毕业设计任务书

∴a≥476×(4.5+1) 3√1.5×134.3/0.5×4.5×6392=157.85,取a=160mm 2.2.2.2 初定模数、齿数、螺旋角、齿宽、变位系数等几何参数 mn=（0.007～0.02）a=0.007～0.02）×160=1.12～3.2mm,取mn=2.5mm; 由公式Z1/cosβ=2a/ mn(μ+1)=2×160÷2.5÷(1+4.5)=23.273,取Z1=23； Z2= iⅡZ1=4.5×23=103.5，取Z2=104； 实际传动比取iⅡ0= Z2/Z1=104/23=4.522 实际总传动比i0= iⅠ0 iⅡ0=3.552×4.522=16.06

实际总传动比与公称总传动比的相对误差=[（i0-i）] ×100%=[(16.06-16)/16] ×100%=0.375＜3%,合格。

螺旋角β=arccos [mn（Z1+ Z2)/2a]=arccos [2.5×(23+104)/2×160]=7°10′; 齿度b=Φaa=0.5×160=80mm;

小齿轮分度圆直径d1= mn Z1/cosβ=2.5×23/cos7°10′=57.953mm; 大齿轮分度圆直径d2= mn Z2/cosβ=2.5×104/cos7°10′=262.047mm; 采用高度变位，查线图得：Xn1=0.38, Xn2=-0.38; 齿轮精度等级为8级。 2.2.3 齿面接触强度核算

2.2.3.1分度圆上名义切向力Ft=2000T1/d1=2000×134.3/57.953=4633.1N; 2.2.3.2 查表得使用系数KA=1; 2.2.3.3 动载系数Kv

齿轮线速度v=∏d1 n1/60/1000=∏×57.953×960÷3.552÷60÷1000=0.82m/s C=-0.5048㏑(z)-1.144㏑(mn)+2.852㏑(fpt)+3.32,查表得fpt1=20，fpt2=22 ∴C1=-0.5048㏑23-1.144㏑2.5+2.852㏑20+3.32=9.2 C2=-0.5048㏑104-1.144㏑2.5+2.852㏑22+3.32=8.74 ∵C1﹥C2，∴取C1= C2=9.2，圆整为C=9 B=0.25(C-5)0.667=0.25×(9-5) 0.667=0.63 A=50+56(1-B)=50+56×(1-0.63)=70.72

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∴Kv=[A/(A+√200v)]-B=[70.72/(70.72+√200×0.82] -0.63=1.1 2.2.3.4 齿向载荷分布系数KHβ

KHβ=1.15+0.18[1+0.6(b/d1)2]×(b/d1)2+0.31×10-3b

=1.15+0.18[1+0.6(80/57.953)2]×(80/57.953)2+0.31×10-3×80=1.91; 2.2.3.5 齿间载荷分布系数KHa ∵KAFt/b=1×4633.1/80=57.91N/mm ∴KHa=εa/cos2βb≥1.4 式中，εa=[z1(tanα

at1-tanαt)+z2(tanαat2tanαt)]/2∏

而此式中，αt=arctan(tanα/cosβ)= arctan(tan20°/cos8°6′35″)=20°8′

41″

α

*

=arccos(d/d)=arccos { d cosα/[ d+2(hat1b1a11t1an+xn1)mn]}

=arccos {57.953cos20°8′41″/[57.953+2×(1+0.38) ×2.5]}=32°58′18″ α

*

at2=arccos(db2/da2)=arccos { d2 cosαt/[ d2+2(han+xn2)mn]}

=arccos {262.047 cos20°8′41″/[262.0472×(1-0.38) ×2.5]}=21°53′53″

∴εa=[23×(tan32°58′18″-tan20°8′41″)+104×(tan21°53′53″-tan20°8′41″/2∏=1.613

而εb=arctan(tanβcosαt)=arctan(tan7°10′cos20°8′41″) =6°43′57″

∴KHa=εa/cos2βb=1.613/ cos26°43′57″=1.63

2.2.3.6 节点区域系数zH=√2cosβb/cosαtsiaαt=√2cos6°43′57″/cos20°8′41″sia20°8′41″=2.47 2.2.3.7 弹性系数ZE=189.8√N/mm2 2.2.3.8 重合度系数Zε ∵ε

