铁路线路中蜗杆减速及电动手动控制机构设计 毕业设计论文.doc

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1、 第 1 页 共 48 页 铁路线路中蜗杆减速及电动手动控制机构设计铁路线路中蜗杆减速及电动手动控制机构设计 摘摘 要要 齿轮、蜗杆传动是现代机械中应用最广的传动形式。它由齿轮、蜗轮、蜗杆、轴、 轴承及箱体组成的齿轮蜗杆减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间，起匹配 转速和传递扭矩的用。离合器在机器运转中可以将传动系统随时分离或结合，从而改 变传动路线。 本设计讲述了走行架的传动装置设计，包括减速器设计、离合器设计以及手动控 制部分设计等等。首先进行传动总方案的评述，其次进行齿轮蜗杆减速器的设计计 算，再次进行内外齿式离合器、手动控制部分的具体结构设计，最后完成总体设计。 运用 AutoCA

2、D 软件进行减速器、离合器及手动控制部分的二维平面设计。 关键词：关键词： 减速器，离合器，手动控制 Abstract In the modern machinery, the most widely used form of transmission is gears and worm drive. Gear - worm reducer is composed of gear, worm and worm wheel, shaft, bearing and cabinet.It played a role in matching the speed and torque transmiss

3、ion between the prime mover and working machine or the executive institution. In the operation of the machine, clutch can separate or combinate drive system at any time. This paper discusses a walking frame transmission device design, including the design of reducer, clutch and manual control part d

4、esign and so on. The first transmission of general plan review, followed by gear - worm reducer design calculation, again outside the tooth clutch, manual control part of the detailed structure design, finally completed the overall design.Using AutoCAD software to carry out reducer, clutch and manua

5、l control part of the two-dimensional graphic design. Key words: reducer ，clutch ，manual control 第 2 页 共 48 页 目录目录 1 前言前言.4 1.1 计任务及其方案.4 1.2 减速器.4 1.2.1 减速器种类.4 1.2.2 典型减速器的优缺点.4 1.2.3 国内、外减速器现状.5 1.3 离合器.6 1.3.1 离合器的工作原理.6 1.3.2 离合器种类.6 1.3.3 典型离合器的优缺点.6 1.3.4 离合器国内外现状.7 1.4 手动部分设计.7 1.5 本文所做的工作.8

6、 2 2 减速减速器器设计设计.8 2.1 设计任务、条件、方案.8 2.1.1 设计题目 8 2.1.2 原始数据 8 2.1.3 已知工作条件.9 2.1.4 传动方案选择.9 2.2 电动机的选择.9 2.2.1 确定工作机所需功率.9 2.2.2 确定传动总效率9 a 2.2.3 确定电动机型号.10 2.3 分配传动装置传动比.10 2.4 传动系统的动力和运动参数计算.10 2.5 传动零件设计.11 2.5.1 蜗杆传动的设计计算.11 2.5.2 齿轮传动的设计计算.16 2.5.3 轴的计算及校核.21 2.6 箱体的设计.31 2.7 减速器的润滑与密封.32 3 3 离合

7、器及其离合器及其输输出部分设计出部分设计.32 3.1 离合器发展历史.32 3.2 离合器的优缺点.33 3.3 离合器的工作原理.33 3.4 离合器的结构设计.33 3.4.1 离合器的结构简图如下图所示.34 3.4.2 离合器内、外齿轮的结构设计.34 第 3 页 共 48 页 3.4.3 轴的设计.37 3.4.4 离合器、轴的校核.38 3.4.5 弹簧的设计.40 3.5 输出部分的设计.41 3.5.1 传动方案设计.41 3.5.2 开式齿轮结构设计.41 3.5.3 轴的设计.42 3.5.4 滚筒及滑轮的设计.42 4 4 手动控制部分设计手动控制部分设计.42 4.1

