液压传动的特点及在机械行业中的应用毕业设计.doc

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1、目 录第1章 液压传动的发展概况和应用11.1液压传动的发展概况11.2液压传动的特点及在机械行业中的应用2第2章 液压传动的工作原理和组成32.1工作原理32.2液压系统的基本组成3第3章 液压系统工况分析53.1运动分析、负载分析、负载计算53.2液压缸的确定6第4章 拟定液压系统图84.1选择液压泵型式和液压回路84.2选择液压回路和液压系统的合成8第5章 液压元件的选择115.1选择液压泵和电机115.2辅助元件的选择125.3确定管道尺寸125.4确定油箱容积12第6章 液压系统的性能验136.1管路系统压力损失验算136.2 液压系统的发热与温升验算13注意事项15致谢16参考文献

2、17附表18第1液压传动的发展概况和应用1.1液压传动的发展概况液压传动和气压传动称为流体传动，是据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。当今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。20世纪50年代我国的液压工业才开始，液压元件初用于锻压和机床设备上。六十年代有了进一步的发展，渗透到了各个工业部门，在工程机械、冶金、机床、汽车等工业中得到广泛的应用。如今的液压系统技术向着高压、高速、高效率、高集成等方向发展。同时，新元件的应用、计算机的仿真和优化等工作，也取得了卓有的成效。工程机械主要的配套件有动力元件、传动元件、

3、液压元件及电器元件等。内燃式柴油发动机是目前工程机械动力元件基本上都采用的；传动分为机械传动、液力机械传动等。液力机械传动时现在最普遍使用的。液压元件主要有泵、缸、密封件和液压附件等。当前，我国的液压件也已从低压到高压形成系列。我国机械工业引进并吸收新技术的基础上，进行研究，获得了符合国际标准的液压产品。并进一步的优化自己的产业结构，得到性能更好符合国际标准的产品。国外的工程机械主要配套件的特点是生产历史悠久、技术成熟、生产集中度高、品牌效应突出。主机和配套件是互相影响、互相促进的。当下，国外工程机械配套件的发展形势较好。最近，这些年国外的工程机械有一种趋势，就是：主机的制造企业逐步向组装企业

4、方向发展，配套件由供应商提供。美国的凯斯、卡特彼勒，瑞典的沃尔沃等是世界上实力最强的主机制造企业，其配套件的配套能力也是非常强的，数量上也是逐年大幅的增长，配套件主由零部件制造企业来提供。在科技大爆炸的今天，计算机技术、网络技术、通信技术等现代信息技术对人类的生产生活产生了前所未有的影响。这也为今后制造业的发展，设计方法与制造技术模式的改变指明了方向，为数字化的设计资源与制造资源的远程共享，提高产品效率奠定了基础。目前，在液压领域中，特别是中小企业在进行液压传动系统的设计时，存在零部件种类繁多、系统集成复杂、参考资料缺乏等一系列困难，而远程设计服务可以解决这些问题。1.2液压传动的特点及在机械

5、行业中的应用1、液压传动的优点：（1）单位功率的重量轻，即在相同功率输出的条件下，体积小、重量轻、惯性小、结构紧凑、动态特性好。（2）可实现较大范围的无级调速。（3）工作平稳、冲击小、能快速的启动、制动和频繁换向。（4）获得很大的力和转矩容易。（5）操作方便，调节简单，易于实现自动化。（6）易于实现过载保护，安全性好。（7）液压元件以实现了标准化、系列化和通用化，便于液压系统的设计、制造和使用。2、液压系统的缺点：（1）液压系统中存在着泄漏、油液的可压缩性等，这些都影响运动的传递的准确性，不宜用于对传动比要求精确地场合。（2）液压油对温度敏感，因此它的性能会随温度的变化而改变。因此，不宜用于问

6、短变化范围大的场合。（3）工作过程中存在多的能量损失，液压传动的效率不高，不宜用于远距离传送。（4）液压元件的制造精度要求较高，制造成本大，故液压系统的故障较难诊断排除。3液压系统在机械行业中的应用：工程机械装载机、推土机等。汽车工业平板车、高空作业等。机床工业车床铣、床刨、床磨等。冶金机械轧钢机控制系统、电炉控制系统等。起重运输机械起重机、装卸机械等。铸造机械加料机、压铸机等。第2章 液压传动的工作原理和组成液压传动是以液体为工作介质来传递动力（能量）的，它又分为液压传动和液力传动两种形式。液压传动中心户要是以液体压力能来进行传递动力的，液力传动主要是以液体动能来传递动力。液压系统是利用液压

