车辆工程毕业设计（论文）-履带车辆主动轮减速装置设计【全套图纸】 .doc

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1、本科学生毕业设计 履带车辆主动轮减速装置设计 系部名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 学生姓名： 指导教师： 职 称： 讲 师 The Graduation Design for Bachelors Degree Design of Hybrid Tracked Vehicle Active Wheel Reducer Candidate： Specialty：Vehicle Engineering Class：B07-11 Supervisor：Lecturer Heilongjiang Institute of Technology I 摘 要 在履带车辆中，减速传动装置是重

2、要的组成部分之一，本文主要以主动轮减速器 设计为主，在履带车辆中主动轮减速器起着重要的作用。主要的作用：降低电动机传 动主动的转速，并增大传递到主动轮的转矩，是履带车辆有足够的动力性，满足履带 车辆起步、加速、通过性。 本设计为履带车辆主动轮减速器设计，主要介绍齿轮是减速器的选择以及传动方 案的选择。为适应履带车的行驶条件需要，通过履带车辆的车重和最大行驶速度，计 算出履带车辆行驶中所需的最大功率最大扭矩。根据最大功率计算总传动比，是总传 动比能达到减速比的要求，并进行传动比的分配和确定各轮齿齿数和尺寸，以及确定 选择使用单级传动和二级传动。根据计算要求确定输入输出轴轴颈计算和轴段长度的 计算

3、以及轴的校核。最后进行密封件的选择和轴的工艺分析。选择合适的密封件并满 足设计要求，另外轴在加工时要有一定的技术要求，加工后的轴应满足技术和设计要 求。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 关键词：减速传动装置；传动比；传动比；校核；密封件 II ABSTRACT Caterpillar vehicles, the slowdown in the transmission device is an important part of this paper mainly active wheel reducer design is given priority to, in activ

4、e wheel reducer of caterpillar vehicle plays an important role. Main function: reduce the speed of the motor drive, and increase initiative to deliver the torque, active wheel is tracked vehicles have enough power to meet tracked vehicles start, accelerate, through sex. This design for tracked vehic

5、les driving gear reducer design, mainly introduces the option and is reducer gear transmission options. Through the caterpillar vehicle weight of the car and maximum speeds of caterpillar vehicle, calculate the maximum power required. According to the maximum power calculating total ratio, and the d

6、istribution of transmission ratio, and confirm the pinion gear and dimension. And input/output shaft shaft neck calculation and shaft length calculation, and the axis of dynamicrigidity. On the classification of the shaft seal process analysis. Choose appropriate sealing parts and meet the design re

7、quirements, another shaft in process must have certain technical requirements, the processed axis should meet the technical and design requirements. This design closely combining the most mature modern tracked vehicles of technology. Keywords:Slow Transmission Device; Ratio;Distribution Ratio ; Chec

8、k; Seals III 目 录 摘 要I AbstractII 第一章 绪 论1 1.1 选题的目的及意义 .1 1.2 齿轮式减速器发展现状 .1 1.3 齿轮减速器的发展趋势 .2 1.4 主要工作内容 .3 第二章 减速器传动方案的确定.4 2.1 总体方案的确定 .4 2.1.1 减速器的类型及特点4 2.1.2 传动方案分析5 2.1.3 行星齿轮变速器的工作原理9 2.1.4 常用行星齿轮传动的形式与特点.11 2.2 传动比的确定 12 2.2.1 确定发动机最大功率.12 2.2.2 确定传动比.13 2.3 本章小结 17 IV 第三章 齿轮结构设计与计算.18 3.1 行

9、星排的配齿计算及强度校核 18 3.1.1 分配传动比 18 3.1.2 行星齿轮传动齿数确定的条件 20 3.2 减速器高速级的计算 23 3.2.1 行星排的配齿计算.23 3.2.2 验算高速级 AC 传动的接触强度 .28 3.2.3 验算 AC 传动弯曲疲劳强度的校核 .34 3.2.4 根据接触强度计算来确定内齿轮材料 37 3.2.5 CB 传动的弯曲强度验算38 3.3 减速器低速级的计算 38 3.3.1 配齿计算 38 3.3.2 按接触强度初算 AC 传动的中心距和模数 .38 3.3.3 行星排齿轮结构参数的计算 39 3.3.4 验算 AC、CB 传动的接触强度及弯曲