8、 手动控制部分的作用.42 4.2 手动控制机构的设计思路与方案.42 4.2.1 设计思路.42 4.2.2 设计方案.43 4.3 手动控制机构的结构设计.43 4.3.1 选择链轮的材料.43 4.3.2 选择链轮的齿数、传动比的分配.43 4.3.3 确定计算功率.43 4.3.4 选择链条型号和节距.44 4.3.5 链传动的布置.44 4.3.6 计算链速，确定润滑方式.44 4.3.7 计算压轴力.44 4.3.8 手动链轮轴及手柄的设计.45 4.3.9 张紧轮的结构设计.46 5 5 总体总体设设计计.46 5.1 总体效果及目的.46 5.2 各零部件的位置关系.47 6

9、6 小结小结.47 7 7 致谢致谢.48 8 8 参考文献参考文献.48 第 4 页 共 48 页 1 前言前言 1.11.1 设计任务及其方案设计任务及其方案 在货场中，由于装卸货物的需要，经常要求铁路供电线路进行横向移动。本设计 要求实现铁路的电线的位置移动并且在电动失效的情况下实现手动移动。总的传动路 线方案如下图所示。 图 1.1 传动路线简图 1.21.2 减速器减速器 1.2.1 减速器种类减速器种类 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。减速器的种类繁多，按照传动类型可分为 齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮

10、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。以下是常用的减 速机分类： 行星摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、齿轮减速器、行星齿轮减速器、 无级变速减速器、特种专用减速器、谐波减速器、三环减速器、带传动减速器等等。 1.2.2 典型减速器的优缺点典型减速器的优缺点 1、蜗轮蜗杆减速器最主要的特点就是具有反向自锁的功能，而且相比其它几种减 第 5 页 共 48 页 速机具有较大的减速比，涡轮蜗杆减速机的输入、输出轴不在同一轴线上，甚至不在 同一个平面上。但是它也有其

11、自身的缺点，那就是涡轮蜗杆减速机的传动效率不够高， 精度也不是很高。 2、谐波减速器的谐波传动主要是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力， 它的体积不大，而且精度很高，不过其缺点就是柔性元件柔轮的使用寿命有限， 而且不耐冲击，它的刚性与金属件相比就比较差。谐波减速器还有个缺点就是它的输 入转速不能太高，有一定的限制。 3、摆线针轮减速器的优点有：结构比较紧凑，回程的间隙较小、精度也比较高， 相比谐波减速器它的使用时间也比较长，同时它还具备较大输出扭矩的特点，不过， 既然它的性能比较好，其价格也就略贵了些。 1.2.3 国内、外减速器现状国内、外减速器现状 减速器在各行各业中十分广泛地使用

12、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题。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 Alan- 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

13、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的分子发动机的尺寸在纳 米级范围，如辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或 者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特 别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器（500kw 以上） ， 多从国外（如

14、丹麦、德国等）进口，花去不少的外汇。60 年代开始生产的少齿差传动、 摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点。但受 其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于 40kw。由于在传动的 第 6 页 共 48 页 理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、 传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90 年代初期，国内出现的 三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传 递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。 由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/

15、体积（或重量）比值仍小。且其输入轴与输 出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成功的“内平动齿轮 减速器“不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/重量（或体积）比值，以及 输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位。国内有少数高等学校和厂 矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工作，发表过一些研究论文，在利用摆 线齿轮作平动减速器开展了一些工作。 1.31.3 离合器离合器 1.3.1 离合器的工作原理离合器的工作原理 离合器的主动部分和从动部分借接触面间的摩擦作用，或是用液体作为传动介质 （液力偶合器） ，或是用磁力传动（电磁离合器）来传递转矩，使两者之间可

16、以暂时分 离，又可逐渐接合，在传动过程中又允许两部分相互转动。 1.3.2 离合器种类离合器种类 离合器的主动部分和从动部分借接触面间的摩擦作用，或是用液体作为传动介质 （液力偶合器） ，或是用磁力传动（电磁离合器）来传递转矩，使两者之间可以暂时分 离，又可逐渐接合，在传动过程中又允许两部分相互转动。离合器的种类繁多，按其 工作原理可分为啮合式、摩檫式；按其离合控制方法有可分为操纵式、自动式；自动 式又分为超越离合器、离心离合器、安全离合器；按操纵方式又分为机械离合器、电 磁离合器、液压离合器、气压离合器等等。 1.3.3 典型离合器的优缺点典型离合器的优缺点 牙签式离合器外形尺寸小，传递转矩

