Y型轧机传动齿轮箱的设计计算

1、1 绪论1.1 浅析目前我国齿轮传动制造行业的现状目前，我国以上海汽车齿轮总厂、陕西法士特公司为代表的骨干齿轮制造企业和研究所，完成汽车齿轮、摩托车齿轮、工程机械齿轮传动、农机齿轮、工业齿轮变速箱和高速重载齿轮、特殊专用齿轮传动、齿轮专用装备等各类产品的技术引进和消化，使我国齿轮传动制造业近十年得到了跨越式的发展。首先，汽车手动变速箱（含重、中、轻、微），轿车变速箱，摩托车齿轮、工程机械换挡变速箱，大、中型农机变速传动的配套，已经基本立足国内生产，基本满足了主机厂的配套需要，并已经有部分齿轮件出口或变速箱出口。在汽车自动变速箱方面，目前仍被进口产品控制。其次，在车辆驱动桥、主被动螺旋锥齿轮、直

2、齿锥齿轮及轮边减速机方面，大部分能满足国内配套需要。以东风车桥为代表的驱动桥与锥齿轮产业正在整合重组发展，已经看到快速发展的希望。第三，在工业通用变速箱领域，SEW 等一批国外独资企业的进入激活了中国工业通用变速箱企业为代表，在产品系列化、模块化、质量与技术水平方面，最近五年有了突飞猛进的发展，形成了与国际品牌的激烈竞争。我国企业生产的部分产品达到了国际水平，有部分产品已经出口欧美。第四，在高速重载齿轮传动制造方面，我国有已南京高精齿轮股份有限公司（南京高速齿轮箱厂）、重庆齿轮箱厂、杭州前进齿轮箱集团、郑州机械研究所、洛阳中重减速机公司、沈阳矿山减速机公司为代表的企业。这些企业在引进技术的过程

3、中，为我国大型成套装备配套与船舶工业的发展做出了重大贡献。第五，特殊、专用车轮传动方面，如非圆齿轮、塑料齿轮、粉末冶金齿轮、小模数齿轮等，我国目前没有形成龙头企业，企业的技术潜力尚待发挥。第六，齿轮专用装备方面，近五年来民营企业发展较快，国有企业发展比较慢。大多数国有齿轮装备制造企业的装备可靠性指标进步较慢，致使齿轮行业的大部分主导精加工装备仍是以进口为主。部分齿轮企业装备国产化的希望主要有：秦川机床厂的蜗杆砂轮磨齿机；重庆机床厂、南京二机厂的数控机床；螺旋锥齿轮磨齿机床的研制成功；天津元昊公司数控螺旋锥齿轮切齿机床的批量供货；杭州天辰精密齿轮检具、量具、夹具；长城润滑油对齿轮行业的润滑市场服

4、务。这些都让我国齿轮行业看到了自立创新、11.2 齿轮发展趋势国际上，动力传动齿轮装置正沿着小型化、高速化、标准化方向发展特殊齿轮的应用、行星齿轮装置的发展、低振动、低噪声齿轮装置的研制是齿轮设计方面的一些特 点为达到齿轮装置小型化目的，可以提高现有渐开线齿轮的承载推力。各国普遍采用 硬齿面技术，提高硬度以缩小装置的尺寸；也可应用以圆弧齿轮为代表的特殊齿形。英 法合作研制的舰载直升飞机主传动系统采用圆弧齿轮后，使减速器高度大为降低。随着 船舶动力由中速柴油机代替的趋势，在大型船上采用大功率行星齿轮装置确有成效；现 在冶金、矿山、水泥一轧机等大型传动装置中，行星齿轮以其体积小、同轴性好、效率 高

5、的优点而应用愈来愈多。由于机械设备向大型化发展，齿轮的工作参数提高了。如高速齿轮的传递功率为1000-30000kw。齿轮圆周速度为 20200m/s (1200-12000r/min),设计工作寿命为 5X104-10X104小时；轧钢机齿轮的圆周速度已由每秒几米提高到20m/s,甚至3050m/s。传递扭炬达l00200t.m,要求使用寿命在2030年以上。这些齿轮的精度等级 一般在38级。并对平稳性与噪声有较高的要求。对于高速齿轮(包括透平机械齿轮)。 在圆周速度超过100m/s时 由于运转中的热效应，要求在设计始对产生的热变形进行 修正，使齿轮在工作时达到一个正常的啮合状态。特别对于高

6、速重载齿轮。更要加以考 虑。其次，对于低速重载齿轮如轧钢机齿轮，由于采用硬齿面齿轮后，其齿面负荷系数增加而引起的整个齿轮装置系统的弹性变形变得突出了，所以有时也要对反映到齿面的弹性变形进行修正。这种对齿轮轮齿修形的技术是目前大功率、高速、重载齿轮制造的一个重要趋势。在齿轮制造技术方面重点是进行硬齿面加工，尤其是大型硬齿面齿 轮的切切与热处理工艺的发展，如超硬切齿、滚内齿、成形磨齿、大模数齿轮珩齿、弹 性砂轮抛光、轮齿修形、以及深层沙碳等新工艺正在生产上不断地试验与应用。齿轮制造工艺的发展很大程度上表现在精度等级与生产效率的提高自七十年代以来各种齿轮的制造精度，普遍提高一级左右.有的甚至23级.