10、疲劳强度 .41 3.4 本章小结 41 第四章 轴及轴上支承联接件的校核42 4.1 轴的种类 42 4.2 轴的工艺要求 42 4.3 轴的初算及材料选择 42 4.4 高速轴的校核 43 4.4.1 高速轴的受力分析 43 4.4.2 按当量弯矩校核轴的强度 44 4.5 低速轴的校核 45 4.5.1 低速轴的受力分析 45 4.5.2 按当量弯矩校核轴的强度 46 4.5.3 花键的选择及校核计算.47 4.5.4 输入轴上的花键校核 48 4.5.5 联结高速级与低速级间的花键校核.48 4.5.6 输出轴的花键校核.49 V 4.6 减速器中轴承的选择及寿命校核 49 4.6.1

11、 轴承承载能力的计算 49 4.6.2 轴承的寿命计算 51 4.7 本章小结 52 第五章 减速器密封及轴工艺分析.53 5.1 概述 53 5.2 密封形式的选择 53 5.2.1 密封形式的分类 53 5.2.2 密封形式的选择 54 5.3 轴的工艺分析 55 5.4 本章小结 56 结 论.57 参考文献58 致 谢.59 附 录 A.60 附 录 B.65 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第一章 绪 论 1.1 选题的目的及意义 行星齿轮的传动应用已有几十年的历史。由于行星齿轮传动是把定轴线传动改为 动轴线传动，采用功率分流，用数个行星齿轮分担载荷，并且合理应用内啮合，以及 采用

12、合理的均载装置，使行星齿轮传动有许多重大的优点。这些有点主要有质量轻、 体积小、传动范围大，承载能力不受限制，进出轴呈同一轴线；同时效率高。 与普通定轴齿轮传动相比，行星齿轮传动最主要的特点就是它至少有一个齿轮的 轴线是动轴线，因而称为动轴轮系。行星齿轮传动中，至少有一个齿轮即绕动轴线自 传，同时又绕定轴线公转，既作行星运动，所以通常称为行星齿轮传动。 目前履带车辆所采用的减速器为行星齿轮减速器，与传统减速器相比具有质量小、 体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点，这些已被我国越 来越多的机械工程技术人员所了解和重视。本设计通过对军用履带车采用的行星齿轮 减速器的结构设计，

13、初步计算出各零件的设计尺寸和装配尺寸，并对设计结果进行参 数化分析，为行星齿轮减速器产品的开发和性能评价，实现行星齿轮减速器规模化生 产提供了参考和理论依据。 行星齿轮传动的特点：1）把定轴线传动给为动轴线传动；2）功率分流，采用数 个行星齿轮传递载荷；3）合理地应用内啮合。 行星齿轮传动的优越性：1）体积小、质量轻，只相当一般齿轮传动的体积、质 量的 1/21/3；2）承载能力大，传递功率范围及传动比范围大；3）运行噪声小， 效率高，寿命长；4）由于尺寸和质量减少，就能够采用优质材料与实现硬齿面等化 学处理，机床工具规格小，精度和技术要求容易达到；5）采用合理机构，可以简化 制造工艺，从而使

14、中小型制造厂就能够制造，并易于推广和普及；6）采用行星齿轮 机构，用两个电机可以达到变速要求。由此可见，行星齿轮传动是一种先进的齿轮传 动结构。 1.2 齿轮式减速器发展现状 齿轮是广泛使用的传动元件。目前世界上利用齿轮最大传递功率可达 6500kW，最大线速度达 210ms；齿轮最大重量达 200t，组合式齿轮最大直径达 256m，最大模数 m 达 50mm。我国自行设计的高速齿轮增速器和减速器的功率 黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 已达 44000kW，齿轮圆周速度达 150ms 以上。 齿轮减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换，将电动机的回转数 减速到所要的回转数，并得到较大转

