大功率減速器液壓加載試驗(yàn)臺(tái)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)含4張CAD圖,大功率,減速器,液壓,加載,試驗(yàn)臺(tái),機(jī)械,系統(tǒng),設(shè)計(jì),cad 1 目錄 前言 .................................................................................................................................................................................2 1 緒言 ...........................................................................................................................................................................3 1.1 加載技術(shù)的發(fā)展?fàn)顩r .......................................................................................................................................3 1.2 液壓技術(shù)的發(fā)展?fàn)顩r .........................................................................................................................................3 1.3 液壓傳動(dòng)系統(tǒng)存在的不足與解決方法 .............................................................................................................3 2 方案設(shè)計(jì) ...................................................................................................................................................................6 3 大功率減速器設(shè)計(jì) ...................................................................................................................................................9 3.1 三級(jí)減速器傳動(dòng)比的分配 ...............................................................................................................................9 3.2 傳動(dòng)裝置的效率: .............................................................................................................................................9 3.3 減速器各軸運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 .................................................................................................................10 3.4 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 .....................................................................................................................................10 3.4.1 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 ................................................................................................................10 3.4.2 減速器中間級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 ................................................................................................................14 3.4.3 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 ................................................................................................................18 3.4.4 減速器低速軸的強(qiáng)度校核 ....................................................................................................................22 3.4.5 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 ........................................................................................................................23 4 變速箱內(nèi)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 .............................................................................................................................25 4.1 第一變速齒輪的設(shè)計(jì) .....................................................................................................................................25 