7、一般低速齿轮精度由过去的89级提高到78级。机床齿轮由68级提高到46级.轧机齿轮由78 级提高到56级。对于模数不大的中小规格齿轮，由于高性能滚齿机的开发，加上刀 具材料的改善，滚齿效率有了显著提高。采用多头滚刀，在大进给且条件下，可达到的切削速度为90m/so如用超硬滚刀加工模数 3左右的调质钢齿轮，切削过度可达 200m/s.提高插齿效率，要受到插齿机刀具往复运动机构的限制。最近在开发采用刀具卸载，使用静压轴承，增强刀架与立柱刚性等新结构后，效率有明显提高。新型插齿机的冲程数可达到2000 次分。由于硬齿面齿轮广泛应用，以及高速、高性能要求的齿轮日益增多，因此要求磨齿加工，在效率和质量上

8、都要提高。一般来说。展成法磨齿用得较普遍而成形法磨齿则少 MAAG 磨齿法，虽然磨齿精度高，但效率低。不适合重磨削。而Niles 与 Hofler 公司生产的单砂轮磨齿机刚性好精度可靠，适合于大进给量加工，效率高。近年来，为提高效率也在改进磨制方法，如减少磨削次数，压缩展成长度，缩短尾削冲程；为此 MAAG公司提出的"K" 一磨削法与Niles 公司提出的"双面磨削法"都提高了实际磨削效率。目前对于成批磨削中、小用数齿轮，倾向于采用蜗杆砂轮磨齿机，磨削效率很高，对于磨削大模数齿轮，除可应用能重磨削的单砂轮磨齿外，采用成形图削方法。也是一种高效磨削的有效途

9、径。此外，还有一些新的工艺方法，如美国格利森公司研制的G TRAC No765 型轨道式切齿机，每小时能加工88个齿轮，比普通滚齿机提高34倍。双刀盘高效切齿工艺.切 削速度可达137m/s,粗、精加工一个 m=1.5mm、外径24. 43mm、齿宽19mm的斜齿 轮，只需6秒钟，其效率为该齿的510倍.美国密芝根工具公司的多刀头插齿，效率 比普通插齿提高510 倍，汽车行业齿轮冷成型工艺，冷挤、热轧等少无切削工艺也不断获得新的发展。关于齿轮材料与热处理随着便自面齿轮的发展，也逐渐受到人们的重视。齿轮用钢的发展趋势；一是含Cr， Ni， Mo 的低合金钢；二是硼钢；三是碳氮共渗用钢； 四是易切

10、削钢。由于我国缺乏Ni、 Cr， 常用 20CrMnTi 渗碳钢或用含硼加稀土钢。重型机械常用18CrMnNiMo 渗碳钢或中碳合金钢。机床行业食用40Cr， 38CrMoAl 等钢以及高速齿轮用25Cr2MoV 钢进行氮化。齿轮热处理工艺一般有碳渗（或碳氮共渗）、氮化、感应淬火、调质等四类当前总的趋势是提高齿面硬度，渗碳淬火齿轮的承载能力可比调质齿轮提高23 倍，表111出用不同加工方法制造的齿轮其中心距、重量、案全系数的对比。渗碳淬火齿轮可以获得高的表面硬度、耐磨性、 韧性和抗冲击性能，能提供高的抗点蚀、抗疲劳性能。心部和渗碳层的性能主要取决于选用何种热处理工艺，如将齿轮调质处理到360H

11、B 时，其齿面接触疲劳极限应力 ph. -750N/mm2,如表面淬火到 HRC56-60-时，pJ1500N/mm2, 如表面渗碳到同样硬度时yi.-1200N/mm2， 对于调质齿轮由于齿轮刀具材料的改进已将小齿轮的齿面硬度提高到360HB,大齿轮提高到280HB以上。齿轮渗碳大多数采用气体渗碳法。常用丙烷气发生炉生成气体，送入渗碳炉进行，也有用液注式渗碳炉，使有机液体在炉内气化进行渗碳这种方法占地少，原料与处理费用低：炉子不稳定工作时间也短，有利于节约能源和成本最近发展的真空离渗碳法，尤其对于深层渗碳要求的齿轮，可进一步缩短时间，减少变形。电子计算机在各工业领域的应用；促进了各项技术的发

12、展同样，在齿轮的设计、计算方面进展也很快，人们利用计算机能对各种可能的设计方实进行计算、分析和比较，并通过优选，取得较为理想的结果例如在分析齿面接触区，求啮合线与相对速度夹角中，对弹流润滑计算以及几何参数计算等方面编制了程序。还有，在齿轮修形计算与齿轮承载能力计算方面都编有程序.我国已编制了 GB3480-83渐开线圆柱齿轮承载能力计算标准的程序软件,供生产应用在齿轮加工方面，可以利用计算机控制整个切齿过程使制造质量稳定可靠目前，国内在研究应用微机对弧齿锥齿轮的切齿调整卡进行计算，可对加工偏差及时调整使齿面接触达到比较理想的位置，并大大提高了工效。此外，根据数控原理，应用微机对环面蜗杆螺旋齿面

