4.1  总体设计
4.1.1  计算总传动比和分配各级传动比
①总传动比的确定
因为输出转速为120r/min,所以总传动比
 
②分配各级传动比
因为采用展开式二级圆柱齿轮减速器,结构如图4.1所示。考虑润滑条件取高速级传动比 ,则
图4.1 减速器结构图
4.1.2  计算运动和动力参数
①功率
P0=400kW
P1=400×0.994=397.6kW
P2=397.6×0.988=392.83kW
P3=392.83×0.97×0.988=376.47kW
P4=376.47×0.97×0.988=360.79kW
②扭矩
T0=9550×400&pide;740=5167.16 N•m
T1=5167.16×0.994=5131.19 N•m
T2=5131.19×0.988=5169.61 N•m
T3=5069.61×0.97×0.988×2.94=14284.04 N•m
T4=14284.04×0.97×0.988×2.1=28747.42 N•m
③转速
n0=740r/min
n1=740r/min
n2=740r/min
n3=251.7r/min
n4=120r/min
4.2  内部设计
4.2.1  齿轮设计
A.高速级齿轮设计
①选定齿轮类型,精度等级,材料和齿数
(1)按已知条件,选用直齿圆柱齿轮传动。
(2)此减速器为大功率传动,故采用硬齿面齿轮传动。大小齿轮材料选40Cr,表面淬火,表面硬度为HRC48~55。
(3)因表面淬火,齿轮变形小,不需磨削,故选7级精度。
(4)选小齿轮齿数为Z1=25,则Z2=i1Z1=73.
②按齿面接触疲劳强度设计
设计公式:  =2.32×
(1)确定上式中各参数
a.选载荷系数Kt=1.3
b.小齿轮传递扭矩T=5069.61 N•m
c.选齿宽系数 =0.9
d.弹性影响系数 =189.8
e.按齿面硬度中间值HRC52,查的大,小齿轮的接触疲劳强度极限为
 =1170MPa
f.重合度系数 ,端面重合度
 =[1.88-3.32( )]
      =[1.88-3.32( )] =1.70
 = = =0.876
g.计算应力循环次数
N1= =60×740×1×(300×15×8×2)=3.154×109次
N2=3.154×109/2.94=1.073×109次
h.查的接触疲劳寿命系数 =0.88, =0.90
i.计算接触疲劳许用应力:取安全系数S=1,则
 =1030MPa
 =1053MPa
(2)计算
a.设计公式中代入 中较小的值,得
  2.32× =147.25mm
b.计算小齿轮分度圆圆周速度
V= m/s
c.计算齿宽b
 =0.9×147.25=132.52mm
d.计算齿宽与齿高之比b/h
模数 =147.25/25=5.89mm
齿高 =2.25×5.89=13.25mm
b/h=132.52/13.25=9.99
e.计算载荷系数
查图表得
所以载荷系数
f.按实际载荷系数修正
 =147.25× =164.73mm
g.计算模数m
m=d/z=164.73/25=6.59mm
③按齿根弯曲疲劳强度设计
设计公式:
(1)确定设计公式中的参数
a.查得大,小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =680MPa
b.查得弯曲疲劳寿命系数
c.计算弯曲疲劳许用应力
取安全系数S=1.4,则
 MPa
 MPa
d.计算载荷系数K
 1×1.16×1.1×1.37=1.75
e.查得齿形系数
f.查得应力校正系数
g.计算重合度系数
h.计算大,小齿轮 值
所以小齿轮的弯曲强度较弱
(2)计算齿轮模数
设计公式中代入 的较大值,得
 
综合齿面接触疲劳强度的设计结果和齿根弯曲疲劳强度的设计结果,选取模数的标准值为m=6mm,这时需要修正齿数
 ,取Z1=25则   
④几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径   
(2)计算中心距
(3)计算齿轮宽度
取b2=135mm,b1=b2+5=140mm
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