17、大，接合后主从动轴无相对滑动，传动比不 变。但接合时有冲击，适合于静止接合，或转速差较小时接合(对矩形牙转速差 10r/min，对其余牙形300r/min)，主要用于低速机械的传动轴系；摩檫离合器无 论在何种速度时，两轴都可以结合或分离，结合过程平稳，冲击、震动较小，从动轴 的加速时间和所传递的最大扭矩可以调节，过载时可发生打滑，以保护重要零件不至 于损坏；缺点是外形尺寸较大，在接合和分离过程要产生滑动摩檫，故发热较大，磨 第 7 页 共 48 页 损也较大；活塞缸旋转式摩擦离合器承载能力高，传递转矩大，体积小，当外形相同 时，其传递转矩比电磁离合器大 3 倍，而且无冲击，起动换向不稳，但接合

18、速度不及 气压离合器，能自动补偿摩擦元件的磨损量，易于实现系列化生产；离心式离合器利 用自身的转速来控制两轴的自动接合或脱开，其特点是可直接与电动机联接，使电动 机在空载下平稳起动，改善电机的发热，但由于未达到额定转速前，因打滑产生摩擦 热，故不宜用于频繁起动的场合，且输出功率与转速有关，故也不宜用于变速传动的 轴系。 1.3.4 离合器国内外现状离合器国内外现状 如今，单片干式摩擦离合器在结构设计方面相当完善：采用具有轴向弹性的从动 盘，提高了离合器的接合平顺性；离合器中装有扭转减振器，防止了传动系统的共振， 减少了噪音；以及采用了摩擦较小的分离杆机构等。另外，采用了膜片弹簧作为压簧， 可同

19、时兼起到分离杠杆的作用，使离合器结构大为简化，并显著地缩短了离合器的轴 向尺寸。膜片弹簧和压盘的环行接触，可保证压盘上的压力均匀。由于膜片弹簧本身 的特性，当摩擦片磨损时，弹簧的压力几乎没有改变，且可减轻分离离合器时所需要 的踏板力。为了提高离合器的传扭能力，在重型汽车上多采用多片干式离合器。次外， 近年来由于多片湿式离合器在技术上的不段改善，在国外的某些重型牵引汽车和自卸 车上又开始采用多片湿式离合器，并有不断增加的倾向。与干式离合器相比，由于用 油泵进行强制制冷的结果，摩擦表面的温度较低（不超过 93）。因此，允许起步时 长时间地打滑或用高档起步而不致烧损摩擦片，具有良好的起步能力。据说这

20、种离合 器的使用寿命可达干式离合器的五、六倍。为了实现离合器的自动操纵，有自动离合 器。采用自动离合器时可以省去离合器踏板，实现汽车的“双踏板”操纵。与其他自动传 动系统（如液力传动）相比，它具有结构简单，成本低廉及传动效率高的优点。因此， 在欧洲小排量汽车上曾得到广泛的应用。但是在现有自动离合器的各种结构中，离合 器的摩擦力矩的力矩调节特性还不够理想，使用性能不尽完善。例如，汽车以高档低 速上坡时，离合器往往容易打滑。因此必须提前换低档以防止摩擦片的早期磨损以至 烧坏。这些都需要进一步改善。随着汽车运输的发展，离合器还要在原有的基础上不 断改进和提高，以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看

21、，近年来汽车的性能在 向高速发展，发动机的功率和转速不断提高，载重汽车趋向大型化，国内也有类似的 情况。此外，对离合器的使用要求也越来越高。所以，增加离合器的传扭能力，提高 其使用寿命，简化操作，已经成为目前离合器的发展趋势。 第 8 页 共 48 页 1.41.4 手动部分设计手动部分设计 手动部分设计，其目的是为了在电动失效的情况下，通过人工操作也能完成相关 的工作。它的传动路线为手柄、主动链轮、从动链轮、离合器输入轴。工作原理如下 图所示。 图 1.2 手动控制结构示意图 1.51.5 本文所做的工作本文所做的工作 本次设计所采用的减速器为蜗杆-齿轮减速器，离合器采用纯机械的内外齿式离合