13、进行抛物线修形，已经应用于生产。虽然这方面的工作在国内还处于起步阶段，但它对提高齿轮制造质量和技术水平具有重要意义。1.3 机械行业传动装置现状及发展趋势1.3.1 机械工业传动装置的分类机械工业传动行业属于工程机械的配套件行业，机械工业传动装置大致可以分为三类：（ 1）齿轮传动装置主要应用于使用要求不高，主机成本较低的部分铲土运输机械，工程起重机械，压实机械和内燃叉车等产品的变速器，驱动桥主传动和轮边减速器，齿轮变速器按其结构形式可以分为定轴式和行星式两类。而驱动桥则可以按其功能分为刚性、转向和贯通式驱动桥。（ 2）液力传动装置主要用于对使用和主机性能要求较高的铲土运输机械和内燃叉车等产品，

14、其中液力变矩器和动力换挡变速器作为底盘动力传动中的无级变速元件，可以使主机具有良好的自动适应性和操作性能。（ 3）静液压传动装置主要用于液压挖掘机以及对主机性能要求较高的推土机，装载机，路面机械，压路机和内燃叉车等产品和静液压变速、转向系统和工作装置上，使主机具有良好的无级变速和操作性能。1.3.2 我国工程机械齿轮传动装置的发展趋势（ 1）我国机械式齿轮传动装置技术水平较低，具有较大的发展空间。应该大力推广优化设计方法，改进齿轮，轴类，壳体等关键零件的材料与工艺，进一步提高使用寿命， 减轻重量，缩小体积；采用先进的换挡元件和换挡方式，努力减轻司机的劳动强度，缩短动力中断时间，提高工程机械的作

15、业效率。国内已经引进的变速器的先进设计和零部件，应该大力推广采用。（ 2）由于液力变矩器和动力换挡变速器使铲土运输机械具有一定的自动适应性能和换挡轻便平稳、加速性能好等优点，生产成本又比较适中，已为国内大多数厂家接受。但是， 由于目前国内大中型轮胎式工程机械有许多还采用大扭矩比的液力变知器和两挡变速器，产采用手动换挡方式，因此作业效率和使用经济性明显较低。内已经引进的美国CAT公司D6D、D7G等产品的单级液力变矩器和德国 ZF公司WG系列动务换挡变速器等先进技术，可以有效地提高工程机械作业的效率和使用经济性，减少系统发热量，应当在国内工程机械中推广应用，并进而采用电液控制和电子控制系统来取代

16、手动控制系统，以便改善作业条件，提高作业效率。目前，提高国内液力机械传动装置水平的一大关键问题是必须加快联合兼并的步代，引进先进技术，早日在我国建成具有世界一流技术水平的竞争能力的专业化，只有这样，才能实现液力机械产品的专业化、系列化与通用化，使该系列产品具有旺盛的生命力。（ 3）在轮胎式工程机械驱动桥中推广应用自锁式防滑差速器和湿式制动器，是提高我国工程机械驱动桥产品技术水平的途径之一。自锁式防滑差速器既能自动实现扭矩在左右车轮间的不等分配，以充分利用车辆牵引力，又可以明显地提高车辆的越野性能和经济性；湿式制动器具有较高的耐用性和可靠性，其使用寿命比干式钳盘制动器高1.5倍以上，且制动容量大

17、，制动性能好。在国外大中型轮胎式工程机械中已被广泛采用，也应该大力推广。（ 4）在履带式工程机械的后桥中普遍采用单功率流的转向离合器和制动器，使车辆左右转向只有一个R=B 的转向半径，其余转向半径均借助于磨擦元件的打滑来实现，既造成了了严重的功率损失，又降低了磨擦元件的使用寿命。为了提高转向性能，减少功率损失，应该在我国加快研制开发类似于美国CAT 公司 D8N 履带式推土机的动力差速式转向机构。发动机功率大部分经过变速系统输入中央主传动，另一部分功率经传向液压泵马达输入第I行星排的齿圈。设计动力差速式转向机构时应保证：当马达速度不等于零 时，左右输出速度相等，以保证推土机具有良好的直线行驶性

18、能。当中央主传动的速 度等于零时，转向液压马达使左右输出的速度相等但方向相所，此时推土机围绕其中心实现原位转向，即R=B/2。由于液压马达可无级变速和双和旋转，实现了左右输出速 度差无级精确控制，使推土机的转向半径可无级调整，且转向平稳，改善了转向改性能，实现了无功率损失。1.3. 3 静液压传动装置的应用静液压传动由于具有无级变速，调速范围宽，可以实现恒扭或恒功率调速，容易实现电控等优点，在工程机械中具有良好的应用前景。但是在铲土运输机械和起重机械中作为主要传动就用却很少，其主要问题是在于国内液压元件质量差，而国外的液压元件价格又太高，会造成主同成本过高。90 年代以来，国内已引进了德国林德

19、公司静液压叉车，以及利勃海尔公司静液压推土机的装载机，但在国内市场所占份额很小。从国内工程机械市场的实际出发，本文对静液压传动在国内的推广应用提出探讨性的意见如下：（ 1）静液压传动叉车在发达国家已经被广泛采用，由于国内部分仓库、码头和工厂等使用部门对叉车的机动性能（尤其是低速性能）、噪声已经有较高的要求，因此这些部门正在成为国内静液压叉车用户。国内叉车和液压元件生产企业应该看到静液压叉车的良好前景，联合研究开发适合我国国情的叉车静液压系统，提供性能先进，工作可靠，价格适中的产品。也可以采用与国际静液压元件制造公司联合开发的方式，加快开发的速度。（ 2）中小型多功能工程机械由于具有挖掘，装载，

