【文章內(nèi)容簡介】 代表齒輪A、B、C和D的齒數(shù)。減速器實(shí)際總傳動(dòng)比：。傳動(dòng)比相對誤差：。Δi不超過土3％，因此滿足要求。、功率和轉(zhuǎn)矩軸I(輸入軸)： 軸Ⅱ(輸入軸)：軸Ⅲ(輸出軸)：。計(jì)算結(jié)果列于表41。表41各軸的轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩和傳動(dòng)比軸I（輸入軸）軸Ⅱ軸Ⅲ轉(zhuǎn)速n（r/min）1000功率P（kW）轉(zhuǎn)矩T（N?m）傳動(dòng)比 i因鍋爐上煤機(jī)提升機(jī)構(gòu)的齒輪所承受載荷為沖擊性質(zhì)，為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪材料均用40Cr，調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度HRC48～55，材料抗拉強(qiáng)度，屈服極限σs=500MPa。齒輪精度選為8級(GBl0095—88),閉式硬齒面齒輪傳動(dòng)。考慮到載荷性質(zhì)及對高硬度齒面齒輪傳動(dòng)，因此設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)以抗彎強(qiáng)度為主，小輪應(yīng)采用少齒數(shù)大模數(shù)原則，各輪齒數(shù)如前所述。并初選螺旋角β＝14。 齒輪模數(shù)≥ （32）：(1)載荷系數(shù)Kt對起重機(jī)，載荷沖擊不大，初選載荷系數(shù)Kt＝；(2)齒輪A轉(zhuǎn)矩TA TA＝T1＝ 103Nmm；(3)齒寬系數(shù)φd 取φd=；(4)端面重合度εα 因?yàn)?(5)A、B齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限、 查[9]圖69得；(6)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)、 =60 n1 j=601000136016=109 =/u =109/=108 (7)許用彎曲應(yīng)力 （33）式中——試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限， ＝380MPa； ——彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)，＝； ——彎曲疲勞壽命系數(shù)，查圖6—7得，； ——應(yīng)力修正系數(shù)，=2；將數(shù)值代入公式（43）得= = Mpa；(8)查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)；查[9]6—4得齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)分別為：，，；(9)比較兩齒輪的比值對齒輪A：對齒輪B：兩值相比，說明A輪彎曲強(qiáng)度較弱，故應(yīng)以A齒輪進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)；(10) 重合度系數(shù)及螺旋角系數(shù)：取=，= (1)按彎曲強(qiáng)度條件計(jì)算齒輪模數(shù)把上述各值代入公式（32），則得mm（2）齒輪圓周速度（3）計(jì)算載荷系數(shù)查[9]表6—2得工作情況系數(shù)。根據(jù)v= 、8級精度查[9]圖610得動(dòng)載荷系數(shù)，斜齒輪傳動(dòng)取=， 查[9]=。故載荷系數(shù)：K=KAKv==。（4）校正并確定模數(shù)，取。 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 （34）確定公式（34）中各參數(shù)值1）A、B齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限、 按齒面硬度查[9]、B齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限：； 2）接觸疲勞壽命系數(shù)、 查[9]=，=；3）計(jì)算許用接觸應(yīng)力 取安全系數(shù)=1，則4）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查[9]=；5）重合度系數(shù) =；6）螺旋角系數(shù) ；7）材料系數(shù) 由[9]=。校核計(jì)算：根據(jù)公式（34）得，因此接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求。