22、 器，因为它不受外界条件（如温度）的限制，离合器的工况恶劣，温差很大，最低温 度能打零下 30，最高可达 45，在这种条件下电磁离合器等其它的电动离合器已C C 经失效。相比其它机械离合器，内外齿式离合器还可以减少箱体内齿轮个数，以达到 减小离合器的总体尺寸的目的。手动部分采用链传动,离合器输出轴上装一滚筒，再通 过钢丝与滑轮相连将回转运动变为直线运动，从而实现铁路供电线路进行横向移动。 2 减速器设计减速器设计 2.12.1 设计任务、条件、方案设计任务、条件、方案 2.1.1 设计题目设计题目 蜗杆-齿轮减速器设计 2.1.2 原始数据原始数据 工作拉力 F（KN） 7.0 第 9 页 共

23、 48 页 钢丝牵引速度 V（m/s） 0.15 滚筒直径 D(mm) 150 2.1.3 已知工作条件已知工作条件 （1）滚动效率；0.95 （2）工作情况：两班制，连续单相运转，载荷较平稳； （3）工作环境：室外，灰尘较大，环境最高温度 45 （4）使用折旧期 8 年，4 年大修一次 （5）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 2.1.4 传动方案选择传动方案选择 蜗杆齿轮减速器的传动系统参考方案如下图所示 图 2.1 传动系统方案 2.22.2 电动机的选择电动机的选择 2.2.1 确定工作机所需功率确定工作机所需功率 工作机所需功率 1000 w Fv P 根据原始数据，F

24、=7000N V=0.15m/s 则： kw05 . 1 1000 15 . 0 7000 F 2.2.2 确定传动总效率确定传动总效率 a 第 10 页 共 48 页 adw 式中，为减速器的总效率，为齿式离合器总效率。查22表 1-7 得: 一对滚 d w 动轴承的效率=0.99；联轴器的效率=0.99；卷筒效率=0.95；普通圆柱蜗杆传动 1 2 3 效率=0.75；闭式圆柱齿轮传动效率=0.97 。故减速器的总效率为： 4 5 67 . 0 99 . 0 75 . 0 97 . 0 99 . 0 223 54 2 2 3 1 d 离合器的总效率： 92 . 0 97 . 0 95 .

25、0 99 . 0 531 w 所以传动装置的总效率： 63 . 0 92 . 0 67 . 0 wda 2.2.3 确定电动机型号确定电动机型号 工作机所需要的电动机输出功率 计算如下： d P 67 . 1 63 . 0 05. 1 a w d p p 查22表 12-1，取电动机的额定功率；kwped3 已知卷筒转速，减速器的总传动比合理范围；min/19 15 . 0 6015 . 0 rn 30 200 a i 电动机转速合理范围为；该范围内的转速有 (30 200)600 4000 / min da i nnr 750r/min , 1000r/min , 1500r/min , 3

26、000r/min。 这里取同步转速为 1000r/min,所选用的 Y132s-6 型三相异步电动机的额定功率 ，大于工作机所需要的电动机输出功率，同步满载转速kwpd3kwped67 . 1 。960 / min m nr 2.32.3 分配传动装置传动比分配传动装置传动比 总传动比 5 . 50 19 960 n n i m a 分配减速器传动比，蜗杆-齿轮减速器，可取齿轮传动比为， a ii 12 (0.03 0.06)i 由此得减速器总传动比关系为： 5 . 5005 . 0 21 iiia 79.31 2 i59 . 1 79.31 5 . 50 2 1 i i i a 2.42.4

27、 传动系统的动力和运动参数计算传动系统的动力和运动参数计算 第 11 页 共 48 页 传动系统各轴所有数字代号表示如下图 2.1 所示： 0 轴： 0 960 / min m nnrkwpp d 67 . 1 0 mNmN n p T m d 6 . 16 960 67 . 1 95509550 0 1 轴： 10 960 / minnnr kwkwpp64 . 1 99 . 0 99 . 0 67 . 1 2101 mNmNTT 3 . 1699 . 0 99 . 0 6 . 16 2101 2 轴： kw i n n 2 . 30 79.31 960 2 1 2 kwkwpp46 . 1

