【文章內(nèi)容簡介】 Ⅲ軸：r/min Ⅳ軸： Ⅴ軸：Ⅵ軸： 當電動機頻率為84HZ時各軸轉速如下： Ⅰ軸：Ⅱ軸：Ⅲ軸：r/min Ⅳ軸： Ⅴ軸： Ⅵ軸： 查機械設計手冊知一對滾動軸承：,齒輪傳動高速級選6級精度， 各軸輸入功率： Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： Ⅵ軸： Ⅴ軸： Ⅵ軸： 牽引減速箱速度 牽引減速箱速度 牽引減速箱最大牽引力： 牽引減速箱最小牽引力： 當電動機頻率為50HZ時各軸的轉矩如下： Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： Ⅳ軸： Ⅴ軸： Ⅵ軸：當電動機頻率為84HZ時各軸轉矩如下： Ⅰ軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： Ⅳ軸： Ⅴ軸：Ⅵ軸：計算結果如下表：軸名功率（kw)轉矩(Nmm)轉速（r/min)Ⅰ軸40Ⅱ軸Ⅲ軸Ⅳ軸Ⅴ軸Ⅵ軸33 二級圓柱齒輪的設計計算一、 齒輪設計原則單級圓柱齒輪減速器，直齒，斜齒；兩級圓柱齒輪減速器～60；雙級行星減速器14～160.當中心距一定時，齒數(shù)取的越多，則重合度增大，改善了傳動的平穩(wěn)性。同時，齒數(shù)多則模數(shù)小，齒頂圓直徑小，可使滑動比減小，因此磨損小，膠合的危險性小，并且又能減小金屬切削量，節(jié)省材料，降低加工成本。但是齒數(shù)增多則模數(shù)減小，輪齒的抗彎強度降低，因此，在滿足抗彎強度的條件下，宜取較多的齒數(shù)。通常取齒數(shù)小于等于 18～30，閉式傳動，硬度小于350HBS,過載不大，宜取較大值；硬度大于350HBS,過載大，宜取較小值；開式傳動宜取較小值。對高速膠合危險性大的傳動，用大于等于25～27。 模數(shù)由強度計算或結構設計確定，要求圓整為標準值，傳遞動力的傳動齒輪模數(shù)m≥2㎜。初步確定模數(shù)時，一般對于軟齒面齒輪（齒面硬度≤350HBS）外嚙合傳動，m =（～）a ；對于硬齒面齒輪（齒面硬度350HBS）外嚙合傳動m =（～）a； 載荷平穩(wěn)，中心距大的取小值，反之取大值。 由齒輪的強度公式可知，輪齒越寬，承載能力也愈高，因而輪齒不宜過窄；但增大齒寬又會使齒面上的載荷分布更趨不均勻，故齒寬系數(shù)應取得適合。圓柱齒輪齒寬系數(shù)的薦用值列于下表。對于標準圓柱齒輪減速器，齒寬系數(shù)取為；，，，。運用設計計算公式時，對于標準減速器，可先選定再用上式計算出相應的值 。二、二級圓柱直齒齒輪傳動的設計計算幾何計算及強度計算均采用機械出版社的《機械設計手冊》新版第3卷和高等教育出版社的《機械設計》上的計算方法。 傳動為閉式齒輪傳動，為使結構緊湊，由《機械設計》表6表66選擇大小齒輪的材料為40Cr鋼，表面淬火，二者為硬齒面齒輪，硬度為45～50HRC,力學性能=735 MPa，＝539Mpa，齒輪全為漸開線直齒輪，壓力角。 精度等級：高速級齒輪在頻率最高轉速為2455r/min時，估算圓周速度約為小于15m/s，選擇6級精度；，估算圓周速度約為小于6m/min,選擇8級精度。 分配傳動比的基本原則是： 1）使各級傳動的承載能力接近相等（一般指齒面接觸強度）。 2）使各級傳動的大齒輪浸入油中的深度大致相等，以使?jié)櫥啽恪? 3）使減速器獲得最小的外形尺寸和重量。兩級臥式圓柱齒輪減速器，按高速級和低速級的大齒輪浸入油中的深度大致相等的原則，以及齒面接觸強度相等的條件，傳動比的分配可按經(jīng)驗公式進行，對于展開式減速器，由于中心距，所以常使，選用，則。對于惰輪結合齒輪整體布置尺寸滿足安裝尺寸，且考慮在齒輪和之間使傳動比分配均勻，與齒輪的傳動比（一）齒輪和的設計： 按每天工作16小時，預期壽命10年，每年工作250天計算 齒 數(shù)：齒輪為電機出軸齒輪，轉速較高，考慮齒面膠合的危險性，在滿足抗彎強度的條件下，宜取較多的齒數(shù)。選擇=30 ,則。 計算公式按式（6—8） 由前面求得= 查171。機械設計187。表610，硬齒面齒輪，兩軸承之間非對稱布置，取齒寬系數(shù)=，由表67查得使用系數(shù)： =，由圖66a試取動載荷系數(shù)=，由圖68：按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取=，由表68：按齒面硬化，直齒輪，6級精度，齒間載荷分配系數(shù)=。 初步確定彈性系數(shù)。 由171。機械設計187。