4.2 另一組變速齒輪的設(shè)計(jì) .................................................................................................................................28 4.3 變速箱低速軸的強(qiáng)度校核 .............................................................................................................................30 4.3.1 求軸的載荷 ............................................................................................................................................30 4.3.2 校核軸的強(qiáng)度 ........................................................................................................................................31 4.3.3 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 ........................................................................................................................31 5 結(jié)論 .........................................................................................................................................................................33 致謝 ...............................................................................................................................................................................34 參考文獻(xiàn) .......................................................................................................................................................................35 2 前言 減速器是機(jī)械系統(tǒng)重要組成部件之一。通常，在出廠前減速器都要做出廠試驗(yàn)，如 加載實(shí)驗(yàn)等。 液壓傳動(dòng)具有易于實(shí)現(xiàn)直線運(yùn)動(dòng)、功率質(zhì)量之比大，動(dòng)態(tài)響應(yīng)快等優(yōu)點(diǎn)，在工程機(jī) 械、冶金、農(nóng)林、實(shí)驗(yàn)設(shè)備、航空航天、仿真運(yùn)動(dòng)平臺(tái)和武器裝備等領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng) 用。液壓傳動(dòng)作為動(dòng)力控制與控制技術(shù)的重要部分，對(duì)工業(yè)和國(guó)防技術(shù)進(jìn)步和發(fā)展起到 了很大的推動(dòng)作用，是現(xiàn)代機(jī)械的基本要素和工程控制的關(guān)鍵技術(shù)之一。液壓加載系統(tǒng) 能實(shí)現(xiàn)較大范圍內(nèi)比較方便地實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)調(diào)速，體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊，易于實(shí)現(xiàn)過 載保護(hù)。液壓加載系統(tǒng)存在液壓傳動(dòng)效率低、噪聲大、成本高、成本高、泄露污染環(huán)境 等缺點(diǎn)降低了它的競(jìng)爭(zhēng)力 。1 為提高液壓傳動(dòng)的核心競(jìng)爭(zhēng)力，擴(kuò)大其應(yīng)用領(lǐng)域，因此應(yīng)抓住主要的核心技術(shù)問題， 改進(jìn)技術(shù)，不斷改進(jìn)自身缺點(diǎn)，發(fā)揮自身優(yōu)勢(shì)，使液壓傳動(dòng)創(chuàng)造新的活力，以滿足未來(lái) 發(fā)展的需要。對(duì)液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求環(huán)保與節(jié)能并行,不僅滿足環(huán)境目標(biāo),考慮回收利用率,資 源,能源的有效利用率,以達(dá)到環(huán)境保護(hù)和資源優(yōu)化應(yīng)用的效應(yīng).從液壓工業(yè)發(fā)展帶來(lái)的環(huán)境 污染,資源枯竭,生態(tài)破壞等諸多問題的方面來(lái)看有著重要的現(xiàn)實(shí)意義. 要實(shí)現(xiàn)液壓技術(shù)綠色化，液壓技術(shù)必須充分發(fā)揮自身優(yōu)點(diǎn)和借鑒其他領(lǐng)域的先進(jìn)技 術(shù)成果，對(duì)自身進(jìn)行引進(jìn)和創(chuàng)新，以提高液壓元件和系統(tǒng)性能，降低成本，并符合節(jié)能、 環(huán)保和可持續(xù)發(fā)展的要求才能保持強(qiáng)大競(jìng)爭(zhēng)力和不斷擴(kuò)大應(yīng)用領(lǐng)域 。2 3 1 緒言 1.1 加載技術(shù)的發(fā)展?fàn)顩r 目前使用的加載方式有多種，如伺服加載加載系統(tǒng)、摩擦加載加載系統(tǒng)及液壓加載 加載系統(tǒng)等。伺服加載系統(tǒng)有可分為液壓加載伺服加載系統(tǒng)、氣動(dòng)伺服加載系統(tǒng)和電動(dòng) 伺服加載系統(tǒng)等。如電液伺服加載系統(tǒng)具有高響應(yīng)、高精度、高功率重量比和大功率輸 出的優(yōu)點(diǎn)，在國(guó)防軍事武器、航空航天、船舶、冶金等許多領(lǐng)域發(fā)揮著重要的作用，隨 著機(jī)械工作精度、響應(yīng)速度和自動(dòng)化程度的提高，電液伺服系統(tǒng)比與以往相比，應(yīng)用環(huán) 境和任務(wù)更為復(fù)雜，普遍存在較大程度的參數(shù)變化和外負(fù)載干擾（有時(shí)還存在多對(duì)象間 的干擾） ；摩擦加載這種方式在摩擦過程中損失了大量的能量,造成了能量的大量的流失, 近而效率低.