因起重機(jī)起升機(jī)構(gòu)的齒輪所承受載荷為沖擊性質(zhì)，為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪材料均用40Cr，調(diào)質(zhì)后表面淬火，齒面硬度HRC48～55，材料抗拉強(qiáng)度σB=700MPa，屈服極限σs=500MPa。齒輪精度選為8級(GBl0095—88),閉式硬齒面齒輪傳動(dòng)?？紤]到載荷性質(zhì)及對高硬度齒面齒輪傳動(dòng)，因此設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)以抗彎強(qiáng)度為主，小輪應(yīng)采用少齒數(shù)大模數(shù)原則，各輪齒數(shù)如前所述。并初選螺旋角。（32）中各參數(shù)：(1)載荷系數(shù)K對起重機(jī)，載荷沖擊不大，初選載荷系數(shù)；(2)齒輪C轉(zhuǎn)矩 ； (3)齒寬系數(shù)φd 取φd=；(4)端面重合度 因?yàn)椋?（5)C、D齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限、 查[9]圖69得；（6）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)、=60 n3 j=6011036016=108=/u =108/=108 u==（7）許用彎曲應(yīng)力： 根據(jù)（33）式中——試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限，； ——彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)，＝； ——彎曲疲勞壽命系數(shù)，查[9]圖6—7得，； ——應(yīng)力修正系數(shù)，=2；將數(shù)值代入上述公式（33）得：= ，= Mpa；(8)查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)；查[9]表6—4得齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)分別為：，，；(9)比較兩齒輪的比值對齒輪C：對齒輪D：兩值相比，說明C輪彎曲強(qiáng)度較弱，故應(yīng)以C齒輪進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。(10) 重合度系數(shù)及螺旋角系數(shù)：取=，= (1)按彎曲強(qiáng)度條件計(jì)算齒輪模數(shù)把上述各值代入公式（32），則得mm（2）齒輪圓周速度（3）計(jì)算載荷系數(shù)查[9]表6—2得工作情況系數(shù)。根據(jù)v= 、8級精度查圖610得動(dòng)載荷系數(shù)＝，斜齒輪傳動(dòng)取=， 查[9]=。故載荷系數(shù)：K===。(4)校正并確定模數(shù)，取。 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核確定公式（34）中各參數(shù)值：1）A、B齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限、 按齒面硬度查[9]、B齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限：；2）接觸疲勞壽命系數(shù)、 查[9]=，=；3）計(jì)算許用接觸應(yīng)力：取安全系數(shù)=1，則4）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 查[9]=；5）重合度系數(shù) =；6）螺旋角系數(shù) ；7）材料系數(shù)：由[9]=；根據(jù)公式（34）校核計(jì)算得：，因此接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求。 第一對齒輪（1）中心距a：取中心距aAB＝78mm；（2）精算螺旋角β：因β值與原估算值接近，不必修正參數(shù)、和；（3）齒輪A、B的分度圓直徑d分別為：；（4）齒輪寬度b齒輪B：；齒輪A： 第二對齒輪（1）中心距a：取中心距＝110mm。（2）精算螺旋角β：因β值與原估算值接近，不必修正參數(shù)、和。（3）齒輪C、D的分度圓直徑d分別為：（4）齒輪寬度b齒輪D：；齒輪C： 軸的主要設(shè)計(jì)內(nèi)容減速器中的軸均為階梯軸，高速軸與低速軸既承受彎矩又承受扭矩，屬于轉(zhuǎn)軸，中間軸只承受彎矩不承受扭矩，屬于轉(zhuǎn)動(dòng)心軸。轉(zhuǎn)軸上支承著齒輪、套筒、聯(lián)軸器等零件，軸本身又靠一對軸承支承，各零件間有明確的相對位置。運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力由齒輪輸入，經(jīng)聯(lián)軸器傳遞給下一級裝置（即工作機(jī)）的輸入軸。