表613齒面接觸許用應力 由171。機械設計187。圖622查取齒輪材料接觸疲勞極限應力(ML級），小齒輪應力循環(huán)次數(shù)： ， 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)： ， 由表611求得接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)為： 由171。機械設計187。圖623查取工作硬化系數(shù),由171。機械設計187。表612查取安全系數(shù)。 取小齒輪寬度，大齒輪寬度。 ，取m= 分度圓直徑， 齒輪中心距 按計算結果校核前面的假設是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 ，由圖66查得：。 故：假設成立。 ,由171。機械設計187。圖614查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。由171。機械設計187。圖61圖613查得，代入，得，， 由式（64） 由式（67） =751MPa齒輪接觸疲勞強度安全。由計算結果可知，工作應力比許用應力?。?MPa=,為了充分利用材料，可以把齒寬適當減小，可以取齒輪齒寬為30mm,齒輪齒寬為35mm。 計算公式按式（611） 查171。機械設計187。圖618得：小齒輪齒形系數(shù) ：，大齒輪齒形系數(shù) ： 查171。機械設計187。圖619得：小齒輪應力修正系數(shù)：，大齒輪應力修正系數(shù)： 查171。機械設計187。圖620得：重合度系數(shù)： 按式（614）計算彎曲疲勞許用應力 按圖624查齒輪材料彎曲疲勞極限應力：。 由171。機械設計187。表613計算彎曲疲勞強度計算壽命系數(shù)： 由171。機械設計187。查圖625得尺寸系數(shù)：，由式（614）取試驗齒輪的應力修正系數(shù)： 彎曲疲勞強度安全系數(shù)按表612，取。 比較， ，應按小齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度 =彎曲疲勞強度足夠。（二）齒輪的設計：齒輪的齒數(shù)，取齒數(shù)為52，在允許取值范圍之內(nèi)。齒輪的材料及熱處理與和的選取一樣，選用為40Cr鋼，表面淬火，硬度為45～50HRC,力學性能=735 MPa，＝539Mp。，,齒輪的齒寬為，則齒輪和的寬度為35mm。齒輪的分度圓直徑。精度等級：同樣選擇6級精度校核齒輪和： 按每天工作16小時，預期壽命10年，每年工作250天計算 計算公式按式（6—8） 由前面求得= 查171。機械設計187。表610，硬齒面齒輪，兩軸承之間非對稱布置，取齒寬系數(shù)=，由表67查得使用系數(shù)： =，由圖66a試取動載荷系數(shù)=，由圖68：按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取=，由表68：按齒面硬化，直齒輪，6級精度，齒間載荷分配系數(shù)=。 初步確定彈性系數(shù)。 由171。機械設計187。表613齒面接觸許用應力 由171。機械設計187。圖622查取齒輪材料接觸疲勞極限應力，小齒輪應力循環(huán)次數(shù)： ， 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)： ， 由表611求得接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)為： 由171。機械設計187。圖623查取工作硬化系數(shù),由171。機械設計187。表612查取安全系數(shù)。 齒輪中心距 前面求得。 ,由171。機械設計187。圖614查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。由171。機械設計187。圖61圖613查得，代入，得，， 由式（64） 由式（67） =齒輪接觸疲勞強度安全。 計算公式按式（611） 查171。機械設計187。圖618得：小齒輪齒形系數(shù) ：，大齒輪齒形系數(shù) ： 查171。機械設計187。圖619得：小齒輪應力修正系數(shù)：，大齒輪應力修正系數(shù)： 查171。機械設計187。圖620得：重合度系數(shù)： 按式（614）計算彎曲疲勞許用應力 按圖624查齒輪材料彎曲疲勞極限應力：。 由171。