液壓加載系統(tǒng)能實(shí)現(xiàn)較大范圍內(nèi)比較方便地實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)調(diào)速，體積小、重量輕、 結(jié)構(gòu)緊湊、慣性小，操縱、控制簡(jiǎn)單、省力，易于實(shí)現(xiàn)過載保 。3 1.2 液壓技術(shù)的發(fā)展?fàn)顩r 液壓傳動(dòng)具有易于實(shí)現(xiàn)直線運(yùn)動(dòng)、功率質(zhì)量之比大，動(dòng)態(tài)響應(yīng)快等優(yōu)點(diǎn)，在工程機(jī) 械、冶金、農(nóng)林、實(shí)驗(yàn)設(shè)備、航空航天、仿真運(yùn)動(dòng)平臺(tái)和武器裝備等領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng) 用。液壓傳動(dòng)作為動(dòng)力控制與控制技術(shù)的重要部分，對(duì)工業(yè)和國(guó)防技術(shù)進(jìn)步和發(fā)展起到 了很大的推動(dòng)作用，是現(xiàn)代機(jī)械的基本要素和工程控制的關(guān)鍵技術(shù)之一。 當(dāng)前，液壓技術(shù)在實(shí)現(xiàn)高壓、高速、大功率、低噪聲、高度集成化等方面都取得了 較大進(jìn)展，在完善比例控制、伺服控制、數(shù)字控制技術(shù)方面也有很大成就。此外，在液 壓元件和液壓系統(tǒng)的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)、計(jì)算機(jī)仿真和優(yōu)化以及微機(jī)控制等開發(fā)性工作方 面，日益顯示出顯著成果。 1.3 液壓傳動(dòng)系統(tǒng)存在的不足與解決方法 液壓系統(tǒng)的工作過程是傳動(dòng)裝置將原動(dòng)機(jī)的輸出能量轉(zhuǎn)化為液壓能，并通過執(zhí)行機(jī) 構(gòu)做功的過程。在這一次過程中存在著多次的能量轉(zhuǎn)換，在能量轉(zhuǎn)換的過程中，每個(gè)環(huán) 節(jié)都存在能量的損失，因此我們有必要分析一下能量損失的原因： 液壓泵、液壓缸、液壓馬達(dá)作為能量轉(zhuǎn)換元件把機(jī)械能轉(zhuǎn)換成液壓能，它們對(duì)整個(gè) 液壓系統(tǒng)的總效率影響最大，在能量轉(zhuǎn)換過程中，它不可避免的存在能量的損耗，主要 是泄露產(chǎn)生的流量損耗和有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的表面間由于摩擦所產(chǎn)生的機(jī)械損耗，也都要消耗 能量，從而造成系統(tǒng)的效率降低；液壓源和負(fù)載特性不適應(yīng)造成匹配損失， （如液壓系統(tǒng) 4 的輸出壓力，輸出流量與執(zhí)行元件所需的壓力、流量不匹配。當(dāng)流量不匹配時(shí)，產(chǎn)生溢 流損失；當(dāng)壓力不匹配，產(chǎn)生壓力損失。匹配程度越低，系統(tǒng)效率就越低，能力損失就 必然越大。液壓控制元件、輔助元件及結(jié)構(gòu)布局所造成的能量損失。 綜合上所述，液壓系統(tǒng)在工作時(shí)，存在著多種壓力損失、容積損失和機(jī)械損失，這 些損失造成總的能量損失，其中大部分轉(zhuǎn)變成為熱能，使系統(tǒng)溫度升高，從而造成液油 的老化。誘發(fā)各種故障，影響液壓元件的使用壽命和系統(tǒng)工作時(shí)間的可靠性，同時(shí)也浪 費(fèi)了大量的能量。 因此，在設(shè)計(jì)液壓系統(tǒng)時(shí)，我們可以采取相應(yīng)的措施來(lái)減少系統(tǒng)的能量損失，提高 系統(tǒng)效率達(dá)到節(jié)能的目的 。4 如在液壓系統(tǒng)中大多數(shù)采用變量泵，這類泵能夠根據(jù)工況的要求自動(dòng)調(diào)節(jié)排量的大 小，減少流量的損失，從而提高整個(gè)液壓系統(tǒng)的效率，減少能量的損耗；液壓缸和液壓 馬達(dá)也是液壓系統(tǒng)中能量損耗較大的元件，在選擇液壓缸和液壓馬達(dá)時(shí)，要注意液壓缸、 液壓馬達(dá)與泵的流量相匹配，在滿足工作系統(tǒng)工作的前提下，使能量不至大量損失；應(yīng) 根據(jù)系統(tǒng)中閥類元件的相應(yīng)位置和可能出現(xiàn)的最大壓力及流量來(lái)確定其規(guī)格，其不宜過 大或過?。粚?duì)于低壓大流量的液壓系統(tǒng)，一般采用大流量的液壓泵，如果采用低壓蓄能 器來(lái)增加短時(shí)大流量的液壓泵，可以大大節(jié)省能源、降低溫升同時(shí)蓄能器也能緩和沖擊、 吸收壓力脈沖。使系統(tǒng)運(yùn)行更平穩(wěn)；在液壓系統(tǒng)中液壓泵的工作條件也極為嚴(yán)格，不但 要求壓力大、轉(zhuǎn)速高、溫度高，而且油液在被吸入和由泵壓出，要受到剪力作用，所以 一般根據(jù)泵的要求來(lái)確定液壓油的粘度。 在液壓傳動(dòng)領(lǐng)域?qū)崿F(xiàn)高效節(jié)能的途徑主要為：通過改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)等以減少能量損失， 提高能量的利用率，借助于輔助設(shè)備實(shí)現(xiàn)能量回收使得能量再次被利用。 減少能量損失的傳動(dòng)方法主要集中在系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、采用元件、使用介質(zhì)等方面來(lái) 考慮。在系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上：設(shè)計(jì)合理的液壓回路，最大限度地減少由于液壓元件的布局 而產(chǎn)生的能量損失；在元件選擇上，采用節(jié)能變頻交流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)液壓泵來(lái)代替原來(lái)直 流電動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)方式，盡可能選取具有高頻率的液壓泵、閥等減少壓力和溢流損失；在 介質(zhì)的使用上：使用具有良好粘溫特性的介質(zhì)避免低溫時(shí)粘度過高引起壓力損失和高溫 時(shí)壓力過小導(dǎo)致泄露加劇。另外還可以借助于儲(chǔ)能器存儲(chǔ)液壓能，長(zhǎng)時(shí)間小流量需求時(shí) 可關(guān)閉電機(jī)的運(yùn)行，短時(shí)間大流量需求可減少驅(qū)動(dòng)功率實(shí)現(xiàn)節(jié)能的目的。如今在系統(tǒng)中 存在著較多的剩余液壓能，如一些化工行業(yè)廢液中液壓能、大型試驗(yàn)臺(tái)白白溢流掉的液 壓能?