15、矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机 构中，齿轮减速器 的应用范围相当广泛 ，几乎在各式机械的传动系统中都可以见 到它的踪迹。齿轮减速器 具有减速及增加转矩 作用，因此广泛应用在速度与扭矩 的转换设备。 齿轮减速器的作用主要有： (1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不 能超出减速机额定扭矩。 (2）减速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。 齿轮减速器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机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达 到减速的目的，普通的减速 器也会有几对相同原理齿轮达到理想的减速效果，大

16、 小齿轮的齿数之比，就是传动比。 齿轮减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。 它的种类繁多，型号各异，不同种类有不同的用途。齿轮减速器按照传动类型可 分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器；按照传动级数不同可分为单级 和多级减速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥 圆柱齿轮减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。 1.3 齿轮减速器的发展趋势 随着社会的发展、时间的推移，齿轮技术进展的步伐越来越迅速。近年来， 工业发达国家制造的机械装置向着大型、精密、高速、成套和自动化方向发展， 有的则向小型、轻量化方向发展，从而推动了

17、齿轮的技术的进步。 概括起来说，当今世界各国齿轮技术发展的总趋势向六高、二低、二化的方 向发展。六高及高承载能力、高齿轮面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传 动效率；二低即低噪声、低成本、二化即标准化、多样化。 1 在产品设计阶段，就同时进行工艺过程设计及安排产品整个生产周期个配套 环节。市场的快速反映大大缩短了产品投放市场的时间。零部件企业正向大型化、 专业化、国际化发展。齿轮产品将成为国际采购、国际配套的产品。 适应市场要求的新产品开发，关键工艺技术的创新竞争，产品质量竞争以及 员工技术素质与创新精神，是 2l 世纪企业竞争的焦点。在 2l 世纪成套机械装备 中，齿轮仍然是机械传动的基本

18、部件。由于计算机技术与数控技术的发展，使得 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 机械加工精度、加工效率大为提高，从而推动了机械传动产品多样化，整机配套 的模块化、标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致、美观。 数控机床和工艺技术的发展，推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统 设计中的电子控制、液压传动，齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱设计中优 化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉，将成为新型传动产品发展的重要 趋势。 工业通用变速箱是指为各行业成套装备及生产线配套的大功率和中小功率变 速箱。国内的变速箱将继续淘汰软齿面，向硬齿面 (5060HRC)、高精度 (45 级)、高可靠度软启

19、动、运行监控、运行状态记录、低噪声、高的功率与体 积比和高的功率与重量比的方向发展。中小功率变速箱为适应机电一体化成套装 备自动控制、自动调速、多种控制与通讯功能的接口需要，产品的结构与外型在 相应改变。矢量变频代替直流伺服驱动，已成为近年中小功率变速箱产品(如摆 轮针轮传动、谐波齿轮传动等 )追求的目标。 随着我国航天、航空、机械、电子、能源及核工业等方面的快速发展和工业 机器人等在各工业部门的应用，我国在谐波传动技术应用方面已取得显著成绩。 同时，随着国家高新技术及信息产业的发展，对谐波传动技术产品的需求将会更 加突出。中国齿轮行业在 20 世纪 90 年代的快速发展，已基本完成由卖方市场

20、投 到买方市场的转变。随着我国体质的个改革的深入，充分发挥行业协会的作用， 加强行业自律性的市场约束，形成有序竞争的市场制度，是当前是的发展的迫切 任务。 减速器和齿轮的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工 业水平，因此开拓和发展减速器和齿轮技术在我国有广阔的前景。 1.4 主要工作内容 以履带车辆主动轮减速机构设计为主要研究对象，对主动轮减速器进行了研 究设计，确定主动轮行星齿轮减速器选择，对行星齿轮减速器的基本工作原理进 行分析选择、行星齿轮传动设计与校核。主要内容包括： 1.行星齿轮传动传动方案分析、行星齿轮工作原理以及配齿、传动比确定； 2.行星齿轮传动比分配、各轮齿齿