20、叉车和起重等多功能，在发达国家已经得到了广泛的应用。随着我国经济建设尤其是城市建设的发展，中小型多功能工程机械也将在我国推广应用，而它们无疑将首先采用静液压传动作为其主要传动装置。国内工程机械企业应该看到中小型多功能工程机械的发前景，联合国内外静液压元件生产企业共同开展对它们的研究开发，以促进中小型多功能工程机械在我国的发展。3）在国内大型铲土运输和起重机械中，由于配套的静液压与电子控制元件的技术 难度大，价格太高，在国内用户中难以接受。因此，在我国暂时不宜将静液压传动研究开发的重点放在与大型铲土运输和起重机械配套上，而应将重点放在上述两类工程机械上。2 传动方案设计2.1 初步设计整体结构此

21、齿轮箱传动系统是为已设计好的Y 型轧机而设计的，与Y 型轧机是相配套的整体，更确切地说是为Y 型轧机服务的，它的一切设计参数都必须以Y 型轧机为依据。所以，符合要求的齿轮箱传动机构是保证线材轧机能够正常运转的重要因素。进行新产品设计时，首先根据生产工艺要求选定工作机构类型，即所谓机构选型。机构选型有如下原则：（ 1） 执 行 工 作 的 从 动 件 应 能 满 足 生 产 工 艺 提 出 的 运 动 形 式 、 运 动 规 律 、 功 能范围和运动性能等诸多方面的具体要求；（ 2）结构要简单，尺寸大小要适度，在整体布置中占有空间小，布局紧凑；（ 3）制造加工容易；（ 4）维修拆装方便，工作中稳

22、定可靠，使用案全具有足够寿命；（ 5）应与动力机运动方式、功率、转矩及其载荷特性能够相匹配协调，与其他相邻机构的衔接正常，传递运动和力可靠，不能发生运动干涉；（ 6）具有较高的生产率和经济效益。2在这个线材轧机中，有两个输入端分别传动两个轧辊，并且每个输入端又同时间接传动两个轧辗。两个输入端的直线距离为476mm,所以在设计齿轮的整体结构时，就要首先考虑到这一点，即齿轮箱必须要有两个输出端，并且其中心距应该是476 mm。这两点要求必须要严格满足和执行。若满足不了这两点要求，即使齿轮箱别的地方设计得再好，也不能使Y 型轧机正常运转和工作，甚至根本就无法对已知的Y 型轧机实现传动作用，设计出来的

23、东西便是废品。另外再看看Y 型轧机轧辊的两条输入端在空间的不置情况，在垂直方向上它们不在同一条直线上，在水平方向上它们也不在同一条直线上，这两条轴线所在的平面与水平面的夹角为30o,可以测出两条轴线的水平轴线和轴线距离这样在设计齿轮箱的时候，可以大体勾画出其整体结构与形状。齿轮箱的两条输出轴的空间布置情况与上面基本相同。Y型轧机分为上传动和下传动两种形式， 上传动式轧机的布置情况为到 Y型，它的 输入端在最上面的轧辗上，此即谓之上传动式Y型轧机；下传动式与上传动式刚好相反， 其布置情况为正Y型，它的输入端在最下边的轧辗上，所以称之为下传动式 Y型轧机。 我们所设计的Y型轧机系列大致分为四组，每

24、组两架轧机即一架下传动式和一架上传动 式，总计为八架轧机。从总体上看，两种轧机为交替式布置，并且布置情况为直线式， 具体布置情况如图1所示。图2.1 Y型轧机组布置简图我们知道每一组即每两架 Y型轧机需共用同一个传动机构，并且下传动式在前，上 传动式在后这样就可以简单地画出齿轮箱的结构，其结构示意图如图1.2所示。图2.2齿轮箱结构示意图以上图的尺寸参数为依据，在下一步中对齿轮箱进行逐步的细致设计2.2 初步确定输出转速与传动比我们现在已初步知道Y型轧机的轧制线速度为4m/s,可以算出轧辗的角速度，如下式(2.1)376.8r/min(2.1 )v 4000GJ -r 2000/式中：v-为Y

25、型轧机轧辗线速度；r-为Y型轧机轧辗半径。为了使轧件能够顺利地进入轧机，并且稳定前进，一个重要因素就是每组轧机中后 一架轧机的轧制速度要略大于前一架轧机的轧制速度，但也不能过大，过大会导致轧件 被拉裂，拉断等一些事故发生。现在事前我们已经初步知道 Y型轧机两输入辗的转动速 度比为1.22,也就是我们所要设计的齿轮箱的两输出端的传动比应为1.22,即n 上:n 下=1.22(2Z式中n上-为上传动式轧机的角速度；n下-为下传动轧机的角速度。2.3 初步确定齿轮箱中的齿轮数目我们已经知道该齿轮箱有一个输入端和两个输出端，所以在该齿轮箱中应该至少装有三根传动轴，即也至少要装有三个齿轮，可以是四个或者

26、更多个。若齿轮箱中装有三 个齿轮虽说结构较简单，但传动过于紧张，容易引起振动，齿轮箱在工作过程中不平稳， 工作机在工作时很难达到所要求的精度。另外齿轮数目少会使齿轮直径变大，单个齿轮 的重量较之变重，使得轴在传动过程中增加多余负荷，不利于稳定传动，设计时轴的直 径可能会变的很大。这两点原因又同时会影响传动机构的寿命。若使用五个或者更多的 齿轮，虽然避免了上述缺点，但是又产生了新的问题，案装的齿轮过多使得机构变得复 杂，不利于设计和拆装。另外，齿轮数目过多结构也显得不紧凑，传递效率低下，对于 传动也是不利的。所以我们初步选定齿轮的数目为四个， 这时，仍有两种方案可供选择, 其示意图如图2.3所示