；厥蘸屠眠@些能量是非常有價(jià)值的。 5 展望未來(lái)，液壓傳動(dòng)的主要競(jìng)爭(zhēng)者是電氣傳動(dòng)和機(jī)械傳動(dòng)。在當(dāng)今科學(xué)技術(shù)飛速發(fā) 展的情況下，要實(shí)現(xiàn)液壓技術(shù)綠色化，液壓技術(shù)必須充分發(fā)揮自身優(yōu)點(diǎn)和借鑒其他領(lǐng)域 的先進(jìn)技術(shù)成果，對(duì)自身進(jìn)行引進(jìn)和創(chuàng)新，以提高液壓元件和系統(tǒng)性能，降低成本，并 符合節(jié)能、環(huán)保和可持續(xù)發(fā)展的要求才能保持強(qiáng)大競(jìng)爭(zhēng)力和不斷擴(kuò)大應(yīng)用領(lǐng)域 。5 6 2 方案設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)任務(wù)：要求對(duì) 220 千瓦的大功率減速器進(jìn)行加載試驗(yàn)，我列出了以下幾種加載 方案，進(jìn)行比較，用以參考。 方案（一） 伺服加載系統(tǒng) （1）氣動(dòng)伺服加系統(tǒng)載： 輸出力矩較大，但機(jī)械結(jié)構(gòu)、工藝操作復(fù)雜，重量體積大，功耗和噪聲大，能源利 用率低，而且它們與主控制器可傳遞的信息量小、簡(jiǎn)單，響應(yīng)慢，精度與可靠性也不高， 摩擦力較大啟動(dòng)緩慢，同時(shí)還需要一套油泵、泵站和相應(yīng)的油路支持，容易漏氣漏油， 對(duì)氣體或油液中的污染物比較敏感，經(jīng)常發(fā)生故障，維修修理不方便，從、而大大提高 了成本。 （2）電動(dòng)加載系統(tǒng)的特點(diǎn)： 響應(yīng)快、機(jī)械結(jié)構(gòu)、工藝流程相對(duì)簡(jiǎn)單，重量體積小，易于控制器通訊，精度和可 靠性高，但它的輸出力矩較小，頻寬較低、功率密度較小。 根據(jù)上訴優(yōu)缺點(diǎn)可知，在要求輸出力或力矩較小且加載精度要求比較高時(shí)使用電動(dòng) 加載。 （3）電液伺服加載系統(tǒng)： 有高響應(yīng)、高精度、高功率重量比和大功率輸出的優(yōu)點(diǎn)，在國(guó)防軍事武器、航空航 天、船舶、冶金等許多領(lǐng)域發(fā)揮著重要的作用。 隨著機(jī)械工作精度、響應(yīng)速度和自動(dòng)化程度的提高，電液伺服系統(tǒng)比與以往相比， 應(yīng)用環(huán)境和任務(wù)更為復(fù)雜，普遍存在較大程度的參數(shù)變化和外負(fù)載干擾（有時(shí)還存在多 對(duì)象間的干擾） 。 方案（二） 摩擦加載 摩擦加載系統(tǒng)： 利用摩擦片相互摩擦對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行加載摩擦。這種加載方式浪費(fèi)了大量的材料，而 且在摩擦過程中損失了大量的能量,造成了能量的大量的流失,，不符合環(huán)保要求，并且 效率低。 方案（三） 液壓加載 7 液壓加載系統(tǒng)： 利用節(jié)流閥對(duì)系統(tǒng)進(jìn)載。 對(duì)節(jié)流閥的性能要求是：要有足夠?qū)挼牧髁空{(diào)節(jié)范圍，微量調(diào)節(jié)性能要好；流量要 穩(wěn)定，受溫度變化的影響要小：要有足夠的強(qiáng)度；行堵塞性要好，節(jié)流損失要小。但存 在液壓傳動(dòng)效率低、噪聲大、成本高、成本高、泄露污染環(huán)境等缺點(diǎn)降低了它的競(jìng)爭(zhēng)力。 以上的幾種方案存在著許多不足之處，因此都有待于進(jìn)一步完善，綜合比較而言， 液壓加載系統(tǒng)組成元件體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、慣性小，操縱、控制簡(jiǎn)單、省力， 易于實(shí)現(xiàn)過載保護(hù)，液壓元件之間能實(shí)現(xiàn)自動(dòng)潤(rùn)滑液壓元件的使用壽命長(zhǎng)，但存在液壓 傳動(dòng)效率低、噪聲大、成本高、成本高、泄露污染環(huán)境等缺點(diǎn)降低了它的競(jìng)爭(zhēng)力。 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，我設(shè)計(jì)了如下圖所示的液壓加載試驗(yàn)臺(tái)系統(tǒng)。 總體系統(tǒng)圖如下圖所示： 109 4 13 14 1211 7 865 321 變速 器傳感器 增速 器 減速 器 M 1.雙向變量馬達(dá) 2.聯(lián)軸器 3.傳感器 4.變速器 5.減速器 6.增速器 7.雙向變量加載 泵 8.單向閥 9.蓄能器 10.壓力計(jì) 11.輔助泵 12.電動(dòng)機(jī) 13.安全閥 14.油箱 原理：馬達(dá) 1 和加載泵 7 組成的主回路為開式回路，油箱 14 供油給加載泵 7，啟動(dòng) 時(shí)，電動(dòng)機(jī) 12 帶動(dòng)輔助泵 11 驅(qū)動(dòng)馬達(dá) 1 運(yùn)行，馬達(dá) 1 帶動(dòng)變速器 4、減速器 5、增速器 6，進(jìn)而驅(qū)動(dòng)加載泵 7 啟動(dòng)，之后油箱 14 供油給加載泵對(duì)減速器 5 進(jìn)行加載，輔助泵 11 8 作為輔助動(dòng)力源，用于補(bǔ)償在系統(tǒng)中能量的損失，變速器 4 起到變速變扭的作用，蓄能 器 9 用于穩(wěn)定液壓沖擊。 本設(shè)計(jì)實(shí)現(xiàn)了能量的回收，實(shí)現(xiàn)了能量的二次再利用，利用輔助泵對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行補(bǔ)油， 提高了能量的利用率，通過改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)等以減少能量損失，借助于輔助設(shè)備實(shí)現(xiàn)能量 回收使得能量再次被利用。該液壓加載系統(tǒng)不僅滿足環(huán)境目標(biāo),考慮回收利用率,資源,能 源的有效利用率,達(dá)到環(huán)境保護(hù)和資源優(yōu)化應(yīng)用的效應(yīng)。 