21、数和尺寸确定； 3.轴的工艺要求、轴颈计算以及输入轴输出轴设计校核； 4.密封件的分类及选择、轴的工艺分析。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 第二章 减速器传动方案的确定 2.1 总体方案的确定 2.1.1 减速器的类型及特点 减速器的功用是改变发动机传动到驱动轮上的转矩和转速，使车辆在原地起步、 爬坡、转弯、加速等各种行使条件下工作，使车辆获得足够的牵引力和行驶速度。减 速器的传动方案有多种多样，各有各的特点。一般常见行星齿轮减速器的分类及型式 及其应用范围如表 2.1 行星齿轮减速器主要类型与特点所示。 表 2.1 行星齿轮减速器主要类型与特点 序 号基本结 构命名 啮合 方式 命名 传

22、动简图传动比 范围 传动效 率 传动功 率范围 制造工 艺性 应用场 合 说明 1 2K-H 型 NGW 型 2.81 2.5 0.97 0.99 不限加工与 装配工 艺较简 单。 可用于 任何工 作情况 下，功 率大小 不受限 制。 具有内 位啮合 的 2K-H 型单机 传动 （负号 机构）。 2 2K-H 型NW 型7170.97 0.99 不限因有双 联齿轮， 使加工 与装配 复杂。 同型 2K-H。 具有内 外啮合 的 2K-H 型传动 （正号 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 机构）。 3 2K-H 型NN 型3010 0 传动 效率很 小时， 可达 1700 效率低、 且随传 动比

23、 i 增大而 下降， 并有自 锁可能。 小于或 等于 30KW。 制造精 度要求 较高 适用于 短期间 断工作 场合， 推荐用 于特轻 型工作 制度。 双内啮 合 2K-H 型传动 （正号 机构）。 4 2K-H 型WW 型1.2 至 几千 效率低、 且随传 动比 i 增大而 下降， 并有自 锁可能。 15KW 制造与 装配工 艺性不 佳。 推荐只 在特轻 型工作 制度下 用，最 好不用 于动力 传动。 双外啮 合 2K-H 型传动 （正号 机构）。 5 3K 型 NGWN 型 2010 0 小功 率可达 500 以 上 效率较 低，且 随传动 比增入 而下降， 并有自 锁可能。 96KW 制

24、造与 装配工 艺性不 佳。 适用于 短期间 断工作 场合。 6K-H-V 型 N 型7710.70 .94 96KW 齿形及 输出机 构要求 较高。 2.1.2 传动方案分析 黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 本设计为电动机驱动主动轮，电动机代替发动机驱动主动轮。电动机横置于履 带车辆前主动轮左右两侧，故其传动方向大致一致，不会出现交角的传动。且由 于坦克传动属于大功率传动，传动比不算太大，采用蜗杆、齿轮螺杆减速器不 合适，因为要求的传动比太大；若采用摆线针轮减速器和协波齿轮减速器也同样 不合适，因为这两样传动在实际应用中技术还不成熟，且要求传递功率较小和传 动比范围太大，根本不适用于坦克等履

25、带车辆做减速器。剩下可考虑圆柱齿轮减 速器和行星齿轮减速器两种传动方案了。 从表 2.2 定轴传动减速器主要类型与特点所示可以看出圆柱齿轮减速器可以 做成单级、两级、三级三种，做为定轴式减速器，轮齿可以做成直齿、斜齿和人 字齿。传动轴线平行，结构简单，精度易于保证，由于结构简单，早期坦克、汽 车、拖拉机有着广泛的应用。还可分为同轴线式和非同轴线式，非同轴线式还可 分为展开式和分流式。展开式是两级减速器中最简单的一种，齿轮相对轴承位置 不对称，轴产生弯曲变形时，载荷分布不均匀，因此轴应有较大的刚度。分流式 齿轮与轴承对称布置，载荷沿齿宽分布均匀。此外，还有同轴线式传动方式，就 是输入轴与输出轴同

26、轴。 表 2.2 定轴传动减速器主要类型与特点 类别级数推荐传动比范围特点及应用 单级调质齿轮 I13.7 42.1 6.5 52.1 4.7 62.1 3.9 82.1 3.2 102.1 2.8 122.1 2.6 上表摘自机械设计手册，由于本设计采用 NGW 型减速器，故对于其它类型减速器 传动比范围略过没写在上面。表中数值为在良好设计条件下。在一般的设计中，传动 比若接近极限值时，通常要进行邻接条件的验算。由以上计算传动比得 10.5，对于 NGW 型减速器，如采用单级传动则由上表可以看出，只能选用 3 个行星轮数目，才能 满足传动比的要求。 如果采用单级行星齿轮传动，可以看出齿数必然