27、。输入端输入端ab图2.3齿轮箱中齿轮布置形式示意图图2.3a中输入轴上的齿轮与高位的输出轴上的齿轮直接接触，对其进行直接传 动，在输入轴上的齿轮与低位输出轴上的齿轮之间案装有一齿轮，其结构与齿数与低位 输出轴上的齿轮完全相同，它不输出转矩只起到传递运动的作用。图2.3b与图2.3a正好相反，它的输入齿轮与齿轮箱的低位输出端上的齿轮直接接触，并对其进行 直接传动，在输入齿轮与齿轮箱的高位输出端上的齿轮之间装有一齿轮，它的作用同样 是只起到传递运动的作用，当然这后四个齿轮的结构与其他参数与前四个齿轮的并不一 定相同。出现了这两种方案同样我们要选择一个最优的，对其进行比较分析我们知道， 在 图2.

28、3b中，输入端齿轮位置较低，所以它与高位输出轴的距离较长，从下向上 传递转矩较之从上向下传递要困难，因为它属于逆重力方向。而图2.3a的输入端的 位置较高，与低位输出端的距离较长，这样它与之的转矩是顺势向下的，所以要容易许 多。所以我们选择图2.3a的传动方案。我们设计的齿轮箱传动系统与减速机的设计很相似，但并不完全相同，它较之减速 机的设计有许多不同的地方，减速机的主要作用一是起到减速的作用，二是起到传递的 运动和转矩的作用，而我们设计的齿轮箱虽然也有一点的作用，但是效果并不明显，而 且这也并不是它的主要作用，它的主要作用就是起到传递的作用。2.4 电动机的选择(1)电动机类型的选择Y型轧机

29、的工作情况要求是很平稳的，对于工作精度要求较高，而且要长时间连续单向运转，依据我们的工作机的工作性质和工作条件，我们初步选择直流电动机(2)电动机功率的选择电动机所需要的有效功率为:(2.3)Pw T n / 9550 6 106 376.8/9550 23.68kw式中 T为Y型轧机轧辗的转矩； n为Y型轧机轧辗的转速。如下图2.4是Y型轧机工作时轧辗的相关部分受力分析， 轧辗在工作时向轧件施加 轧制力，轧制力的方向垂直于轧件的运动方向，同时轧件也向轧辗施加反作用力，方向 与之相反，但同样垂直于轧件的运动方向且在轧辗平面内3,在设计Y型轧机时，计算轧辗所受力矩的力臂长度为 6mm,此即为Y型

30、轧机输入轴所受力矩的力臂，同时力 的大小约为14t,所以通过下式可求出力矩大小：图2.4 Y型轧机轧辗受力简图T p l 14 0.06 0.084t m(2.4)式中一一p为轧件对轧辗所施加的反作用力；l为轧辗所受到的力矩的力臂。考虑其他综合因素的影响，比如冲击、振动等造成的附加载荷，具将使轧辗所受到的力增大许多，所以将结果向大圆整为0.3t m0齿轮箱的两输出轴的输出转矩就分别为0.3t m,则输入轴的转矩为两输出轴转矩之和为0.6t m,工作机也就是Y型轧机的有效功率为Pw T n/9550 5.88 103 500/9550 30.785(2.5)式中一一T为Y型轧机轧辗所受到的转矩；

31、n为Y型轧机轧辗的转速。为了计算电动机所需功率Pd ,先要确定从电动机到工作机之间的总传动效率。设1、2、 3、4分别为联轴器、闭式齿轮传动(设齿轮精度为7级)、滚动轴承、减速器的效率，查机械设计手册取尸0.99,2=0.98, 3=0.99,4=0.90则电动机到工作机之间的总的效率为 236一一 2一一3一一6一一一 一，一 一、12340.9920.9830.9960.900.782(2.6)电动机所需功率为PdPw/307.85/0.782 39.367kw(2.7)式中 Pw为工作机即Y型轧机的有效功率；为电动机到工作机之间总的传递效率。通过机械设计手册查得选取电动机的额定功率为50

32、kwo(1)电动机转速的选择通过前面的计算我们知道 Y型轧机轧辗的转速约为500r/min,齿轮箱与电动机之间 选取一个彳动比为i=2的减速器，则初步选取电动机为同步转速为1000r/min。(2)电动机型号的确定根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计手册，可选取电动机型号为Z4-180-41型和Z4200-31。根据电动机的满载转速nm和Y型轧机轧辗转速，若齿轮箱与电动机之间装有传动比为 i=2的减速器可算出输入端分别与两个输出端的传动 比，我们设输入端与高位输出端的传动比为i上，输入端与低位输出端的传动比为i下，所以(2.8)i 上 " -500- 1.059, i下 % -5