28、 90 . 0 99 . 0 64 . 1 4112 mNmNiTT 7 . 46179.3190 . 0 99 . 0 3 . 16 24112 3 轴： min/19 59 . 1 2 . 30 1 2 r i n n kwkwpp3 . 190 . 0 99 . 0 46 . 1 5123 mNmNiTT 1 . 65459 . 1 90 . 0 99 . 0 7 . 461 15123 4 轴： min/19 43 rnn kwkwpp27 . 1 99 . 0 99 . 0 3 . 1 2134 mNmNTT 6 . 64799 . 0 1 . 654 234 将计算结果汇总如下表所

29、示： 表 2.1 各轴运动参数 轴代号转速（r/min）功率/kw转矩/（）N m: 09601.6716.6 19601.6416.3 230.21.46461.7 3191.3654.1 4191.27647.6 2.52.5 传动零件设计传动零件设计 2.5.1 蜗杆传动的设计计算蜗杆传动的设计计算 1) 选择蜗杆蜗轮材料选择蜗杆蜗轮材料 选择蜗轮蜗杆材料，热处理方式，精度等级，无特殊要求采用普通圆柱蜗杆传动 第 12 页 共 48 页 由上计算可得蜗杆转速 ；蜗轮转速 蜗杆选用 1 960 / minnnr 杆2 30.2 / minnnr 轮 45 钢，蜗杆螺旋齿面淬火处理，硬度为

30、4055HRC 采用渐开线蜗杆涡轮选用铸锡磷青铜 ,金属模铸造。为了节省贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮心用灰10 1 un ZC SP 铸铁 HT200 制造。选择精度为 7 级。 2)2) 确定设计准则确定设计准则 由于该减速器为闭式传动，蜗杆副多因齿面胶合或点蚀而失效。因此通常是按吃 面接触疲劳强度进行设计，确定蜗轮蜗杆的主要参数尺寸，而根据齿根弯曲疲劳强度 进行校核。 3) 按齿面接触疲劳强度进行设计按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯 曲疲劳强度.传动中心距 a 式(2.1) 2 3 2( ) EP H Z Z aK

31、T 确定作用在蜗轮上的转矩 2 T 由以上计算已知，输入功率，蜗杆转动，蜗杆传动kwpp64 . 1 1 960 / minnr 杆 比，按蜗杆头数，估取效率，则 2 . 30 2 i 1 1Z 7 . 0 2 1.64 0.7 95509550363.0 30.2 p TNmNm n 轮 确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数；由11表 11-5 选取使用系数1 ;由于转速不高，冲击不大，由11图 10-8 可取动载系数。1 A K 1.05 v K 1 1 1.051.05 Av KK K 确定弹性影响系数 E Z 对于青铜或者铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时，取 1 2 160

32、Ea ZMP 确定接触系数Z 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，由11从教材图 11-18 1 d a 1 0.35 d a 中可查得=2.9Z 确定许用接触应力 H 第 13 页 共 48 页 根据蜗杆材料为铸锡磷青铜 ，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 40 10 1 un ZC SP: 55HRC；由11教材表 11-7 中查得蜗轮的基本许用应力 268 Ha MP HHNH K 寿命系数 7 8 10 HN K N 应力循环次数 7 6060 1 30.2 384007.32 10 h Njn l 轮 式中，j 为蜗轮没转一转每个齿轮啮合的次数，为工作寿命 h l 8 300 8 2

33、38400 h lh 则 ， 77 88 7 1010 0.780 7.32 10 HN K N 0.780 268209.04 HHNHaa KMPMP 计算中心距a 223 3 3 2 160 2.9 ()1.05)10123.37 209.04 E H Z Z aKTmmmm 取，按，由11表 11-2，得模数，蜗杆分度圆直径125amm 2 31.79i 6.3mmm ，则，由11图 11-18 查得接触系数 1 63dmm 1 63 0.4 125 d a 2.6Z 因为，所以以上计算结果可用。 ZZ 4) 蜗杆蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗杆主要参数及尺寸