27、很多，直径必然很大，这样对于 设计空间可能不够在直径方向有可能超出范围。且在轴向方向空间利用率不高，轴伸 过长，不容易于支撑。因此依据前人的经验，决定采用 NGW 型两级减速传动进行设计 计算。由上表选用 4 个行星轮。 接下来则要决定如何确定传动比的分配了，多级行星齿轮传动的各级传动比的分 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 配原则是各级传动的等强度和获得最小的外形尺寸。在两级 2K-H(NGW)型行星齿转动 中，欲得到最小的传动径向尺寸，可使低速级内齿轮分度圆直径与高速级被齿轮分度 圆直径之比接近 1。通常使/等于 11.2。2K-H(NGW)型两级行星齿轮传动的 B d B d 传动比分

28、配如图 3.12K-H(NGW)行星齿轮传动比分配图所示。 图 3.1 2K-H(NGW)行星齿轮传动比分配图 图中 和 分别为高速级及总的传动比，E 可按下式计算： I i i 3 ABE B B d B d 222 lim 222 lim sdcvHNWH sdcvHNWH CK K KZZ A CKKKZ Z 式中：行星轮数目； s C 齿宽系数； d 载荷不均匀系数； c K 接触强度的齿向载荷分布系数； H K 动载系数； v K 接触强度的寿命系数； N Z 工作硬化系数； w Z 黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 计算齿轮的接触疲劳极限。 limH 式中和图中代号的角标和分别表

29、示高速级和低速级；及的比值，, vH KK 2 N Z 可用类比法进行试凑，或取三项比值的乘积等于 1.82。如果全部采 2 2 () vHN vHN K KZ KKZ 用硬度350 的齿轮时，可取。最后算得之 E 值如果大于 6，则取 E6。HB 2 2 1 W Z Z 设高速级与低速级外啮合齿轮材料，齿面硬度相同，则, 取 limIlimHH ， /=1.2， ss CC I21ww ZZ 21cc KK IdIId 2 2 I 2 II NHv NHv ZKK ZKK 4 . 2 2 Ilim 2 I 2 III 2 lim 22 III HwNHvcds HwNHvcds ZZKKKC

30、 ZZKKKC A 19 . 3 1 . 14 . 2ABE 33 查表得, 7 . 3i 8379 . 2 7 . 3 5 . 10 I i i i 上面两个传动比就是分配后得到的两个传动比，是两级 2K-H（NGW）型行星齿轮 减速器的串联，下面就要具体设计计算，确定行星齿排的齿数等一系列的参数。 3.1.2 行星齿轮传动齿数确定的条件 由于在上一章我们知道了行星齿轮传动的原理，2K-H(NGW)型减速器为太阳轮输 入，齿圈固定，行星架输出。其传动比为: （一）传动比条件 122113 /11/ZZinni 式中: 为齿圈齿数； 2 z 为太阳轮齿数。 1 z 其结构参数 K 与传动比的关

31、系为： （3.1） 1K i 黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 对已知机构参数 K 的行星排，其齿轮的齿数和行星轮数有一定的几何关系，设计 时需进行计算，称为行星排的配齿计算。在进行配齿计算计算齿数时，需遵循以下条 件。 （二）同心条件 对 2K-H 型行星传动，其三个基本构件的旋转轴线必须重合于主轴线，即其中心 轮与行星轮组成的所有啮合副的实际中心距必须相等。为了正确的啮合，各对啮合齿 轮之间的中心距必须相等，即三元件的旋转中心必须重合。在 NGW 型传动，太阳轮 A 和行星轮 C 的中心距应等于行星轮 C 与内齿轮 B 的中心距，即。可 AC a CB a AC a CB a 如下图 3

