【文章內(nèi)容簡介】 減速器與電動機(jī)的連體結(jié)構(gòu)，也是大力開拓的形式，并已生產(chǎn)多種結(jié)構(gòu)形式和多種功率型號的產(chǎn)品。（2）國內(nèi)減速器現(xiàn)狀：國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機(jī)械效率過低的問題。另外，材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內(nèi)使用的大型減速器（500kw以上），多從國外（如丹麥、德國等）進(jìn)口，花去不少的外匯。60年代開始生產(chǎn)的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機(jī)械效率高等優(yōu)點?。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機(jī)械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內(nèi)出現(xiàn)的三環(huán)（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現(xiàn)較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結(jié)構(gòu)簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結(jié)構(gòu)，故使功率/體積（或重量）比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。我國超大型減速器（如水泥生產(chǎn)行業(yè)，冶金，礦山行業(yè)都需要超大型減速器）大多依靠進(jìn)口，而本減速器的一個巨大優(yōu)勢就是可以做超大型的減速器，完全可以填補(bǔ)國內(nèi)市場的空白，并將具有較大的經(jīng)濟(jì)效益和社會效益。 減速器的總體設(shè)計 擬定傳動方案礦井提升機(jī)機(jī)是低速重載機(jī)械，工作條件較差，載荷有一定的沖擊，且有粉塵等。與其它傳動方式相比，齒輪傳動有效率高，尺寸小，適應(yīng)性強(qiáng)等優(yōu)點，所以設(shè)計礦井提升機(jī)機(jī)采用齒輪傳動。設(shè)計球磨機(jī)工作二十年，每年工作340天，每天連續(xù)工作13h。根據(jù)齒輪傳動的特點，擬定采用兩級傳動，均采用閉式斜齒輪傳動，如圖31所示： 圖31擬定傳動方案 電機(jī)選型 工業(yè)上一般用三相交流電源，無特殊要求，一般采用三相異步交流電機(jī)。由上章所知，選擇的是JRQ1478型電動機(jī)，其技術(shù)規(guī)格N=200千瓦，額定轉(zhuǎn)速735轉(zhuǎn)/分，額定電壓為6000伏。由上章所知，選擇的是2JK2/20型礦井提升機(jī)，,20,30三種。分配傳動比選，則 i1= ,則i2=ii1== 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速 n各軸標(biāo)號如圖 n1=nm=735r/min n2=n1i1= n3=n2i2=各軸功率 礦井提升機(jī)機(jī)是專用機(jī)械，應(yīng)用電機(jī)的輸入功率來計算各軸的輸入功率，電機(jī)的額定功率為200kw，電動機(jī)的效率為，所以電動機(jī)的輸出功率為185kw各軸的輸入功率為： p1=pedη0η1= p2=p1η2η3= p3=p2dη3= 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T0=955Opedη0n1= T1=955Op1n1=9550= T2=955Op2n2=9550= T1=955Op3n3=9550= 將以上結(jié)果，整理列入下表31表31項 目電動機(jī)軸軸1軸2軸3轉(zhuǎn)速（r/min）735735功率（kW）185轉(zhuǎn)矩（Nm）傳動比1 齒輪設(shè)計 高速級齒輪設(shè)計斜齒輪傳動比較平穩(wěn)，沖擊、震動、噪聲小，適用于高速重載傳動，所以提升機(jī)磨傳動裝置高速級選擇斜齒輪傳動。高速級傳動位于減速器內(nèi)，屬閉式傳動，所以按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算，然后校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。齒輪材料、精度等級、齒數(shù)及螺旋角選擇小斜齒輪選擇40Cr，調(diào)質(zhì)處理，HB=241～286強(qiáng)度極限為700Mpa,屈服極限為50Mpa,齒面硬度為260HBS。大齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217～255，選取硬度為：225 HBS 二者硬度差為：35 HBS，精度等級為7。齒數(shù)選擇：小齒輪齒數(shù)，取75初選螺旋角按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算（1）：確定公式內(nèi)各計算量選擇=。查圖1030選擇區(qū)域系數(shù)=。計算小齒輪轉(zhuǎn)矩 T1=9550000P1n1 =9550000 =106齒寬系數(shù)，選彈性影響系數(shù)，按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=607351(2034013)=109 N2===109查疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)；計算接觸疲勞許用應(yīng)力端面重合度，查得，于是取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1得2：計算試算小齒輪分度圓直徑，代入的值.d1t≥32106+1（）21=計算圓周速度Vv=πd1tn1601000=73560000=計算齒寬及模數(shù) 齒寬 b=?dd1t= 模數(shù) mnt=d1tcosβZ1=cos1522= 齒高 h=== bh==計算縱向重合度 計算載荷系數(shù)K 經(jīng)查課本《機(jī)械設(shè)計》表102得使用系數(shù) KA= 根據(jù)v=,7級精度,查圖108得動載系數(shù)，由表103查得；由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，齒向載荷分布系數(shù)由bh==,KHβ=,2查圖1013得KFβ=,故載荷系數(shù)為： K=KAKVKHαKHβ=1,44=按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑如下： d1=3KKt=計算模數(shù)： mn=d1cosβz1=cos1522=3 ：按照齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計，使用以下公式： mn=≥32KT1Yβ(cosβ)2YβaYSa?dz12εα[σF]確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)：K=KAKVKFαKFβ==根據(jù)縱向重合度 = 查圖1028得螺旋角影響系數(shù) 計算當(dāng)量齒數(shù).