機械設計187。表613計算彎曲疲勞強度計算壽命系數(shù)： 由171。機械設計187。查圖625得尺寸系數(shù)：，由式（614）取試驗齒輪的應力修正系數(shù)：彎曲疲勞強度安全系數(shù)按表612，取。 比較，應按小齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度 =彎曲疲勞強度足夠。 （三）齒輪和的設計：選用的材料及處理同高速級相同，精度等級選用為8級，此處轉速已經(jīng)降低，當中心距一定時，齒數(shù)取的越多，則重合度增大，改善了傳動的平穩(wěn)性。同時，齒數(shù)多則模數(shù)小，齒頂圓直徑小。選定齒輪的齒數(shù)為23，則。取，在誤差允許范圍內(nèi)。 計算公式按式（6—8） 由前面求得= 查171。機械設計187。表610，硬齒面齒輪，兩軸承之間非對稱布置，取齒寬系數(shù)=，由表67查得使用系數(shù)： =，由圖66a試取動載荷系數(shù)=，由圖68：按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取=，由表68：按齒面硬化，直齒輪，8級精度，齒間載荷分配系數(shù)=。 初步確定節(jié)點區(qū)域系數(shù) ，重合度系數(shù)，由表69確定彈性系數(shù)。 由171。機械設計187。表613齒面接觸許用應力 由171。機械設計187。圖622查取齒輪材料接觸疲勞極限應力=1150MPa（MQ級），小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：，大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：，由表611求得接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)為： 由171。機械設計187。圖623查取工作硬化系數(shù),由171。機械設計187。表612查取安全系數(shù)。 取小齒輪寬度，大齒輪寬度（171。機械設計187。P201對于圓柱齒輪傳動，為了避免安裝時軸向錯位不能保證設計要求的輪齒接觸寬度，常將小齒輪齒寬加大5～10mm。） ，取m=5mm強度滿足分度圓直徑， 齒輪中心距 按計算結果校核前面的假設是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 ，由圖66查得：。 故：假設成立。 ,由171。機械設計187。圖614查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)。由171。機械設計187。圖61圖613查得，代入，得，， 由式（64） 由式（67） =975MPa齒輪接觸疲勞強度安全。取齒寬，則取小齒輪為50mm,大齒輪為45mm。 計算公式按式（611） 查171。機械設計187。圖618得：小齒輪齒形系數(shù) ：，大齒輪齒形系數(shù) ： 查171。機械設計187。圖619得：小齒輪應力修正系數(shù)：，大齒輪應力修正系數(shù)： 查171。機械設計187。圖620得：重合度系數(shù)： 按式（614）計算彎曲疲勞許用應力 按圖624查齒輪材料彎曲疲勞極限應力：。 由171。機械設計187。表613計算彎曲疲勞強度計算壽命系數(shù)： 由171。機械設計187。查圖625得尺寸系數(shù)：，由式（614）取試驗齒輪的應力修正系數(shù)： 彎曲疲勞強度安全系數(shù)按表612，取。 比較， ，應按小齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度 =彎曲疲勞強度足夠。 雙級行星減速器的設計 雙級行星減速器與定軸輪系相比，具有體積小，重量輕，傳動比范圍大，承載能力大、效率高和工作平穩(wěn)等優(yōu)點。設計過程參考171。機械設計手冊187。中關于漸開線行星齒輪傳動的設計。（一）已知參數(shù) 輸入功率： 輸入轉速： 輸出轉速: 中等沖擊，每天連續(xù)工作16小時，預期壽命10年，每年工作250天計算（二）方案設計 減速器的傳動比。擬用兩級中心輪輸入、行星架輸出的型式串聯(lián)，高速級采用中心輪和行星架浮動而內(nèi)齒輪固定的結構，低速級采用僅中心輪浮動的結構。 高速級行星輪輪數(shù)選，低速級行星輪輪數(shù)選 上圖為雙級NGW型傳動方案 、精度 因屬于低速傳動，采用齒