34、 轴向齿距 19.79 a Pmmm 直径系数 10q 齿顶圆直径 * 11 263275.6 aa ddh mmmmm 齿根圆直径 * 11 2()632 (10.25 6.3)46.4 fa ddh mcmm 分度圆导程角 5 4238 蜗杆轴向齿厚 11 9.9 22 a Smmm 蜗轮主要参数及尺寸 第 14 页 共 48 页 由11表 11-2，查得，变为系数 2 31z 2 0.6587x 验算传动比；传动比，此时传动比误差为 2 1 31 z i z ， 31 31.79 100%2.4% 31.79 在允许的误差范围内，是允许的。 蜗轮分度圆直径 22 6.3 31195.3

35、dmzmmmm 蜗轮喉圆直径 * 22 2195.32 1mmmm aa ddh m 蜗轮齿根圆直径 * 222 2 ()195.32(1 0.65870.25)171.2 fa ddm hxcmmmm 蜗轮咽喉母轮半径 22 11 12521.05 22 ga radmm 蜗轮蜗杆几何尺寸及主要参数汇总如下表所示： 表 2.2 蜗轮蜗杆传动几何尺寸及主要参数 几何尺寸及主要 参数 符号蜗杆蜗轮 头数，齿数 1,2 z 131 轴向齿距(mm) a P 19.79/ 直径系数 q 10/ 齿顶圆直径(mm) 1a d 75.6/ 齿根圆直径(mm) 1,2f d 46.4171.3 分度圆直径

36、(mm) 1,2 d 63195.3 喉圆直径(mm) 2a d /207.9 咽喉母圆半径 (mm) 2g r /21.05 分度圆导程角 2g r 5 4238 / 轴向齿厚(mm) a S 9.9 / 第 15 页 共 48 页 5) 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 由公式 （式 2.2） 2 2 12 1.53 FFaF KT YY d d m 当量齿数 2 2 33 31 31.63 coscos 5.7 v z z 按变为系数 ，查11图 11-19 可得齿形系数 2 0.6587x 2 31.63 v z 2 3.3 Fa Y 螺旋角系数 5.7 110.96 1401

37、40 Y 由11表 11-8 中查得由制造的蜗轮的基本许用弯曲应力10 1 un ZC SP 40 Fa MP 寿命系数 66 99 7 1010 0.620 7.32 10 FN K N 则 2 2 12 1.531.53 1.05 P FFaaa KT YYP d d m 40 0.62024.8 FFFNaa KMPMP 所以 FF 故弯曲强度满足要求。 6) 验算效率验算效率 式（2.3） tan (0.95 0.96) tan() v 已知，；与相对滑动速度有关5.7 arctan vv f v f s v 11 1 960 /3.18/ cos60 1000cos60 1000 c

38、os5.7 s vd n vm sm s 由11表 11-18，利用插值法得 ， 。0.028 v f 1.6 v 则 tantan5.7 (0.95 0.96)0.950.74 tan()tan(5.7 1.6) v 第 16 页 共 48 页 大于原估计值，因此不用重算。 2.5.2 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 1) 选择齿轮材料选择齿轮材料 该齿轮传动无特殊要求，为制造方便，选用软齿面齿轮，选用直齿圆柱齿轮传动。 小齿轮选用，调质，硬度 280HB；大齿轮选用 45 钢，调质，硬度为 240HB；40 r c 选用 8 级精度 2) 确定设计准则确定设计准则 闭式齿轮传动，且两

39、齿轮硬度均是软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式，先按齿 面接触疲劳强度进行计算，确定其主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核。 3) 初选齿数与齿宽系数初选齿数与齿宽系数 小齿轮齿数 ；大齿轮齿数，取为齿轮 1 22z 21 1 22 1.5934.98zz i 2 35z 1 i 传动比，第二章中已算出。 验算实际传动比为 2 1 35 1.591 22 z i z 传动比误差： 1 1.591 1.59 100%100%0.06% 1.591 ii i 在误差允许范围内，适合。 4 ) 用齿面接触疲劳强度初步设计用齿面接触疲劳强度初步设计 由设计计算公式进行试算，由11公式（10-9a）

