減速器的設計減速器的參數設計采用二級圓柱直齒輪減速器，減速器的輸入軸速度n1=2400rmin，輸出軸速度n⑴分配各級傳動比取兩級齒輪減速器高速級的傳動比i則低速級的傳動比i傳動裝置的運動和動力參數計算皮帶的傳動效率η帶=0.95，齒輪嚙合效率η減速器高速軸：PnT減速器中間軸：PnT減速器低速軸：PnT高速齒輪傳動設計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20o。變速器為一般工作機器，選用8級精度。材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS。選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2試選KHt計算小齒輪傳遞的轉矩T查表選取齒寬系數?d=1，區域系數ZH計算接觸疲勞強度用重合度系數Z 式中z1——小齒輪齒數，z1α——分度圓壓力角，α=20°；ha——齒頂高系數，ha計算得α據（3-9）得 據（3-9），（3-10）得ε 據（3-11）得Z計算接觸疲勞許用應力[σH查圖表得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ計算應力循環次數： 式中n1——減速器的輸入軸速度，nj——載荷系數或使用系數，j=1Lh——額定壽命，Lh計算得N 式中N1——小齒輪應力循環次數，N——齒數比，u=1.7。計算得N查取接觸疲勞壽命系數K取失效概率為1%、安全系數S=1，由公式 計算得[[取[σσ試算小齒輪分度圓直徑 式中KHt——試選，T1——小齒輪傳遞的轉矩，Tu——齒數比，uZH——節點區域系數，ZZE——彈性系數，Zε——重合度系數，Z?d——齒寬系數，?σ——許用接觸應力，σ=523MPa計算得d調整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度v 式中d1t——小齒輪分度圓直徑，n1——小齒輪的轉速，n1計算得v=齒寬b。 式中?d——齒寬系數，?d1t——小齒輪的分度圓直徑，d計算得b計算實際載荷系數K由表查得使用系數KA根據v=5m/s、8級精度，查得動載系數Kv齒輪的圓周力。 式中T1——小齒輪傳遞的轉矩，Td1t——小齒輪的分度圓直徑，d計算得FK查表得齒間載荷分配系數KHα用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數KHβ 式中KA——使用系數，KAKV——動載系數，KKHα——齒間載荷分配系數，KKHβ_齒向載荷分布系數，K計算得K按實際載荷系數算得的分度圓直徑 式中d1t——小齒輪的分度圓直徑，KH——載荷系數，KKHt——試選，計算得d及相應的齒輪模數 式中d1——分度圓直徑，dz1——小齒輪齒數，計算得m=1.931按齒根彎曲疲勞強度設計試算模數，即 試選K計算彎曲疲勞強度用重合度數Y計算算YFa查圖表得齒形系數YFa1=2.65、YFa2=2.40，應力修正系數Y[[YY因為大齒輪的YFaY試算模數 式中KFt——彎曲強度計算的初始載荷系數，T1——小齒輪傳遞的轉矩，TYε——重合度系數，YFa——齒形系數，Ysa——應力修正系數，?d——齒寬系數，?z1——小齒輪齒數，σ——許用接觸應力，σ=523MPa計算得m2)調整齒輪模數計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度v。 式中z1——小齒輪齒數，mt——模數；計算得d 式中n1——小齒輪的轉速，n1d1——齒輪分度圓直徑，計算得v=3.25齒寬b。 式中?d——齒寬系數，d1——齒輪分度圓直徑，計算得b=25.848寬高比b 式中ha*——c*——頂隙系數計算得h=2.423b計算實際載荷系數KF根據v=3.25m/s，8級精度，查得動載系數Kv由FF查表得齒間載荷分配系數KFα插值法查得KHβ=1.443，結合bh則載荷系數為 式中KA——使用系數，KKv——動載系數，KKFα——齒間載荷分配系數，KFβ——齒向載荷分布系數，計算得K按實際載荷系數算得的齒輪模數 式中mt——端面模數，mKF——實際載荷系數，KKFt——載荷系數，K計算得m對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數1.44mm并就近圓整為標準值m=1.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=46.354mm，算出小齒輪齒數取z1=31，則大齒輪齒數z2=uz這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。⑷幾何尺寸計算計算分度圓直徑 式中z1——小齒輪齒數，m——齒輪模數，m=1.5mm。