32、2 所示。 图 3.2 行星轮同心条件示意图 如图，对于标准啮合及高变位齿轮，各齿轮的节圆与分度圆重合， AC a CB a 上式可写成： coscos ACBC tACtCB zzzz 式中： m为模数； 为太阳轮齿数； A z 为行星轮齿数； C z 为齿圈齿数。 B z 整理后得：或2 AC zz BC zz B z A z C z 对于角变位齿轮其同心条件公式可以写为： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 coscos ACBC tACtCB zzzz 式中：太阳轮与行星轮的啮合角； tAC 行星轮与齿圈之间的啮合角。 tCB 因必为整数，同心条件可以叙述为：太阳轮与齿圈应该同为奇数或

33、同为偶数。 C z （三）装配条件 NGW 型 欲使数个行星轮均匀地配置在中心轮周围，而且都能嵌入两个中心轮中 间，如果行星轮的个数与各齿轮没有满足一定的关系，这些行星轮是装不进去的。因 为当第一个行星轮装入之后，两个中心轮的相对位置就确定了，这时按平均布置的其 他行星轮在一般情况下就不可能嵌入两个内、外齿中心轮之间，即无法进行装配。为 了保证能够装配，设计时必须满足行星轮个数与各齿轮齿数之间符合一定的关系的要 求，这就称为装配条件。满足装配条件，可以保证各行星轮均布地安装于两中心齿轮 之间，并且与两个中心轮啮合良好没有错位现象。 装配条件可以表述为，应使太阳轮与内齿轮的齿数和等于行星轮数目的

34、整数 s C 倍，即公式： q (整数) 或 (整数) AB s zz C q C Zi s A B AX 就是使所选用的 q 个行星轮均匀分布，行星架上各行星轮的间隔角为： 2 j q （3.2） 由推导可知： 2 BA j n zz 当行星轮均匀分布时，将式（3.2）代入得： BA zzqn （3.3） 这就是行星排的装配条件，可以叙述为行星齿轮数因为齿圈和太阳轮齿数的整因 子之一。如果所选齿数之和没有适合的整因子，两行星轮间隔角必须满足式 j 黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 （3.2）的条件。这是只要符合同心条件可用四个行星轮，两两对称地分布，也能使 径向力相互抵消。 (四)相邻条件

35、 在行星齿轮传动中，相邻两个行星轮不相互碰撞，必须保证他们之间有一定间隙， 通常最小间隙应大于半个模数，这个限制称为邻近条件。除了要满足上述两个条件之 外，如果行星轮个数太多，相邻两个行星轮的齿面会发生干涉，根本不能工作或不能 装入齿轮。但仅仅不干涉还不够，由于两行星轮靠近处的切线速度是相反的，对于高 速运动的齿轮，产生很大的搅油损失，将使传动效率降低，因此两行星轮齿顶圆之间 通常应根据模数 m 留出 1m2m 毫米以上的间隙，如 3.3 图所示行星轮相邻条件示意 图。 相邻条件必须保证相邻两行星轮互不相碰，并留有大于 0.5 倍模数的间隙，根据 相邻条件，相邻两个行星轮的中心距 L 应大于最

36、大行星轮的顶园直径或者 g a d 如图 3.3 所示。 f a d 图 3.3 行星齿轮相邻条件示意图 即行星轮齿顶圆半径之和小于其中心距。当行星轮均匀分布时，q=3 一般都不会 干涉，q=4 且 k, 1e N 7 5 10 2e N 7 5 10 12 1 NN ZZ (11)润滑剂系数 2 L Z 选用的矿物油润滑，是考虑所采用的润滑剂类型和粘度与实 2 50 100/vmms L Z 验齿轮的试验条件不同时，对齿轮的许用接触应力的影响系数。由机械设计手册上 14108 页查取，得：1 12LL ZZ (12）速度系数 2 V Z 是考虑齿轮的节点线速度与实验齿轮的实验条件不同时，对许