查取齒形系數(shù) 查105表應(yīng)用插值法得 查取應(yīng)力校正系數(shù)查105表應(yīng)用插值法得 查圖1020c表得小齒輪的彎曲疲勞極限 。大齒輪的彎曲疲勞極限 查圖1021表選取彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 選取彎曲疲勞安全系數(shù)S= ,利用公式求得如下:MPa 計算大小齒輪的 并加以比較. 小齒輪的數(shù)值大mn=32106(cos15)2222 =對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)相差較大，為保證齒輪的在使用期間能滿足壽命要求，取較大值作為設(shè)計時參考的模數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)值=8mm,取分度圓直徑d1=Z1=d1cosβmn=cos158= 取Z1=24，則Z2=iZ1=24=,取Z2=82（1）計算中心距 a=(z1+z2)mn2cosβ=(24+82）82cos15= 將中心距圓整為439mm （2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 β=cos1（z1+z2）mn2a=cos1(24+82)82439=176。 （3 ）計算大，小圓的基圓直徑，齒圓直徑，齒根圓直徑 tanαt=tanαncosβ= αt=176。 db1=d1cosαt=186mm db2=d2cosαt=635mm ha=mn=8mm hf==10mm da1=d1+2ha= da2=d2+2ha= df1=d12hf= df2=d22hf=7： 結(jié)構(gòu)設(shè)計：以大齒輪為例,因齒輪齒頂圓直徑大于160mm, . 低速級齒輪設(shè)計齒輪材料、精度等級、齒數(shù)及螺旋角選擇小斜齒輪都選擇40Cr，調(diào)質(zhì)處理，HB=241～286強(qiáng)度極限為700Mpa,屈服極限為50Mpa,齒面硬度為260HBS。大齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217～255，選取硬度為：225 HBS 二者硬度差為：35 HBS，精度等級為7。齒數(shù)選擇：小齒輪齒數(shù)Z1=24，Z2=24=，取82初選螺旋角按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算（1）確定公式內(nèi)各計算量選擇=。查圖1030選擇區(qū)域系數(shù)=。計算小齒輪轉(zhuǎn)矩 T1=9550000P2n2 ==9550000 =106齒寬系數(shù)，選彈性影響系數(shù)，按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n2jLh=601(2034013)=109 N2==1,147=109查疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN1=； KHN2=計算接觸疲勞許用應(yīng)力端面重合度，查得εα1=，εα2==εα1+εα2=取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1得[σ]1=KHN1σlim1S=520MPa1=[σ]2=KHN2σlim2S=520MPa1=σH=σ1+σ22=+=（2）計算試算小齒輪分度圓直徑，代入的值.d1t≥32106+1（）21=259mm計算圓周速度Vv=πd1tn2601000=259=計算齒寬及模數(shù) 齒寬 b=?dd1t=259mm 模數(shù) mnt=d1tcosβZ1=259cos1524= 齒高 h=== bh==計算縱向重合度 εβ=124tan15=計算載荷系數(shù)K 經(jīng)查課本《機(jī)械設(shè)計》表102得使用系數(shù) KA= 根據(jù)v=,7級精度,查圖108得動載系數(shù)KV=，由表103查得；由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，齒向載荷分布系數(shù)由bh==,KHβ=,2查圖1013得KFβ=,故載荷系數(shù)為： K=KAKVKHαKHβ=1,44=(6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑如下： d1=3KKt=(7)計算模數(shù)： mn=d1cosβz1=cos1524=3 按照齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計，使用以下公式： mn=≥32KT1Yβ(cosβ)2YβaYSa?dz12εα[σF](1) 確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)：K=KAKVKFαKFβ==(2) 根據(jù)縱向重合度 = 查圖1028得螺旋角影響系數(shù)Yβ= （3）計算當(dāng)量齒數(shù).Zv1=Z1(cosβ)3=24(cos15176。)3=Zv2=Z2(cosβ)3=82(cos15176。)3=（4）查取齒形系數(shù) 查105表應(yīng)用插值法得 YFa1= YFa2=（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)查105表應(yīng)用插值法得 YSa1= YSa2=（2）其余參數(shù)選擇查圖1020c表得小齒輪的彎曲疲勞極限 。大齒輪的彎曲疲勞極限 查圖1021表選取彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 選取彎曲疲勞安全系數(shù)S= ,利用公式求得如下: YFa1[σF]1YSa1== YFa2[σF]2YSa2==大齒輪的數(shù)值大(3) 設(shè)計計算mn=32106(cos15)2242 =對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)相差較大，為保證齒輪的在使用期間能滿足壽命要求，取較大值作為設(shè)計時參考的模數(shù)，取標(biāo)準(zhǔn)值=10mm,取分度圓直徑d1=Z1=d1cosβmn=cos1510= 取Z1=27，則Z2=iZ1=27=,取Z2=924 幾何尺寸計算（1）計算中心距 a=(z1+z2)mn2cosβ=(27+92）102cos15=615,99mm 將中心距圓整為616mm （2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 β=cos1（z1+z2）mn2a=cos1(27+92)82616=176。 因值改變不多,故參數(shù) 等不必修正（3 ）計算大，小圓的基圓直徑，齒圓直徑，齒根圓直徑 tanαt=tanαncosβ= αt=176。 db1=d1cosαt= db2=d2cosαt= ha=mn=10mm hf== da1=d1+2ha= da2=d2+2ha= df1=d12hf= df2=d22hf=5 結(jié)構(gòu)設(shè)計：以大齒輪為例,因齒輪齒頂圓直徑大于160mm, . 軸的設(shè)計選擇材料 由于傳遞中小功率，軸的轉(zhuǎn)速較高，為保持尺寸穩(wěn)定性和減少熱處理變形可選用40，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，查得材料的力學(xué)性