7、泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，g经各种控制阀、管路和液压执行元件将液体的压力能转换成为机械能，来驱动工作机构，实现直线往复运动和会回转运动。油箱液压泵溢流阀、节流阀、换向阀、液压缸及连接这些元件的油管、接头等组成了驱动机床工作台的液压系统。2.1工作原理液油在电动机驱动液压泵的作用下经滤油器从油箱中被吸出，加油后的液油由泵的进油口输入管路。再经开停阀节流阀换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。节流阀用来调节工作台的移动速度。调大节流阀，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度就增大；调小节流阀，进入液压缸的油量就减少，工作台的移动速度减少。

8、故速度是由油量决定的，液压系统的原理图见图2。2.2液压系统的基本组成（1）动力元件：液压缸将原动机输入的机械能转换为压力能，向系统提供压力介质。（2）执行元件：液压缸直线运动，输出力、位移；液压马达回转运动，输出转矩转速。执行元件是将介质的压力能转换为机械能的能量输出装置。（3）控制元件：压力、方向、流量控制的元件。用来控制液压系统所需的压力、流量、方向和工作性能，以保证执行元件实现各种不同的工作要求。（4）辅助元件：油箱、管路、压力表等。它们对保证液压系统可靠和稳定工作具有非常重要的作用。（5）工作介质：液压油。是传递能量的介质。第3章 液压系统工况分析3.1运动分析、负载分析、负载计算绘

9、制动力滑台的工作循环图，如图1-1（a）所示。（a）图表 1 (b) (c)快进工进快退3.2液压缸的确定3.2.1液压缸工作负载的计算（1）工作负载： （2）摩擦阻力：静摩擦阻力动摩擦阻力（3）惯性阻力动力滑台起动加速，反向起动加速和快退减速制动的加速度的绝对值相等，即v=0.1m/s，t=0.2m/s,故惯性阻力为：根据以上的计算，可得到液压缸各阶段的各各动作负载，见表1所示，并绘制负载循环图，如图1-c所示。表1液压缸各阶段工作负载计算工况计算公式液压缸负载/N液压缸推力F/N起动2 0002 222加速1 5001 667快进1 0001 111工进F= +13 00014 444反向

10、起动F =2 0002 222加速F = +1 5001 667快退F =1 0001 111制动F =500556注：液压缸的机械效率取=0.93.2.2 确定缸的内径和活塞杆的直径参见课本资料，初选液压缸的工作压力为p1=25105 Pa。液压缸的面积由A=计算，按机床要求选用A1=2A2 的差动连接液压缸，液压缸回油腔的被压取，并初步选定快进、快退时回油压力损失。液压缸的内径为：圆整取标准直径D=95mm，为实现快进与快退速度相等，采用液压缸差动连接，则d=0.707D，即d=0.70795=67.165mm，圆整取标准直径d=71mm。液压缸实际有效面积计算无杆腔面积有杆腔面积3.2.

11、3计算液压缸在工作循环中各个阶段的压力、流量和功率的实际值结果见表3所示。表3液压缸各工况所需压力、流量和功率工况负载F/N回油腔压力p2 (p2)/ (105 Pa)进油腔压力p1/(105 Pa)输入流量q/(L/min)输入功率P/kW计算公式快进启动2 2225.6_p1=(F+p2 A2)/(A1 -A2)q=(A1 -A2)v1P=p1 q10-3加速1 6678.4_快速1 11123.723.70.33工进14 44423.10.20.0077p1=(F+p2 A2)/ A1q= A1v2P= p1q10-3快退启动2 2227.1_p1=(F+p2 A1)/ A1q= A2v

12、2P=p1q10-3加速1 66721.1_快退1 11119.40.0750.024制动55617.6_第4章 拟定液压系统图4.1选择液压泵型式和液压回路由工况图可知，系统循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段顺序组成。从提高系统的效率考虑，选用限压式变量叶片泵或双联叶片泵较好。将两者进行比较（见表2）故选用双联叶片泵较好。表2双联叶片泵限压式变量叶片泵1流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小1流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大2内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，工作性能较好。2内部径向力不平衡，轴承较大，压力波动及噪声较大，工作平衡性差3须配有溢流阀、卸载阀组，系统较复

13、杂3系统较简单4有溢流损失，系统效率较低，温升较高4无溢流损失，系统效率较高，温升较低4.2选择液压回路和液压系统的合成1、（1）调速回路的选择由工况图可知，该液压系统功率较小，工作负载变化不大，故可选用节流调速方式。由于钻孔属连续切削且是正负载，故采用进口节流调速较好。为防止工件钻通时工作负载突然消失而引起前冲现象，在回油路上加背压阀（见图3-a）。（2）快速运动回路与速度换接回路的选择采用液压缸差动连接实现了快进和快退速度相等。在快进转工进是，系统流量变化较大，故选用行程阀，使其速度换接平稳。从工进转快退时，回路中通过的流量很大，为保证换向平稳，选用电液换向阀的换接回路，换向阀为三位五通阀