計算得d 式中z2——小齒輪齒數，m——齒輪模數，m=1.5mm。計算得d據(3-20),（3-30）得出中心距a=計算齒輪寬度 式中?d——齒寬系數，?d1——小齒輪分度圓直徑，d1計算得b=46.5考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省材料，一般將小齒輪略微加寬（5~10）mm，即b取b1=53mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即⑸圓整中心距后的強度校核上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計制造。為此，可以通過調整傳動比，改變齒數或變位法進行圓整。采用變位法將中心距就近圓整至a’=65mm。齒輪變位后，齒輪副幾何尺寸發生變化。應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。1)計算變位系數和計算嚙合角、齒數和、變位系數和、中心距變動系數和齒頂高降低系數。 式中a——標準中心距，a=63α——標準壓力角，α=20a'——實際安裝中心距，a’=65mm計算得α 式中z1——小齒輪齒數，zz2——大齒輪齒數，z計算得z據（3-32）可得xy=?y=查圖表可知，當前的變位系數和降低了齒輪強度，但重合度有所提高。齒面接觸疲勞強度校核按前面類似做法，得出計算結果：KH=1.91，T1=2.38×104N?mmααεZ將計算所得結果代入公式，得到 式中KH——載荷系數，KT1——小齒輪傳遞的扭矩，Tu——齒數比，u?d——齒寬系數，?d1——小齒輪分度圓直徑，d1計算得σ齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。齒根彎曲疲勞強度校核按前面類似的做法，得出計算結果：KF=1.85，T1=2.38×104N?mm，Y?d=1，z1 式中KF——彎曲強度計算的載荷系數，KT1——小齒輪傳遞的扭矩，TYFa——小齒輪的齒形系數，Ysa——小齒輪的應力修正系數，YYε——彎曲強度計算的重合度系數，Y?d——齒寬系數，?m——齒輪模數，m=1.5mm；z——齒輪齒數，z1計算得σ 據（3-35）得σ齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。主要設計結論齒數z1=31、z2=53，模數m=1.5mm，壓力角α=20°，中心距a=145mm，齒寬b1=75mm、b2低速齒輪傳動設計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20o。選用7級精度。材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS。選小齒輪齒數z3=30，大齒輪齒數z4=⒉按齒面接觸疲勞強度設計確定計算分度圓直徑中的參數選KHt=1.3，齒寬系數?d=1，區域系數計算接觸疲勞強度用的重合度系數Zε 式中z3——小齒輪齒數，z3α——分度圓壓力角，α=20°；ha——齒頂高系數，ha計算得α 式中z4——小齒輪齒數，z4α——分度圓壓力角，α=20°；ha——齒頂高系數，ha計算得α 據（3-39）得Z計算接觸疲勞許用應力查資料得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=600MPa、計算應力循環次數： 式中n1——減速器的輸入軸速度，nj——載荷系數或使用系數，j=1Lh——額定壽命，Lh計算得N 式中N3——小齒輪應力循環次數，N——齒數比，u=1.26。計算得N查取接觸疲勞壽命系數KHN1取失效概率為1%、安全系數S=1，由公式得[[取[σH]σ小齒輪傳遞的轉矩T試算小齒輪分度圓直徑 式中KHt——試選，T2——小齒輪傳遞的轉矩，Tu——齒數比，uZH——節點區域系數，ZZE——彈性系數，Zε——重合度系數，Z?d——齒寬系數，?σ——許用接觸應力，σ=523MPa計算得d調整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度v。 式中——小齒輪分度圓直徑，d2t=48.719mm——小齒輪轉速，1412r/min。計算得v=3.6m/s齒寬b。 式中?d——齒寬系數，?d2t——小齒輪的分度圓直徑，d計算得b=48.719mm計算實際載荷系數KH使用系數KA=1.5。根據v=3.6m/s、7級精度，查得動載系數齒輪的圓周力。 