40、式（2.4） 2 1 3 1 1 2.32() tE t dH K TZ d : 确定公式中的各计算数值 试选载荷系数1.3 t K 计算小齿轮传递的转矩 2 3 1 1.46 9.55 109550461.7 30.2 P TN mN m n : 按小齿轮在轴上不对称分布，查11表 10-7，选取齿宽系数1.0 d 第 17 页 共 48 页 按齿轮材料为 45 钢，查11表 10-6，可得材料的弹性影响系数189.8 E Z 1 2 MPa 按小齿轮齿面硬度为 280HB，调质，大齿轮齿面硬度为 240HB，查11图 10- 21d，可得 小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 600 Ha

41、MP 大齿轮的接触疲劳强度极限 lim2 550 Ha MP 由11公式 10-13 计算应力循环次数。 小齿轮应力循环次数 7 1 6060 30.2 1 384007.0 10 h Nnjl 大齿轮应力循环次数 7 7 1 2 7.0 10 4.4 10 1.59 N N i 按，查11图 10-19，取接触疲劳寿命系数 1 N 2 N 1 1.2 HN K 2 1.25 HN K 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数,由11式 10-12 得1S 1lim1 1 1.2 600 720 1 HNH Haa K MPMP S 2lim2 2 1.25 550 688 1 HN

42、H Haa K MPMP S min688 HH MPa 试算小齿轮分度圆直径，将数据值代入公式，可得 1t d 22 1 3 3 1 11.3 461700 1.59 1 189.8 2.32()2.32()97.58 11.59688 tE t dH K TZ dmmmm : 取 1 97.58 t dmm 5) 确定主要参数确定主要参数 圆周速度 1 97.58 30.2 /0.154/ 60 100060 1000 d n vm sm s 齿宽 1 97.58 197.58 d bdmmmm 查11表 10-2，工作情况系数1 A K 按，8 级精度，查11图 10-8，可得动载荷系数

43、0.154/vm s1.05 v K 第 18 页 共 48 页 对于直齿轮取齿间载荷分配系数 1 HF KK 按 mm，非对称布置，精度等级 8 级，查11表 10-4，可得1 d 97.58b 齿向载荷分布系数 1.475 H K 载荷系数 1 1.05 AvHH KK K KK 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由11式 10-10a，得 3 3 11 1.549 97.58103.5 1.3 t t K ddmmmm K 模数 m 1 1 103.5 4.7 22 t d mmmmm z 标准模数 m 5mmm 确定中心距为 012 11 ()5 (2235)142.5 22 am

44、 zzmm 6) 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 按，查11表 10-5，可得 1 22z 2 35z 齿形系数 1 2.72 Fa Y 2 2.45 Fa Y 应力校正系数 1 1.57 Sa Y 2 1.625 Sa Y 按齿轮材料查11图 10-20c 可得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500 FEa MP 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2 380 FEa MP 由11图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 1 1.05 FN K 2 1.09 FN K 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数,由11公式 10-12 可得1.4 F S 11 1 500 328.57 1.4 FN

45、FE Fa F K MP S 22 2 380 260.57 1.4 FNFE Fa F K MP S 计算弯曲应力 由11公式 10-5a 有 式（2.5） 1 32 1 2 FaSa F d KTY Y m z 第 19 页 共 48 页 代入数据得： 小齿轮 1 1 3232 1 22 1.4752.72 1.57 96 1 5 FaSa Fa d KTY Y MPaMP m z 大齿轮 22 21 11 2.45 1.625 9689 2.72 1.57 FS FFa FF Y Y MPaMP Y Y ,所以齿根弯曲强度合格，但是由于两者数值相差过大，因此需要对模数 F F 进行修正，利用修正后的模数，确定齿轮的主要尺寸。 7) 修正模数修正模数 按