張雷 代浩 蘇遵

摘 要：本文設(shè)計了減速核心傳動機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)由二級展開式圓柱直齒輪組成，運動仿真顯示，該機(jī)構(gòu)完成完成了準(zhǔn)確減速的功能，運行流暢，能夠達(dá)到傳動要求。

關(guān)鍵詞：機(jī)械設(shè)計 減速器 齒輪傳動設(shè)計

中圖分類號：TH132 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A 文章編號：1674-098X（2015）08（c）-0133-02

齒輪傳動是機(jī)械傳動中最重要的應(yīng)用最廣泛的一種傳動形式，對齒輪傳動的最基本要求是運轉(zhuǎn)平穩(wěn)且有足夠的承載能力。齒輪傳動具有承載能力大，效率高，允許速度高，尺寸緊湊壽命長等特點，因此，機(jī)械傳動系統(tǒng)中一般首先采用齒輪傳動，并且齒輪機(jī)構(gòu)可以用來傳遞在任意兩軸間的運動和動力，是現(xiàn)代機(jī)器應(yīng)用最廣泛的一種機(jī)械傳動機(jī)構(gòu)。顯然，齒輪傳動的安全性與精確性非常重要，以下該文對二級展開式圓柱直齒輪減速器中的齒輪傳動進(jìn)行設(shè)計。

1 技術(shù)方案

如圖1所示，對于二級展開式圓柱直齒輪減速器而言，共有兩級減速，它們分別是Ⅰ—Ⅱ軸高速傳動嚙合齒輪減速機(jī)構(gòu)和Ⅱ—Ⅲ軸低速傳動嚙合齒輪減速機(jī)構(gòu)。首先根據(jù)外部傳動

要求確定減速器的總傳動比、總功率，對齒輪機(jī)構(gòu)分配傳動比，確定各級轉(zhuǎn)速，進(jìn)行齒輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計與校核。

2 確定齒輪傳動所需動力參數(shù)

依據(jù)傳動要求選擇電動機(jī)型號為Y160M1-8，并根據(jù)推薦公式設(shè)定各級傳動比為i1=4.26，i2=2.87。

其中i1為高速級傳動比；i2低速級傳動比。

確定各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T（N·m）。

高速軸Ⅰ的輸入轉(zhuǎn)矩TⅠ=9550PⅠ/nⅠ。

中間軸Ⅱ的輸入轉(zhuǎn)矩TⅡ=9550PⅡ/nⅡ。

3 傳動件設(shè)計計算

直齒圓柱齒輪具有不產(chǎn)生軸向力的優(yōu)點，單傳動平穩(wěn)性較差，在減速器中圓周速度不大的情況下采用直齒輪。

Ⅰ—Ⅱ軸高速傳動嚙合的兩直齒輪（傳動比4.26）

3.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)

按圖1所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪齒輪傳動。

（2）運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級精度（GB 10095--88）

（3）材料選擇。由文獻(xiàn)[1]表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS；二者材料硬度差為40HBS。

（4）選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=24×4.26=85.2，取z2=85。

3.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計

由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即

試中：d1t為小齒輪分度圓直徑；

K為載荷系數(shù)；

T1為小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩；

d為齒寬系數(shù)；

u為齒數(shù)比；

ZE為彈性影響系數(shù)；

為接觸疲勞強(qiáng)度。

（1）確定公式內(nèi)的個計算數(shù)值。

試選載荷系數(shù)Kt=1.3。

小齒輪傳遞的T1=9.1103×104N·mm。

由文獻(xiàn)[1]表10-7選取齒寬系數(shù)d=1.08。

由文獻(xiàn)[1]表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP。

由文獻(xiàn)[1]圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa。

由下式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：

N1=60n1jLh=60×960×1×（2×8×300×15）=2.07×109

N2=

由文獻(xiàn)[1]圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90；KHN2=0.97。

計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則有：

MPa

MPa

（2）計算。

試算小齒輪分度圓直徑d1t，，帶入中較小的值。

計算圓周速度v。

m/s

計算齒寬b。

mm

計算齒寬與齒高之比。

模數(shù)：

齒高：

h=2.25mt=2.25×2.89mm=6.50mm

計算載荷系數(shù)。

根據(jù)v=1.45 m/s，8級精度，由文獻(xiàn)[1]圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.08；

直齒輪，；

由文獻(xiàn)[1]表10-2查得使用系數(shù)；

由文獻(xiàn)[1]表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。

由，查文獻(xiàn)[3]圖10-13得；故載荷系數(shù)

按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由下式得：

計算模數(shù)m

mmm

3.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計

由下式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為：

（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。

由文獻(xiàn)[1]圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限。

由文獻(xiàn)[1]圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。

計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有：

計算載荷系數(shù)K。

K=KAKVKFaKFb=1×1.08×1×1.37=1.5344查取齒形系數(shù)，由文獻(xiàn)[3]表10-5查得；；

查取應(yīng)力校正系數(shù)，由文獻(xiàn)[1]表10-18查得；。

計算大、小齒輪的并加以比較。

大齒輪的數(shù)值大。

（2）設(shè)計計算。

對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.20并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3 mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=61.563 mm，算出小齒輪齒數(shù)

大齒輪齒數(shù)z2=4.26×19=80.94，取z2=81。

這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。

3.4 幾何尺寸計算

（1）計算分度圓直徑。

d1=mz1=3×19mm=57mm

d2=mz2=3×81mm=243mm

（2）計算中心距。

（3）計算齒輪寬度

取B2=60mm，B1=68mm。

4 結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖

以大齒輪為例，為在保證齒輪機(jī)械性能的前提下，減輕齒輪的重量，以達(dá)到節(jié)約材料提高傳動效率的目的，該齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)，齒輪結(jié)構(gòu)如圖2所示

Ⅱ—Ⅲ軸低速傳動嚙合的兩直齒輪（傳動比2.92）。

其設(shè)計過程如Ⅰ—Ⅱ軸上的齒輪設(shè)計方法相同，再此直接給出設(shè)計結(jié)果：

幾何尺寸計算如下。

（1）計算分度圓直徑。

（2）計算中心距。

計算齒輪寬度，B1=90mm，B2=82mm。

4 結(jié)語

該次對減速器的二級展開式圓柱齒輪減速結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計，計算出了減速結(jié)構(gòu)各部分的結(jié)構(gòu)尺寸，并進(jìn)行了強(qiáng)度校核，并進(jìn)行了三維建模及運動仿真，設(shè)計合理，可以達(dá)到減速目的

參考文獻(xiàn)：

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