33、00- 1.294n 上472.1n 下386.4式中、 n上、n下分别为齿轮箱的输入端，上输出端，下输出端的转速。根据已知的传动比，再对照电动机的传动比，额定转矩，对几种型号的电动机进行比较，选择Z4 180 41 较合适。2.5 动装置的运动和动力参数的计算我们已经求出输入端与上输出端的传动比i上=1.059,输入出端与下输出端的传动比i下=1.294,齿轮箱内部的传动比i内=1.22,据此我们对下面的参数进行计算，在计算之前先设定齿轮箱从下到上的四个齿轮依次编号为1 号、 2 号、 3 号、 4 号。（ 1） 各轴的转速n1 n 下nn/i 下500/1.294 386.4r/minn2

34、n1386.4r / minn3n500r /minnn4n3/i 上nn/i 上500/1.029 486r/min（2.9）（ 2） 各轴的输入功率计算p3 pd 439.367 0.90 35.430kwp4p32335.4300.990.9834.374kwp2p32335.4300.990.9834.374kwp1p22334.3740.980.9933.350kw（2.10）（ 3） 各轴输入转矩的计算T19550 p1 / n19550 33.350/ 386.4 824.3N mT2 9550 p2/ n2 9550 34.374/386.4 849.5N mT39550p3/

35、n3955035.430/500676.7N mT49550p4/n4955034.374/486675.5N m（ 2. 11）各轴的运动及动力参数编号转速n r/min功率P kw转矩T N m传动比i138633.35824.31.294238634.37849.51.294350035.43676.71448634.37675.51.059表2.13传动零件的设计计算和轴系部件的初步选择传动装置主要包括传动零件、支撑零部件和联接零件，其中决定其工作性能、结构 和尺寸的主要是传动零件。支撑零件与联接零件都要根据传动零件的要求来设计。因此,一般在传动方案选择妥当后先设计计算传动零件确定其结

36、构尺寸、参数和材料等，为设 计齿轮箱装配草图做准备。由传动装置计算得出运动和动力学参数以及设计任务书给定的工作条件，即传动零件设计的原始数据。各传动零件的设计计算方法均按机械设计手册或机械设计基础所述方法进行3.1 齿轮的设计在该齿轮箱中，齿轮的传动方式显而意见应该为外啮合，而且是圆柱齿轮传动。可 以是直齿圆柱齿轮传动，也可以是斜齿圆柱齿轮传动。但是斜齿轮相比直齿轮，由于斜 齿轮存在着螺旋角B,谷一对斜齿轮啮合传动时，其轮齿是先由一端进入啮合逐渐过渡 到轮齿的另一端而最终退出啮合，其齿面上的接触线是先由短变长，再由长变短，正因 为如此，所以斜齿轮上的轮齿在在交替啮合时所受的载荷是逐渐加上，再逐

37、渐卸掉的， 因而传动比较平稳、冲击、振动和噪声较小，故适宜于高速、重载传动。所以我们初步 选择斜齿圆柱齿轮传动。在前面的分析过程中，已初步知道齿轮的两个输出端的中心距 0102为476mm动比ii4=1.22, i34 1.059, i3i 1.294.因为两输出轴的中心距已经事先给定。并且是固定 不变的，所以这两个输出轴上的齿轮的中心距已经被事先确定。可以说我们这个齿轮的设计过程属于反求过程，需要一些实践经验。在杨老师的指导下，初步试选模数m=4齿数依次为乙Z2 44, Z3 34, Z4 36,。亘 44 1.22 43 36 1.059,Z43634iZ1il3Z344一 .一,，、以1

38、.294符合要求，接下来需要对齿轮的精度等级、材料、螺旋角等进行试 选和设计。我们这里对齿轮的设计过程与统的方法不同，我们的方法是使用机械设计手册 （软件版）2.0 （案徽工业大学出版社）程序进行的。在这个软件中就有关于齿轮的设 计程序，使用它做设计的效率也较传统有很大提高。使用这个软件设计的大体流程如下 图3.1 :图3.1设计的大体流程在以上设计流程中里，其中设计参数包括：“设计者”、“设计单位”、“设计日期”、“设计时间”、“传递功率”、“传递转矩”、“齿轮转速”、“传动比”、“预定寿命”、“原动 机载荷特性”、“工作机载荷特性”、“结构形式”、“齿轮布置形式”、“齿面啮合类型”、“热处

39、理质量级别”、 “齿轮材料及热处理”、 “齿轮极限应力级别”、 “齿轮材料类别”、 “齿轮硬度取值范围”、 “齿轮硬度”等，在这些参数中，有些内容对结果没什么影响如： “设计者” 、 “设计单位”、 “设计日期”、 “设计时间”，但是又得必须添上，不添不允许进入下一过程，只有添上程序才会让你进行下一个步骤。而其于参数几乎对结果都产生至关重要的影响，这些参数有的是设计人员自己输入进去的，比如：传递功率、传递转矩、传动比等；另外一些参数是程序中已经存在的，只需设计者根据实际情况选择即可，比如：材料类别、布置形式、精度等级等。设计的基本要求是使设计出来的产品达到设计要求的强度，保证预期的使用寿命和使

40、用案全，防止出现质量事故等的发生。当然在保证强度要求的情况下，也并不是说设计出来的产品的强度越高越好，强度过高会大大增加产品的制造成本，因为如果这样，一方面可能选择了强度、硬度等各方面性能都非常好的材料，但其价格是很昂贵的，这样的材料不容易找到，不象一般的材料那样普遍存在。还有一方面，材料的加工等级可能会很高，这样就增加了热处理难度，使用的技术和设备要求都很高，这样在无形中也增加了成本，另外可能还存在其他一些影响因素，总之，在保证基本强度要求的前提下，并不是强度越高越好。当然如果有的时候满足不了强度要求可以选择一些金属性能好的和热处理级别高的材料。其实使用程序设计的过程是一个反复塞选参数的过程