9 3 大功率減速器設(shè)計(jì) 大功率減速器設(shè)計(jì)：參照 ZSY 型三級(jí)減速器部分參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì) ，6 減速器公稱輸入功率 ，公稱輸入轉(zhuǎn)速 KWPN20min,/r150n 輸出轉(zhuǎn)速 ，公稱傳動(dòng)比 ，min/542r28i 24,1aa31 3.1 三級(jí)減速器傳動(dòng)比的分配： 按等強(qiáng)度分配： ， 1/312 ikai 1ikai32121 式中 ，2limH*a1b2limH*a3b 高、中、低速級(jí)中心距（） ；32, 分別為總傳動(dòng)比和高、中、低速級(jí)傳動(dòng)比；1i 高、中、低速級(jí)齒輪的接觸疲勞極限（ ）;limlilim,,HH 2m/N 設(shè) ， ，43.i1 89.2143./2815.3i2 42.189.243160i9.i 根據(jù)逼近原則，選 ， ，.i191.24.3/285.i2 ；.)91./(i/i213 3.2 傳動(dòng)裝置的效率: 按機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表 4.2-9 取 ：聯(lián)軸器效率 0.994 ，7聯(lián) 10 齒輪嚙合效率 （齒輪精度為 8 級(jí)）0.97齒 滾動(dòng)軸承效率 0.98承 3.3 減速器各軸運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 0 軸：（即減速器輸入軸） 8 P = 50kw n 1500r/min0 T =9.55P /n =9.555010 /1500318.3N.m03 軸（減速器中間軸）： P = = 500.970.9847.53kw1承齒 0 n = =1500/3.42438.60r/min1i T =9.55P /n =9.5547.5310 /438.601034.91 Nm13 軸（減速器中間軸）： P = =47.530.970.9845.18 kw2承承1 n = =438.60/2.91=150.72 r/min21i T =9.55P / =9.5545.18103/150.72=2862.72N.m2n 軸（減速器輸出軸）： = =45.180.970.98= 42.96 kw3承承2 150.72/2.81=53.64r/min34in T =9.55P /n =9.5542.96103/53.64=7648.55 N.m3 計(jì)算結(jié)果匯總列表如下： 3.4 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.4.1 減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 選擇材料及熱處理方法 查表 8-17（p174） 小齒輪： 45 號(hào)鋼 調(diào)質(zhì) HBS =245-275 HBS1 11 大齒輪： 45 號(hào)鋼 正火 HBS =210-240 HBS2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算: 采用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，按 V =(0.0120.021)n =5.7910.14 m/s, t 300/np 估取圓周速度 7.5 m/s,t 參考表 8-14，8-15 選取第公差組 8 級(jí) 小齒輪分度圓直徑 由式 8-77 得1d1d3 21)(2HEdZukT 齒寬系數(shù) 查表 8-23 按齒輪相對(duì)軸非對(duì)稱布置取 =0.8d 小齒輪齒數(shù) ，按推薦值 2040 中選 =241Z1Z 大齒輪齒數(shù) = =3.4224=82.08,圓整取 =83，2i1 2 傳動(dòng)比 = / =83/24=3.46u 傳動(dòng)比誤差 =3.50-3.46/3.50=0.09，誤差在 5%范圍內(nèi)，合適 小輪轉(zhuǎn)矩 =9.55 / =9.5510 50/1500=318300 N0T0Pn6 載荷系數(shù) K K=K K K KAV 使用系數(shù) K 查表 8-20 K =1.00A 動(dòng)載荷系數(shù) K 初值查圖 8-57 K =1.22Vvt 齒向載荷分布系數(shù) 查圖 8-60 得 =1.12 齒間載荷分配系數(shù) 的初值，初選130 由式 8-55 和 8-56 得 r = + =1.88-3.2（1/ +1/ ） +r1Z2costan1dZ =1.671.41=3.08 查表 8-21 插值得 K 1.42t 載荷系數(shù) K 初值 K =11.221.121.42=1.94t 彈性系數(shù) 查表 8-22 得 189.8EZEZ2.mN 節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) Z 查圖 8-64（X =X =0）得 Z =2.45H12H 12 重合度系數(shù) 查圖 8-65， =0.77ZZ 螺旋角系數(shù) =0.9913cos 許用接觸應(yīng)力 由式 = .Z Z /SHlimHNWH 接觸疲勞極限應(yīng)力 、 查圖 8-691lim2li 570 N/1limH2 460 N/2li 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式 8-70 得 N =60nj =6015001830081.7310 91hL N = N / 1.73 /3.46=52900 查圖 8-70 接觸強(qiáng)度壽命系數(shù) Z Z1N2 Z = Z =11N2 硬化系數(shù) Z 查圖 8-71 及說(shuō)明 Z =1.15WW 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S 查表 8-27 按一般可靠度 S =1.01.1 取 S =1.0HminHH =57011.15/1.0656 N/mm1H2 =46011.15/1.0529 N/mm2 的設(shè)計(jì)初值1dtd1 23 )529.074.81(46.3)(8.01972 95.94 模數(shù)：m = / = 95.94 /24=3.62 圓整取模數(shù) m =4nt1cos1Zcos 中心距 a=m ( + )/(2 )=4107/2=219.63 2 分度圓螺旋角 01.36.219/)834(cos)/(cos121aZn = 30 小輪分度圓直徑的計(jì)算 5.8.cos/s/11 mdnt 圓周速度 V= /60000=3.1498.531500/60000=7.74m/s 與估取的值相近.