式中T2——小齒輪傳遞的轉矩，Td2t——小齒輪的分度圓直徑，d計算得F齒間載荷分配系數KHα用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數KHβ 式中KA——使用系數，KAKV——動載系數，KKHα——齒間載荷分配系數，KKHβ_齒向載荷分布系數，K計算得K按實際載荷系數算得的分度圓直徑 式中d2t——小齒輪的分度圓直徑，KH——載荷系數，KKHt——試選，計算得d及相應的齒輪模數 式中d2——分度圓直徑，dz3——小齒輪齒數，計算得m=2.0997按齒根彎曲疲勞強度設計試算模數，即m確定公式中的各參數值選KFt=1.3。齒形系數YFa3=2.54、YFa4=2.45，應力修正系數Ysa3=1.63、Ysa4[[YY因為大齒輪的YFaY計算彎曲疲勞強度用重合度系數Y試算模數 式中KFt——彎曲強度計算的初始載荷系數，T2——小齒輪傳遞的轉矩，TYε——重合度系數，YFa——齒形系數，Ysa——應力修正系數，?d——齒寬系數，?z3——小齒輪齒數，σ——許用接觸應力，σ=523MPa計算得m調整齒輪模數計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度v。 式中z3——小齒輪齒數，mt——模數；計算得d 式中n2——小齒輪的轉速，n2d2——齒輪分度圓直徑，計算得v=2.44齒寬b。 式中?d——齒寬系數，d2——齒輪分度圓直徑，計算得b=33寬高比bh 式中ha*——齒頂高系數c*——頂隙系數，計算得h=2.475據（3.53）可得b計算實際載荷系數KF根據v=2.44m/s，7級精度，查圖表得動載系數Kv由FF查表得齒間載荷分配系數KFα用插值法查得KHβ=1.415，結合bh=13.33則載荷系數為 式中KA——使用系數，KKv——動載系數，KFα——齒間載荷分配系數，KKFβ——齒向載荷分布系數，KFβ計算得K按實際載荷系數算得的齒輪模數 式中mt——端面模數，mKF——實際載荷系數，KKFt——載荷系數，K計算得m對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數1.32mm并就近圓整為標準值m=1.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d2=62.992mm，算出小齒輪齒數取z3=42，則大齒輪齒數z4=uz這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。幾何尺寸計算計算分度圓直徑 式中z3——小齒輪齒數，m——齒輪模數，m=1.5mm。計算得d 式中z4——小齒輪齒數，m——齒輪模數，m=1.5mm。計算得d計算中心距a=計算齒輪寬度 式中?d——齒寬系數，?d3——小齒輪分度圓直徑，d3=63計算得b=63考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省材料，一般將小齒輪略微加寬（5~10）mm，即b取b3=70mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即圓整中心距后的強度校核采用變位法將中心距就近圓整至a’=70mm。計算變位系數和計算嚙合角、齒數和、變位系數和、中心距變動系數和齒頂高降低系數。 式中a——標準中心距，a=71.25α——標準壓力角，α=20a'——實際安裝中心距，a’=70mm計算得α 式中z3——小齒輪齒數，zz4——大齒輪齒數，z計算得z據（3-59）得xy=?y=當前的變位系數和提高了齒輪強度，但重合度有所下降。分配變位系數x1x1齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，給出計算結果KH將它們代入公式，得到σ齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，計算出結果：KF=1.85σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。主要設計結論z3=42、z4=53，模數m=1.5mm，壓力角α=20°，變位系數x1=⒈求軸上的功率P、轉速n和轉矩T發動機的輸出功率P0=6.3kw，帶傳動的機械效率為 式中P0——輸入功率，Pη——帶傳動的機械效率，η=0.95。計算得P=5.985kw 式中n0——輸入軸轉速，n0=i——傳動比，i=1.5。計算得n=2400T=9.55×據(4-2)得T≈2.38×2.求作用在帶輪上的力因已知皮帶輪的分度圓直徑為d 式中T——傳遞的扭矩，T=2.38×10d2——分度圓直徑為，計算得⒊求作用在齒輪上的力 式中mt——齒輪的端面模數，mt=z1——齒輪的齒數，z1計算得d 式中T——傳遞的扭矩，T=2.38×10d1——齒輪的分度圓直徑，計算得F 式中Ft——圓周力，Fαn——壓力角，αΒ——螺旋角，Β=30°24'40''計算得F 式中Ft——圓周力，FΒ——螺旋角，Β=30°24'40''計算得F4.