1.713由表查的齿宽系数d=1.0查表得：材料弹性影响系数 ZE=189.8 MPa1/2再按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=590 MPA，大齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim2

47、=560 MPA由计算公式：N=60nijLn算出循环次数： N3=60×129.73×1×（2×8×8×300） =2.99×109 N4=N3/i=1×109再由N1，N2查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90,KHN2=0.95计算接触疲劳许用应力，取安全系数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)计算小齿轮分度圆直

48、径d3t，由计算公式得： 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计算小齿轮圆周速度：v=dn/（60×1000）=3.14×87.86×129.73/(60×1000)=0.596 m/s计算齿宽b及模数m b=d3td=1×87.86=87.86 mm Mnt=d3tcos/Z=87.86×cos14°/28=3.04齿高：h=2.25Mnt