37、用接触应力的影 V Z 响系数。可由机械设计手册 14109 页查取： 112 0.99 LVV ZZZ (13）粗糙度系数 R Z 是考虑齿轮的齿面粗糙度与实验齿轮不同时，对许用接触应力的影响系数。 R Z 可按相对平均粗糙度及由机械设计手册 14109 页查取，大小齿轮齿面 R Z 100R Z limH 黑龙江工程学院本科生毕业设计 34 粗糙度， 由下式求得：mZZ RR 5 21 3 21 100 100 2a ZZ Z RR R A中心距，mm。 查机械设计手册查得： 12 0.95 RR ZZ (14）齿面工作硬化系数 W Z 是用以考虑经光整的硬齿面小齿轮在运转过程中对调质大齿

38、轮面产生冷作硬 W Z 化，从而使大齿轮的许用接触应力得到提高系数。机械设计手册 14110 页查取这里 取1 W Z (15）接触强度计算的尺寸系数 X Z 是考虑计算齿轮的模数大于试验齿轮时，由于尺寸效应使齿轮齿面接触疲劳 X Z 极限降低的系数。在根据零件大小选材适当，且热处理和硬化层深度选择合理时，一 般取，这里 2。 1ZX1ZZ X2X1 (16)最小安全系数、 minH S minF S 在选取安全系数时，应根据传动装置得重要程度、工作要求、经济性和维修难易 等因素，综合考虑，并要注意：计算所用的原始数据越接近实际，则安全系数越可取 得小些；反之应取大些；不同的使用场合评定齿轮失

39、效的准则是不同的，如低速车辆 齿轮，通常允许少量的塑性变形、点蚀和磨粒磨损，低速软齿面齿轮，允许一定量非 扩展性点蚀，航天用齿轮，不允许由任何损伤；由于断齿比点蚀的后果更严重，所以 一般弯曲强度的安全愈量应大于接触强度的安全愈量2。 表 3.4 最小安全系数 可靠性要求 最小安全系数、 minH S minF S 失效概率低于 1/10000 1.5 失效概率低于 1/1000 1.25 失效概率低于 1/100 1.00 失效概率低于 1/10 0.85 黑龙江工程学院本科生毕业设计 35 由机械设计手册查得：，。 lim 1 H S4 . 1 min F S (17）许用接触应力 由 9)

40、中表公式得： XWRVL H NH ZZZZZ S Z min lim HP 1500 Hlim 2 /06.12861195 . 0 95 . 0 1 11500 mmN HP （18）接触强度判断 ，接触强度校核通过。 HP H 3.2.3 验算 AC 传动弯曲疲劳强度的校核 （1）弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 F K 时考虑沿齿宽方向载荷分布对齿根弯曲应力的影响系数。可见机械设计手册 F K 14111。 N 29 . 1 )(KK N HF 2 2 )/()/(1 )/( hbhb hb N 式中：幂指数；N 接触强度计算的齿向载荷分布系数； F K 齿宽，mm ； b 齿高，mm

41、。h mm75 . 6 325. 22.25mh n 82 . 0 )75 . 6 /36()75 . 6 /36(1 )75 . 6 /36( 2 2 N 23 . 1 29. 1K 82. 0 F （2）应力修正系数 sa Y 黑龙江工程学院本科生毕业设计 36 是当载荷作用于齿顶时将名义弯曲应力换算成齿根局部应力系数。它考虑了 sa Y 齿根过渡曲线处的应力集中效应，以及弯曲应力以外的其它应力对齿根应力的影响。 可按当量齿数和法向变位系数可由机械设计手册 14120 页查取。 变位系数；，；47. 0Xa4437 . 0 Xc 当量齿数；74.26,94.33 VCVA ZZ 由上图查得

42、；，。84 . 1 Ysa178. 1Ysa2 （3）弯曲强度计算的重合度和螺旋角系数 是将载荷由齿顶转换到单对齿啮合区上界点的系数。Y 对于的齿轮传动， ，21 75. 0 25. 0Y6265 . 1 ；711 . 0 6565 . 1 75 . 0 25. 0Y ， 120 1Y 当时，按计算，当时，按，1 1 30 30 。8996 . 0 120 5 . 13 8921 . 0 1Y （4)计算齿根应力 项目单位计算公式 计算齿根应力 N/ 2 mmt FAVFFFsa n F K K KKY Y Y Y bm 许用齿根应力 N/ 2 mmlim min FSTNT FPrelTRr