41、，也可以说是优化设计过程，因为很难一次就选择上完全合适的参数，需要设计者不断去尝试、反复优选，最终达到满意的结果。下图3.2是齿轮设计的详细流程：55设计信息1 r设计参数材料及处理精度等级I齿轮基本参数疲劳强度校和完成设计图3.2齿轮设计流程我们这里共有三组齿轮啮合传动，所以要进行三组设计。下面是经过几次设计后得出的第一组齿轮的最终结果，(注：下面的编号1、2与前面不同，这是程序中给一对啮合的齿轮设置的编号，其中下面的1号代指上面的3号,2号代指上面的4号)，其中输入或选择的参数分别是：传递功率P=50.00kW、传递转矩 T=955.00N.m、齿轮 1 转速 n1=500.000 (r/

42、min)、齿轮 2 转速 n2=472.23272 (r/min)、传动比i=1.0588、预定寿命 H=15000 (小时)、原动机载荷特性 SF=轻微振 动、工作机载荷特性 亚5=中振动、结构形式 ConS=闭式、齿轮1布置形式ConS1 =对称布置、齿轮 2 布置形式ConS2= 对称布置、齿面啮合类型GFace= 软齿面、 热处理质量级别Q=MQ、 齿轮 1 材料及热处理Met1=34CrNi3Mo< 调质>、 齿轮 1 极限应力类别MetType1=5、齿轮1材料类别MetN1=0 、齿轮1 硬度取值范围HBSP1=269-341、齿轮1硬度HBS1=305、齿轮2材料及

43、热处理Met2=40Cr<调质>、齿轮2极限应力类别MetType2=5、齿轮2材料类别MetN2=0 、齿轮1 硬度取值范围HBSP1=269-341、齿轮1硬度HBS1=305、齿轮2材料及热处理Met2=40Cr<调质>、齿轮2极限应力类别MetType2=5、齿轮2材料类别MetN2=0 、齿轮2 硬度取值范围HBSP2=235-275、齿轮2硬度HBS2=255。最后的输出结果如下：齿轮传动设计数据文件V1.002002.02设计者Name=关彳惠慧设计单位Comp= 成型0244设计日期Date=2006-5-1设计时间Time=20:22:40传递功率P=

44、50.00524 (kW)传递转矩T=955.00000(N.m)齿轮1 转速n1=500.000 (r/min)齿轮2 转速n2=472.23272 (r/min)传动比 i=1.0588预定寿命H=15000 (小时)原动机载荷特性$5=轻微振动工作机载荷特性亚5=中等振动结构形式ConS= 闭式齿轮1 布置形式ConS1= 对称布置齿轮2 布置形式ConS2= 对称布置齿面啮合类型GFace= 软齿面热处理质量级别Q=MQ齿轮1材料及热处理Met1=34CrNi3Mo<调质>齿轮1极限应力类别MetType1=5齿轮 1 材料类别MetN1=0齿轮1硬度取值范围HBSP1=2

45、69-341齿轮 1 硬度 HBS1=305齿轮2材料及热处理Met2=40Cr< 调质>齿轮2极限应力类别MetType2=5齿轮 2 材料类别MetN2=0齿轮2硬度取值范围HBSP2=235-275齿轮 2 硬度 HBS2=255齿轮1接触强度极限应力 (rHlim1=774.4 (MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值 (rFE1=618.8 (MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值(rH1=782.1 (MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值(rF1=442.0 (MPa)齿轮2接触强度极限应力 (T Hlim2=705.6 (MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值 (T FE2=581.3 (MPa)

46、齿轮2接触疲劳强度许用值 (tH2=712.6 (MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值 (tF2=415.2 (MPa)接触强度用案全系数SHmin=1.00弯曲强度用案全系数SFmin=1.40接触强度计算应力 (rH=613.1 (MPa)接触疲劳强度校核(rH< (T司=足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力(rF1=132.8 (MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力(7 F2=132.3 (MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核(rF1<(7 F满足齿轮2弯曲疲劳强度校核(rF2< (T习2=足齿轮1第粗精度JD11=7齿轮1第呦精度JD12=7齿轮1第m组精度JD13=7齿轮2第粗精度JD

47、21=7齿轮2第呦精度JD22=7齿轮2第m组精度JD23=7齿轮1齿厚上偏差JDU1=F齿轮1齿厚下偏差JDD1=L齿轮2齿厚上偏差JDU2=F齿轮2齿厚下偏差JDD2=L齿轮1 齿数Z1=34齿轮 1 变位系数X1=0.00齿轮1 齿宽B1=80.00 (mm)齿轮1齿宽系数 d1=1.16638齿轮2 齿数Z2=36齿轮 2 变位系数X2=0.00齿轮2 齿宽B2=80.00 (mm)齿轮2齿宽系数 d2=1.10158齿宽最小值Bmin=80.00000 (mm)模数(法面模数) Mn=4端面模数Mt=4.03452螺旋角 B =7.5000000 (度)总变位系数Xsum=0.000