軸的設(shè)計(jì)包括結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和工作能力計(jì)算兩方面內(nèi)容。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是根據(jù)軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理的確定軸的結(jié)構(gòu)形式和尺寸；軸的工作能力計(jì)算包括軸的強(qiáng)度、剛度和振動(dòng)穩(wěn)定性等方面的計(jì)算。 軸的設(shè)計(jì)步驟軸的設(shè)計(jì)步驟：按工作要求合理選擇軸的材料和熱處理的方法；軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；軸的強(qiáng)度的校核計(jì)算；必要時(shí)作軸的剛度或振動(dòng)穩(wěn)定性等的校核計(jì)算；繪制軸的零件工作圖。還應(yīng)注意軸的設(shè)計(jì)與軸上零件設(shè)計(jì)間的聯(lián)系和影響，往往必須結(jié)合進(jìn)行。高、低速軸和中間軸均采用45Cr，調(diào)質(zhì)后表面淬火。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)就是要確定軸的合理的外形和結(jié)構(gòu)，以及包括各軸段長度、直徑及其他細(xì)小尺寸在內(nèi)的全部結(jié)構(gòu)尺寸。軸的結(jié)構(gòu)一般應(yīng)滿足以下幾個(gè)方面的要求：軸和軸上零件有準(zhǔn)確的工作位置；軸上零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整；軸應(yīng)具有良好的制造工藝性；軸的受力合理，有利于提高強(qiáng)度和剛度；節(jié)省材料，減輕重量；形狀及尺寸有利于減小應(yīng)力集中。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)一般已知裝配簡圖、軸的轉(zhuǎn)速、傳遞的功率及傳動(dòng)零件的類型和尺寸等。擬訂軸上零件的裝配方案是進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的前提。裝配方案是指軸上零件的裝配方向、順序和相互關(guān)系。軸上零件可從軸的左端、右端或從軸的兩端依次裝配。由于受軸上零件的不置、定位和固定方式以及裝配工藝等多種因素的影響，裝配方案不止一種，應(yīng)通過對比分析，擇優(yōu)選取。在本次減速器設(shè)計(jì)中，減速器為剖分式箱體，為便于軸上零件的裝拆，將軸制成階梯軸，其直徑自中間軸環(huán)向兩端逐漸減少。 （35）軸的材料選用45Cr，按公式（35）估算軸的最小直徑： 式中P——軸傳遞功率，，；n——軸的轉(zhuǎn)速，， ；C——計(jì)算常數(shù)，取決于軸的材料和受載情況，查[9]=110；代入各值，則取，并以此作為軸最小外徑，并按軸上零件相互關(guān)系設(shè)計(jì)軸。當(dāng)軸段上開有鍵槽時(shí)，應(yīng)適當(dāng)增大直徑以考慮鍵槽對軸的強(qiáng)度的削弱：時(shí)，單鍵槽增大3%，雙鍵槽增大7%；時(shí)，單鍵槽增大，雙鍵槽增大。最后應(yīng)對軸進(jìn)行圓整。階梯軸各軸段直徑的變化應(yīng)遵循下列原則：配合性質(zhì)不同的表面，直徑應(yīng)有所不同；加工精度、粗糙度不同的表面，一般直徑亦應(yīng)有所不同；應(yīng)便于軸上零件的裝拆。通常從初步估算的軸端最小直徑開始，考慮軸上配合零部件的標(biāo)準(zhǔn)尺寸、結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和定位、固定、裝拆、受力情況等對軸結(jié)構(gòu)的要求，依次確定各軸段（包括軸肩、軸環(huán)等）的直徑。具體操作時(shí)還應(yīng)注意以下幾個(gè)方面的問題：（1）與軸承配合的軸頸，其直徑必須符合滾動(dòng)軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)系列。（2）軸上螺紋部分必須符合螺紋標(biāo)準(zhǔn)。（3）軸肩（或軸環(huán)）定位是軸上零部件最方便可靠的定位方法。軸肩分定位軸肩和非定位軸肩兩類。定位軸肩通常用于軸向力較大的場合，其高度查[9]，并應(yīng)滿足，查 [9] 。滾動(dòng)軸承定位軸肩的高度必須低于軸承內(nèi)圈的高度，以便拆卸軸承，具體尺寸可查軸承標(biāo)準(zhǔn)或手冊。非定位軸肩是為加工和裝配方便而設(shè)置的，其高度沒有嚴(yán)格的規(guī)定，一般取。（4）與軸上傳動(dòng)零件配合的軸頭直徑，應(yīng)盡可能圓整成標(biāo)準(zhǔn)直徑尺寸系列（[9]）