43、elTX F Y Y YYY S 强度条件 F FP t FAVFFFsa n F K K KKY Y Y Y bm 2 1 /36.76mmN F 黑龙江工程学院本科生毕业设计 37 2 2 /26.88mmN F （5）弯曲强度计算的寿命系数 NT Y 由接触疲劳强度校核算得：， 9 1 9.64 10 e N 10 2 1.55 10 e N 查机械设计手册图 14-1-57 1YY 21 NN （6）齿根圆角敏感系数 relT Y 齿根圆角敏感系数个、表示在轮齿折断时，吃根处的理论应力集中超过实际应力 集中的程度。可由机械设计手册 14129 页查取，如上图查得。95 . 0 Yrel

44、T （7）齿根表面状况系数 RrelT Y 齿根表面状况系数是考虑齿廓根部的表面状况，主要是齿根圆角处的粗糙度对齿 根弯曲强度的影响。查机械设计手册 14-131 得： 0.1 1.6740.5291 RrelTz YR 1 1RrelT Y 2RrelT Y （8）弯曲强度计算的尺寸系数 X Y 是考虑计算齿轮的模数大于试验齿轮时，由于尺寸效应使齿轮的弯曲疲劳极 X Y 限较低的系数。可按上图查取， X Y1YX 图 3.7 弯曲强度计算的尺寸系数 （9）许用齿根应力 FP 黑龙江工程学院本科生毕业设计 38 lim min FSTNT FPrelTRrelTX F Y Y YYY S 得

45、； 2 Flim /500mmN 2 FP2FP1 /29.339mmN （10）弯曲强度校核 FP2F2FP1F1 , 弯曲校核通过。 3.2.4 根据接触强度计算来确定内齿轮材料 1 lim 1 t AVHHHE H LVRWXN Fu K K KKZ Z Z Z d bu Z Z Z Z Z Z = 2 / 2 . 927 95 . 0 95 . 0 95 . 0 795 mmN 根据的值，选用调制钢、渗碳淬火钢短时气体或液体氮化，表面硬度达到 Hlim HRC5055 即可。 3.2.5 CB 传动的弯曲强度验算 通过公式，可计算得内齿轮的弯曲应力及许用应力，过程同 AC 传动弯曲应力

46、 校核，由 40Cr 的，由公式得， 2 Hlim /300mmN 2 424/ HP N mm ，故内齿轮材料满足弯曲强度要求。 2 128/ H N mm 3.3 减速器低速级的计算 3.3.1 配齿计算 低速级的配齿计算与高速级的配齿计算过程相同，取，距可能达到的传4 s C 动比极限较远，可不检验邻接条件。 得： C C Zi s A B AX 取 C 等于 25 得 CZA 4 7 . 3 27 A Z7327425 AsB ZCcZ23 C Z 黑龙江工程学院本科生毕业设计 39 3.3.2 按接触强度初算 AC 传动的中心距和模数 低速级输入扭矩 Nm2878.253998 .

47、0 7 . 3 3 . 700iTT II 传动比 2.749i 对 AC 传动 C S A K C T T Nm57.68615 . 1 4 08.2388 取接触疲劳强度综合系数 K2 齿数比 85185 . 0 27 23 Z Z C A u 低速级与高速级齿轮材料相同，硬度也相同。太阳轮和行星轮得材料用 20CrMnTi 渗碳淬火，齿面硬度 HRC6062（太阳轮）和 HRC5658（行星轮） 2 lim 1500/ H N mm 齿宽系数愈大，齿轮就愈宽，其承载能力就越大。但齿宽太大会使载荷沿齿宽分 布不均的现象严重。故齿宽系数应取适当的值。一般0.11.2；闭式齿轮常用 a 0.3；通用减速器常取。0.1 a 0.4 a 取齿宽系数 0.4 a 低速级也采用斜齿轮考虑用斜齿轮，则按上表公式得 3 Hlim 2 a ) 1(476 u KT ua A 3 2 84 . 0 15004 . 0 05.7302 ) 184 . 0 (476 =109.0716068mm 所以，模数： 451836735. 4 2227 07.0912