對(duì) K 取1t v 值影響不大不必修正取 K =K =1.22vt 齒間載荷分配系數(shù) 13 = +r = 1.88-3.2（1/24+1/83 ） =1.67cos)/1(2.3812Z 01.3cos4.0tanZd =1.67+1.41=3.08 查表 8-21 得 =1.42 K 載荷系數(shù) K=11.221.12 1.42=1.94 小輪分度圓直徑取 1d94.5.194.5 33t t 取 5.98d1t 大輪分度圓直徑 = =483/ =340.732dcos/Zm2n 0.cos3 齒寬 = =0.895.94=76.75bin1t 大齒輪齒寬 b 圓整取齒寬 80 22b 小齒輪寬 =b+（510）=80+5=85 1 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 = FnbdmKT12YzSAFF 齒形系數(shù) 9.2501.3cos/24cs/31 ZV 689.5u12 查圖 8-67 得 與1aFY2a 2.621aFY 2.212 應(yīng)力修正系數(shù) Y 查圖 8-68 Sa 1.61aSY 1.782 重合修正系數(shù) Y 由式 8-67 得 Y 0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.67=0.70，所以 Y =0.70a 螺旋角系數(shù) 85.012.34.120 14 許用彎曲應(yīng)力 由式（ 8-71）計(jì)算F = Y Y /SFminNX 彎曲疲勞極限 查圖（ 8- 72）iF = 460 N/1inF2 = 390N/2mi 彎曲疲勞強(qiáng)度得壽命系數(shù)查圖 8-73 查得 =1.021NY 尺寸系數(shù) Y 查圖 8-74X Y =1.0X 安全系數(shù) S 查表 8-27 則F S =1.25minF = 46011/1.25=368 N/ 12 =39011/1.25=312N/F2 故 = 2.621.600.700.85=90.65 N/ < 1F453.981021F = 2.211.780.700.85=90.38 N/ < 2. 2 滿足要求，合格。 3.4.2 減速器中間級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 選擇材料及熱處理方法 查表 8-17（p174） 小齒輪： 45 號(hào)鋼 調(diào)質(zhì) HBS =245-275 HBS1 大齒輪： 45 號(hào)鋼 正火 HBS =210-240 HBS2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算: 采用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，按 V =(0.0120.021) n =2.514.39 m/s, t 311/p 估取圓周速度 3.4 m/s,t 參考表 8-14，8-15 選取第公差組 8 級(jí) 15 小齒輪分度圓直徑 由式 8-77 得1d1d3 21)(2HEdZukT 齒寬系數(shù) 查表 8-23 按齒輪相對(duì)軸非對(duì)稱布置取 =0.8d 小齒輪齒數(shù) 按推薦值 2040 中選 =241Z1Z 大齒輪齒數(shù) = =2.9124=69.84,圓整取 =70，2i1 2 傳動(dòng)比 = / =70/24=2.92u 傳動(dòng)比誤差 =2.95-2.92/2.95=0.01，誤差在 5%范圍內(nèi)，合適 小輪轉(zhuǎn)矩 =9.55 / =9.5510 47.53/438.60=1034910N1T1Pn6 載荷系數(shù) K K =K K K KtAV 使用系數(shù) K 查表 8-20 K =1.00 動(dòng)載荷系數(shù) K 初值查圖 8-57 K =1.12Vvt 齒向載荷分布系數(shù) 查圖 8-60 得 =1.12 齒間載荷分配系數(shù) 的初值，初選130 由式 8-55 和 8-56 得 r = + =1.88-3.2（1/ +1/ ） +rZ2costanZd1 =1.66 1.41=3.07 查表 8-21 插值得 K 1.42t 載荷系數(shù) K 初值 K =11.121.121.42=1.78t 彈性系數(shù) 查表 8-22 得 189.8EZEZ2.mN 節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) Z 查圖 8-64（X =X =0）得 Z =2.45H12H 重合度系數(shù) 查圖 8-65 = 0.77 螺旋角系數(shù) =0.993cos 許用接觸應(yīng)力 由式 = .Z Z /SHHlimNWH 接觸疲勞極限應(yīng)力 、 查圖 8-691lim2li 16 600 N/1limH2 500 N/2li 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式 8-70 得 N =60nj =60438.601830085.051hL810 N = N / 5.05 /2.92=1.7328108 查圖 8-70 接觸強(qiáng)度壽命系數(shù) Z Z1N2 Z = Z = 11N2 硬化系數(shù) Z 查圖 8-71 及說(shuō)明 Z =1.15WW 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S 查表 8-27 按一般可靠度 S =1.01.1 取 S =1.0HminHH =60011.15/1.0690 N/mm1H2 =50011.15/1.0575N/mm2 的設(shè)計(jì)初值1dtd1 23 )579.04.2819(2.)(8.0134972 132.94 模數(shù)：m = / =132.94 /24=5.40 圓整取模數(shù) m=6nt1cos1Zcos 中心距 a=m ( + )/2=694/(2 )=289.42 213 分度圓螺旋角 02.13)4.289/(70246)a/((cos21n = 603 小輪分度圓直徑的計(jì)算 79.4.cos/6cos/Zmd1nt1 圓周速度 V= /60000= 147.79438.6/60000=3.39m/s 與估取的值相近.對(duì) K 取t1 v 值影響不大，不必修正取 K =K =1.12vt 齒間載荷分配系數(shù) = +r = 1.88-3.2（1/24+1/70 ） =1.66cos)Z/1(2.3812 02.13cos4.0tanZd =1.66+1.41=3.07 查表 8-21 得 =1.42 K 17 載荷系數(shù) K=11.121.121.42=1.78 小輪分度圓直徑取 1d132.9478.94.132K 3tt 取 47.9d1t 大輪分度圓直徑 = =670/ =431.052dcos/Zm2n 02.cs13 齒寬 = =0.8132.94=106.35bin1t 大齒輪齒寬 b，圓整取齒寬 110 22b 小齒輪寬 =b+（510）=110+5=115 1 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 = Y Y Y Y FnbdmKT12FaSAF 齒形系數(shù) 9.250.13cos/24cs/Z31V 679.5u12 查圖 8-67 得 與1aFY2a 2.621aFY 2.232 應(yīng)力修正系數(shù) Y 查圖 8-68 Sa 1.61aSY 1.762 重合修正系數(shù) Y 由式 8-67 得 Y 0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.67=0.70，所以 Y =0.70a 螺旋角系數(shù) 85.012.34.120 許用彎曲應(yīng)力 由式（ 8-71）計(jì)算F = Y Y /SFminNX 彎曲疲勞極限 查圖（ 8- 72）iF =460 N/1minF2 18 =390N/2minF2 彎曲疲勞強(qiáng)度得壽命系數(shù)查圖 8-73 查得 =1.02N1Y 尺寸系數(shù) Y 查圖 8-74X Y =1.0X 安全系數(shù) S 查表 8-27 則F S =1.25minF =46011/1.25=368N/ 12 =39011/1.25=312N/F2 故 = 2.621.600.700.85=90.11 N/ < 1F679.45031821F = 2.231.760.700.85=88.70 N/ < 2. 