β

=bsinβ/∏mn=80sin7°10′/2.5∏=1.271﹥1

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∴Zε=√1/εa=√1/1.613=0.78

2.2.3.9螺旋角系数Zβ＝√cosβ=√cos7°10′=0.996 2.2.3.10 小齿轮、大齿轮的单对齿啮合系数ZB、ZD ∵εa=1.613<2, ε∴ZB=ZD=1

2.2.3.11计算接触应力σH1=σH2=(ZB√KAKVKHβKHα)ZHZEZεZβ√Ft(μ+1)/d1bμ=(1×√1×1.1×1.91×1.63)×2.47×0.78×189.8×0.996×√4633.1×(4.522+1)÷57.953÷80÷4.522=741.4N/mm2 2.2.3.12寿命系数ZNT1、ZNT2

见2.1.3.12节说明，减速器工作寿命按20800小时计。应力循环次数为：

NL1=60n1t=60×960×20800/3.552=3.37×108 NL2=60n2t=60×20800×960÷3.552÷4.522=7.46×107 ∴ZNT1=(109/ NL1)0.0706=(109÷3.37÷108)0.0706=1.07 ZNT2=(109/ NL2)0.057=(109÷7.46÷107)0.057=1.16 2.2.3.13润滑油膜系数ZLZVZR=0.85

2.2.3.14齿面工作硬化系数ZW1=1.13,ZW2=1.15 2.2.3.15尺寸系数ZX=1 2.2.3.16安全系数SH1、SH2 SH1=σSH2=σ

Hlim1

β

=1.271>1

ZNT1ZLZVZRZW1ZX/σH1=760×1.07×0.85×1.13×1/741.4=1.05 ZNT2ZLZVZRZW2ZX/σH2=710×1.16×0.85×1.15×1/741.4=1.09

Hlim2

SH1 、SH2均达到一般可靠度时最低安全系数1-1.11的要求，齿面接触强度核算通过。

2.2.4轮齿弯曲强度核算

由2.1.4计算得知，当齿面接触强度核算通过时，轮齿弯曲强度有很大的富余。本级齿轮分度圆上名义切向力是高速级齿轮的

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4633.1/1720.6=2.69倍，而本级齿轮模数是高速级齿轮的2.5/1.5=1.67倍，高速级齿轮轮齿弯曲强度的安全系数是较高可靠度时最小安全系数的2.91/1.6=1.82倍。1.82×1.67/2.69=1.13，由此可以断定，低速级齿轮轮齿弯曲强度的安全系数起码可以达到较高可靠度时最小安全系数1.6，因此，低速级齿轮轮齿弯曲强度核算可以放心地从略。 2.3轴的设计

本小节只是按刚度设计轴的最小直径，轴的扭转和弯曲强度和刚度核算放在第4大节讨论。

由于设计齿轮时已假定轴和减速器壳体有较大的刚度，所以本小节按刚度设计轴的最小直径。本减速器共有3轴，从输入端开始，分别标志为第1轴、第2轴和第3轴。 2.3.1第1轴的设计 d1=B4√P/n

式中：B为系数，查表取B=109

∴d1=109×4√3.8/960=27.34,取d1=30mm. 2.3.2第2轴的设计

d2=B4√P/n=109×4√3.8×3.552÷960=37.5，取d2=40mm. 2.2.3第3轴的设计

d3=B4√P/n=109×4√3.8×3.552×4.522÷960=54.7，取d3=60mm.

第三章 减速器主要零件结构设计

3.1第1轴及其上零件设计

由于高速级主动齿轮直径太小（其分度圆直径只有43.939mm而第1轴最小直径就取为30mm），所以把第1轴和高速级主动齿轮合而为一组成齿轮轴1，材质为35SiMn调质，硬度为280HBS,σb=785N/mm2, σs=510N/mm2,σ

-1

=353N/mm2.轴伸部分尺寸为Φ30×60mm,与大皮带轮相配，用8×7×55A型

键相连，用压板和两个M6螺栓把大皮带轮固定于第1个轴上。选用7207轴

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