旋转式高速水洞设计动力系统设计(4)
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