2 滿足要求，合格。 3.4.3 減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)計(jì)算 選擇材料及熱處理方法 查表 8-17（p174） 小齒輪： 45 號(hào)鋼 調(diào)質(zhì) HBS =245-275 HBS1 大齒輪： 45 號(hào)鋼 正火 HBS =210-240 HBS2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算: 采用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)，按 V =(0.0120.021) n =1.212.12 m/s, t 322/p 估取圓周速度 1.5 m/s,t 參考表 8-14，8-15 選取第公差組 8 級(jí) 小齒輪分度圓直徑 由式 8-77 得1d1d3 2HEd1)Z(ukT2 齒寬系數(shù) 查表 8-23 按齒輪相對(duì)軸非對(duì)稱布置取 =0.8d 小齒輪齒數(shù) 按推薦值 2040 中選 =241Z1Z 19 大齒輪齒數(shù) = =2.8124=67.44,圓整取 =67，2Z3i1 2Z 傳動(dòng)比 = / =67/24=2.79u 傳動(dòng)比誤差 =2.80-2.79/2.80=0.0036，誤差在 5%范圍內(nèi)，合適 小輪轉(zhuǎn)矩 =9.55 / =9.5510 45.18/150.72 =2862720N2T2Pn6 載荷系數(shù) K K =K K K KtAV 使用系數(shù) K 查表 8-20 K =1.00 動(dòng)載荷系數(shù) K 初值查圖 8-57 K =1.05Vvt 齒向載荷分布系數(shù) 查圖 8-60 得 =1.12 齒間載荷分配系數(shù) 的初值，初選130 由式 8-55 和 8-56 得 r = + =1.88-3.2（1/ +1/ ） +r1Z2costanZd1 =1.66 1.41=3.07 查表 8-21 插值得 K 1.42t 載荷系數(shù) K 初值 K =11.051.121.42=1.67t 彈性系數(shù) 查表 8-22 得 189.8EZEZ2.mN 節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) Z 查圖 8-64（X =X =0）得 Z =2.45H12H 重合度系數(shù) 查圖 8-65 =0.77 螺旋角系數(shù) =0.993cos 許用接觸應(yīng)力 由式 = .Z Z /SHlimHNWH 接觸疲勞極限應(yīng)力 、 查圖 8-691lim2li 600 N/1limH2 500 N/2li 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式 8-70 得 N =60nj =60150.721830081.841hL810 N = N / 1.84 /2.79=0.6628108 20 查圖 8-70 接觸強(qiáng)度壽命系數(shù) Z Z1N2 Z = Z =11N2 硬化系數(shù) Z 查圖 8-71 及說(shuō)明 Z =1.15WW 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S 查表 8-27 按一般可靠度 S =1.01.1 取 S =1.0HminHH =60011.15/1.0690 N/mm1H2 =50011.15/1.0575N/mm2 的設(shè)計(jì)初值1dtd1 23 )579.04.2819(7.2)(8.0672 183.42 模數(shù)：m = / =183.42 /24=7.45 圓整取模數(shù) m=8nt1cos1Z13cos 中心距 a=m ( + )/（2 ）=8 91/(2 )=373.57 分度圓螺旋角： 97.12)5.372/(648)a/((cos21n = 48592 小輪分度圓直徑的計(jì)算 05..cos/8cos/Zmd1nt1 圓周速度 V= /60000= 197.05150.72/60000=1.56m/s 與估取的值相近.對(duì) Kt12 取值影響 不大不必修正取 K =K =1.05v vt 齒間載荷分配系數(shù) = +r = 1.88-3.2（1/24+1/67 ） =1.66cos)Z/1(2.3812 97.12cos4.0tanZd =1.66+1.41=3.07 查表 8-21 得 =1.42 K 載荷系數(shù) K=11.051.121.42=1.67 小輪分度圓直徑取 1d183.726.72.183 3tt 取 97.05d1t 大輪分度圓直徑 = =867/ =550.092dcos/Zm2n cs12.97 21 齒寬 = =0.8183.42=146.74bdmin1t 大齒輪齒寬 b 圓整取齒寬 150 22b 小齒輪寬 =b+（510）=150+5=155 1 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 = Y Y Y Y FnbdmKT12FaSAF 齒形系數(shù) 9.250.13cos/24cs/Z31V 79.5u12 查圖 8-67 得 與1aFY2a 2.621aFY 2.242 應(yīng)力修正系數(shù) Y 查圖 8-68 Sa 1.61aSY 1.762 重合修正系數(shù) Y ，由式 8-67 得 Y 0.25+0.75/ =0.25+0.75/1.66=0.70，所以 Y =0.70a 螺旋角系數(shù) 85.01297.4.120 許用彎曲應(yīng)力 由式（ 8-71）計(jì)算F = Y Y /SFminNX 彎曲疲勞極限 查圖（ 8- 72）iF =500 N/1minF2 =400N/2i 彎曲疲勞強(qiáng)度得壽命系數(shù)查圖 8-73 查得 =1.02N1Y 尺寸系數(shù) Y 查圖 8-74X Y =1.0X 22 安全系數(shù) S 查表 8-27 則F S =1.25minF =50011/1.25=400N/ 12 =40011/1.25=320N/F2 故 = 2.621.600.700.85=97.60 N/ < 1F805.976221F = 2.241.760.700.85=94.85 N/ < 2. 2 滿足要求，合格 3.4.4 減速器低速軸的強(qiáng)度校核 （1）求軸的載荷 9 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見下圖） 。