48、00标准中心距A0=141.20805(mm)实际中心距A=141.20805(mm)齿数比 U=1.05882齿顶高系数ha*=1.00顶隙系数c*=0.25压力角a *=20 (度)端面齿顶高系数ha*t=0.99144端面顶隙系数c*t=0.24786端面压力角 a *t=20.1587374 (度)刀具基本齿廓齿顶高1 Hao1= (mm)刀具基本齿廓齿顶高2 Hao2= (mm)刀具齿顶圆半径1 Pao1= (mm)刀具齿顶圆半径2 Pao2= (mm)两齿轮齿宽差dB= (mm)基圆柱螺旋角 Bb=7.0453262 (度)齿轮1 当量齿数Zv1=34.88777齿轮1 端面变位系

49、数Xt1=0.00000齿轮2 当量齿数Zv2=36.93999齿轮2 端面变位系数Xt2=0.00000端面总变位系数Xsumt=0.00000齿轮1分度圆直径d1=137.17354(mm)齿轮1齿顶圆直径da1=145.17354(mm)齿轮1齿根圆直径df1=127.17354(mm)齿轮1 基圆直径db1=128.77049(mm)齿轮1 节圆直径dc1=137.17354(mm)齿轮1齿顶高ha1=4.00000(mm)齿轮1齿根高hf1=5.00000(mm)齿轮1全齿高h1=9.00000(mm)齿轮1齿顶压力角 aat1=27.500013 (度)齿轮2 分度圆直径d2=14

50、5.24257(mm)齿轮2 齿顶圆直径da2=153.24257(mm)齿轮2 齿根圆直径df2=135.24257(mm)齿轮2 基圆直径db2=136.34522(mm)齿轮2 节圆直径dc2=145.24257(mm)齿轮 2 齿顶高 ha2=4.00000 (mm)齿轮 2 齿根高 hf2=5.00000 (mm)齿轮 2 全齿高 h2=9.00000 (mm)齿轮2齿顶压力角 a at2=27.160081(度)中心距变动系数yt=0.00000齿高变动系数 yt=0.00000端面啮合角 at'=20.1587375 (度)端面重合度 e a =1.66656纵向重合度

51、e B =0.83096总重合度 e =2.49752齿轮1分度圆弦齿厚sh1=6.28106(mm)齿轮1分度圆弦齿高hh1=4.07071(mm)齿轮1 固定弦齿厚sch1=5.54819(mm)齿轮1 固定弦齿高hch1=2.99023(mm)齿轮1公法线跨齿数K1=4齿轮1 公法线长度Wk1=43.28190(mm)齿轮2 分度圆弦齿厚sh2=6.28129(mm)齿轮2 分度圆弦齿高hh2=4.06678(mm)齿轮2 固定弦齿厚sch2=5.54819(mm)齿轮2 固定弦齿高hch2=2.99023(mm)齿轮2公法线跨齿数K2=4齿轮2 公法线长度Wk2=43.39673(mm

52、)齿形做特殊处理Zps=特殊处理齿面经表面硬化Zas=不硬化齿形Zp二一股润滑油粘度V50=120 (mmA2/s)有一定量点馈Us二允许小齿轮齿面粗糙度 Z1R=RW 6仙m ( Ra < U m )载荷类型Wtype= 静强度齿根表面粗糙度 ZFR=RZ 16仙m ( Ra <2.6 m )刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn =1.25, Pao/Mn =0.38圆周力Ft=13737.22007(N)齿轮线速度V=3.64001(m/s)使用系数Ka=1.00000动载系数Kv=1.08600齿向载荷分布系数KH0 =1.00000综合变形对载荷分布的影响 KB s=1.

53、00000案装精度对载荷分布的影响 KB m=0.00000齿间载荷分布系数 KHa =1.10000节点区域系数Zh=2.44973材料的弹性系数ZE=189.80000接触强度重合度系数Z e =0.78191接触强度螺旋角系数ZB =0.98901重合、螺旋角系数 Ze 0=0.77332接触疲劳寿命系数Zn=1.06305润滑油膜影响系数Zlvr=0.95000工作硬化系数Zw=1.00000接触强度尺寸系数Zx=1.00000齿向载荷分布系数KF0 =1.00000齿间载荷分布系数KFa =1.10000抗弯强度重合度系数 Ye =0.70854抗弯强度螺旋角系数 YB =0.900

54、00抗弯强度重合、螺旋角系数Ye B =0.63769寿命系数Yn=1.00000齿根圆角敏感系数Ydr=1.00000齿根表面状况系数Yrr=1.00000尺寸系数Yx=1.00000齿轮1 复合齿形系数Yfs1=4.05940齿轮1 应力校正系数Ysa1=1.65591齿轮2 复合齿形系数Yfs2=4.04414齿轮2 应力校正系数Ysa2=1.66643齿轮1 齿距累积公差Fp1=0.06111齿轮 1 齿圈径向跳动公差Fr1=0.04560齿轮 1 公法线长度变动公差Fw1=0.03369齿轮1 齿距极限偏差fpt( ± )1=0.01747齿轮1 齿形公差ff1=0.01375齿轮 1 一齿切向综合公差fi'1=0.01873齿轮 1 一齿径向综合公差fi''1=0.02470齿轮1齿向公差 FB 1=0.01748齿轮1切向综合公差Fi'1=0.07486齿轮1径向综合公差Fi''1=0.06385齿轮1基节极限偏差fpb( ± )1=0.01640齿轮1螺旋线波度公差ff B 1=0.01857齿轮 1 轴向齿距极限偏差Fpx( ±