對(duì)于 32024 型圓錐滾子軸承， 查得 a 38, 因此軸的支承跨距 L=99+319=418 根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖，扭矩圖，和當(dāng)量彎矩圖（見下圖） 。從軸的 結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖可看出，C 截面的當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險(xiǎn)截面。C 截面處的 、 、 、 及 的數(shù)值如下。HMVTcaM 支反力 水平面 =20523.31 N， =6630.61 N1HR2HR 垂直面 =11675.20 N， =-1532.13 NvV 彎矩 和 水平面 =2154947.55 NHVH 垂直面 =1225896 N1V 合成彎矩 M N78.2493586.2549722H 扭矩 T T=7468550 N 當(dāng)量彎矩 ca N58.124746850.8.2479322ca （2）校核軸的強(qiáng)度 軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表 4-1（機(jī)械設(shè)計(jì)工程學(xué) ）查得 =650B 23 N/ ，則 =0.090.1 ，即 5865 N/ ，取 =60 N/ ，軸的計(jì)算應(yīng)2B22 力為 N/ < =60 N/20.81.0524WM3cacs 22 根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。 RH1Rv1 Rv2 RH2 FrFt RH1 Ft RH2 Rv1 Fr MH Rv2 Mv T MH 325105192.5 Mca 3.4.5 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險(xiǎn)截面 從受載情況觀察，截面 C 上 最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)caM 力均集中在兩端） ，而且這里軸徑最大，故截面 C 不必校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度 削弱程度觀察，截面 IV 和 V 處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重。截面 V 的應(yīng)力集中與截 面 IV 相近，但截面 V 不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大。分析可知，危險(xiǎn)截面為 IV 截面 （左側(cè)） 。 （2）計(jì)算危 險(xiǎn)截面應(yīng)力 截面右側(cè)彎矩 為 N/M23.679105.2154972 截面上的扭矩 為 =7468550 NT 24 抗彎截面系數(shù) N/17280.0d1.W333 抗扭截面系數(shù) N/4562T 截面上的彎曲應(yīng)力 N/9.1780.6Mb2 截面上的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力 N/61.345T2 彎曲應(yīng)力幅 N/92.ba 彎曲平均應(yīng)力 0m 扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力的應(yīng)力幅與平均應(yīng)力相等，即 805.12/6./ma N/ 2 （3）確定影響系數(shù) 軸的材料為 45 號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表查 4-1 得 N/ , 650B2 N/ , N/ .3012152 軸肩圓角處的有效應(yīng)力集中系數(shù) 、 。根據(jù) r/d=2.5/120=0.021,K D/d=122/120=1.02,由表 4-5 經(jīng)插值后可得 。35.1K,06. 尺寸系數(shù) 、 ，查得 =0.6， =0.77。 表面質(zhì)量系數(shù) 、 根據(jù) =650 N/ 和表面加工為精車，查圖 4-19，得B2 87.0 材料彎曲、扭轉(zhuǎn)的特性系數(shù) ，1.005.. 由上面的結(jié)果可得 1.370.92.306KSma1 25.8.5.8.15.a1 .92.0.37S2ca 查表 4-4 中的許用安全系數(shù)S值，可知該軸安全。 25 4 變速箱內(nèi)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 第一變速齒輪的設(shè)計(jì) 選擇齒輪材料： 小輪選用 45#，調(diào)質(zhì) =245-275 HBS1HBS 大輪選用 45#，正火 =210-240 HBS2 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算： 采用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，按 V =(0.0130.022) =6.4410.89 m/s 估取圓周t 1n31/p 速度 V 7.5m/s ,參考教材表 8-14，8-15 選取 II 公差組 8 級(jí)t 小齒輪分度圓直徑 由式 8-77 得1d1d3 2HEd1)Z(uKT2 齒寬系數(shù) ,查教材表 8-23 按齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，取 0.8d 小齒輪齒數(shù) Z1 在推薦值 2040 中選 24 大齒輪齒數(shù) Z2=Z1i=4.424=105.6，圓整 106Z2 齒數(shù)比 u=Z 2/Z1=106/244.42 傳動(dòng)比誤差 =（4.45-4.42）/4.45=0.0067,u/ 誤差在 5%內(nèi),合適 小輪轉(zhuǎn)矩 =9.5510 /n =9.5510 54.0/1500=343.8 N1T61P6 載荷系數(shù) K 由式（8-54）得 K = K K KtAV 使用系數(shù) ，查教材表（8-20） =1.00A 動(dòng)載荷系數(shù) K 的初值 K 由教材圖（8-57）查得 K =1.24VVt Vt 齒向載荷分布系數(shù) K 由教材圖（8-60）查得 K =1.12 26 由式（8-55 ） ， （8-56 ）得 = 1.88-3.2(1/Z +1/Z )12 = 1.88-3.2(1/24+1/106) = 1.72 查教材表 8-21 并插值 K =1.16 則載荷系數(shù)的初值為 = =11.241.121.16=1.61tKAv 彈性系數(shù) 查表 8-22 得 189.8EZEZ2.mN 節(jié)點(diǎn)影響系數(shù) Z 查圖 8-64（X =X =0）得 Z =2.5H12H 重合度系數(shù) 查圖 8-65， =0.87 許用接觸應(yīng)力 由式 = .Z Z /SHlimHNWH 接觸疲勞極限應(yīng)力 、 查圖 8-691lim4li 600N/mm1limH2 50