14、（见图3-b）。（3）压力控制回路的选择由于采用双泵供油，故用液控顺序阀实现低压大流量泵的卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为方便观察压力，在液压泵的出口处，背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点（见图3-c）。2、液压系统的合成在选定的基本回路的基础上，综合考虑多种因素得到完整的液压系统，如图 所示。（1）在液压换向回路中串入一个单向阀6，将工进时的进油路、回油路隔断。可解决滑台工进时进油路、回油路连通而无压力的问题。（2）在回油路上串入一个液控顺序阀7，以防止油液在快进阶段返回油箱，可解决滑台快速前进时，回油路接通油箱而液压缸无差动连接问题。（3）在电液换向阀的出口处增设一个单向阀1

15、3，可防止机床停止时系统中的油液流回油箱，引起空气进入系统影响滑台运动 平稳性的问题。（4）在调速阀出口处增设一个压力继电器，可使系统自动发出快速退回信号。（5）设置一个多点压力计开关口12，可方便观察和调整系统压力。电磁铁和行程阀动作顺序见表4电磁铁和行程阀动作顺序表4工况 元件1YA2YA行程阀压力继电器快进+-工进+-+快退-+-停止-图3 a双联叶片泵 b三位五通电液换向阀 c用行程阀控制的换接回路第5章 液压元件的选择5.1选择液压泵和电机5.1.1确定液压泵的工作压力、流量（1）液压泵的工作压力已确定液压缸的最大工作压力为2.5 MPa。在调速阀进口节流调速回路中，工进是进油管路较

16、复杂，取进油路上的压力损失30105 Pa,则小流量泵的最高工作压力为P=(25+30)105 Pa =55105 Pa 。 大流量液压泵只在快速时向液压缸供油，由工况图可知，液压缸快退时的进油路比较简单，取其压力损失为 4105 Pa，则大流量泵的最高工作压力为Pp2=(19.4105+4105) =23.5105 Pa。（2）液压泵的流量由工况图可知，进入液压缸的最大流量在快进时，其值为 23.7L/min ，最小流量在快退时，其值为0.075 L/min，若取系统泄漏系数k=1.2，则液压泵最大流量为=1.223.7 L/min=28.44 L/min 由于溢流阀的最小稳定流量为3 L/

17、min，工进时的流量为0.2 L/min，所以小流量泵的流量最小应为3.2 L/min。5.1.2液压泵的确定根据以上计算数据，查阅产品目录，选用相近规格YYB-AA36/6B型双联叶片泵。 液压泵电动机功率为：由工况图可知，液压缸的最大输出功率出现在快进工况，其值为 0.33kW。此时，泵的输出压力应为=8.4105 Pa ，流量为=(36+6) L/min= 42L/min 。取泵的总效率p= 0.75 ，则电动机所需功率计算为/ 有上述计算，可选额定功率为1.1kW的标准型号的电动机。5.2辅助元件的选择根据系统的工作压力和通过阀的实际流量就可选择各个阀类元件和辅助元件，其型号可查阅有关

18、液压手册。液压泵选定后，液压缸在各个阶段的进出流量与原定值不同，需重新计算，见表5。表5快进工进快退输入流量/（L/min）排出流量/（L/min）运动速度/（L/min）5.3确定管道尺寸由于本液压系统的液压缸为差动连接时，油管通油量较大，其实际流量q约为75.28L/min=1.25510-3 m3/s，取允许流速v=3m/s。主压力油管根据公式计算：d=圆整后取d=20mm。5.4确定油箱容积按经验公式V=(57)，选取油箱容积为:第6章 液压系统的性能验6.1管路系统压力损失验算 由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。下面以工进时的管路压力损失为例计算如下

19、：已知：进油管、回油管长约为l=5m，油管内径d=20mm，压力有的密度为9000kg/ m3，工作温度下的运动粘度=46 m3s。选用LHM32全损耗系统用油，考虑最低温度为15，右路总的局部阻力系数为=7.2。6.1.1判断液流类型利用下式计算出雷诺数为层流。6.1.2沿程压力损失利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。沿程压力损失P1=75590004646/1304202=0.058Mpa 局部压力损失工进时总的沿程损失为6.2 液压系统的发热与温升验算 本机床的工作时间主要是工进工况，为简化计算，主要考虑工进时的发热故按工进工况验算系统温升。 液压系统的发热量:

20、H= P1(1-)=0.33(1-0.90.75)KW=0.11KW散热量: K取145当系统达到热平衡时 即H=H0=14.5最高温度为t+15=44100,故不需采用相应的散热措施。注意事项（1）使用者应明白液压系统的工作原理，熟悉各种操作和调整手柄的位置及旋向等。（2）开车前应检查系统上各调整手柄、手轮是否被无关人员动过，电气开关和行程开关的位置是否正常，主机上工具的安装是否正确和牢固等，再对导轨和活塞杆的外露部分进行擦拭，而后才可开车。 （3）开车时，首先启动控制油路的液压泵，无专用的控制油路液压泵时，可直接启动主液压泵。（4）液压油要定期检查更换，对于新投入使用的液压设备，使用3 个

21、月左右即应清洗油箱，更换新油。以后每隔半年至1 年进行清洗和换油一次。 （5）工作中应随时注意油液，正常工作时，油箱中油液温度应不超过60。油温过高应设法冷却，并使用粘度较高的液压油。温度过低时，应进行预热，或在运转前进行间歇运转，使油温逐步升高后，再进入正式工作运转状态。 （6）检查油面，保证系统有足够的油量。 （7）有排气装置的系统应进行排气，无排气装置的系统应往复运转多次，使之自然排出气体。 （8）油箱应加盖密封，油箱上面的通气孔处应设置空气过滤器，防止污物和水分的侵入。加油时应进行过滤，使油液清洁。 （9）系统中应根据需要配置粗、精过滤器，对过滤器应经常地检查、清洗和更换。（10）对压

22、力控制元件的调整，一般首先调整系统压力控制阀-溢流阀，从压力为零时开调，逐步提高压力，使之达到规定压力值；然后依次调整各回路的压力控制阀。主油路液压泵的安全溢流阀的调整压力一般要大于执行元件所需工作压力的10%-25%。快速运动液压泵的压力阀，其调整压力一般大于所需压力10%-20%。如果用卸荷压力供给控制油路和润滑油路时，压力应保持在0.3-0.6MPa范围内。压力继电器的调整压力一般应低于供油压力0.3-0.5MPa。（11）流量控制阀要从小流量调到大流量，并且应逐步调整。同步运动执行元件的流量控制阀应同时调整，要保证运动的平稳性。致谢经过近两个月的紧张努力，我如愿的完成了设计的任务。通过

23、本次的学习，收获甚是丰富。不仅培养了对设计工程的设计能力，还为以后的工作打下基础，不断积累经验和提高自身的技能。懂得了只有把从课本中学到的理论知识和中和设计资料的综合利用，才可以在设计过程中少犯错误。毕业设计综合的考核了设计者的专业知识、搜集信息及整合的能力。自己的论文虽不是最佳的，但自己还是满意的，应该给自己以肯定的态度。毕业设计，可视为一次任务，也可看成是对自身的检测。毕业设计总避免不了一些不足，还请阅批这多给予批评和建议。最后，真诚的感谢辅导老师对我们的指导和帮助。因存在着这样或那样的问题，设计书中难免会有疏漏和欠缺的地方，恳请老师批评指正，以便在今后的工作和学习中不犯同样或类似的错误。

24、图表2 液压系统的原理图目录第一节 设计任务- (1)第二节 方案设计分析 - (2)第三节 轴承的选择及寿命计算- (17)第四节 设计小结- (23)第一节 设计任务抽油机是将原油从井下举升到地面的主要采油设备之一，常用的有杆抽油设备有三部分组成：一是地面驱动设备即抽油机；二是井下的抽油泵，它悬挂在油井油管的下端；三是抽油杆，它将地面设备的运动和动力传递给井下抽油泵。抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统（将转动变转为往复移动）带动抽油杆及抽油泵柱塞作上下往复移动，从而实现将原油从井下举升到地面的目的。图11假设电动机做匀速转动，抽油机的运动周期为T，抽油杆的上冲程时间与下冲程时间相

25、等。冲程S=1.4m，冲次n11次/min，上冲程由于举升原油，作用于悬点的载荷等于原油的重量加上抽油杆和柱塞自身的重量为40kN，下冲程原油已释放，作用于悬点的载荷就等于抽油杆和柱塞自身的重量为15kN。要求： 根据任务要求，进行抽油机机械系统总体方案设计，确定减速传动系统、执行系统的组成，绘制系统方案示意图。 根据设计参数和设计要求，采用优化算法进行执行系统（执行机构）的运动尺寸设计，优化目标为抽油杆上冲程悬点加速度为最小，并应使执行系统具有较好的传力性能。 建立执行系统输入、输出（悬点）之间的位移、速度和加速度关系，并编程进行数值计算，绘制一个周期内悬点位移、速度和加速度线图（取抽油杆最

26、低位置作为机构零位）。 选择电机型号，分配减速传动系统中各级传动的 传动比，并进行传动机构的工作能力设计计算。 对抽油机机械系统进行结构设计，绘制装配图及关键零件工作图。第二节 方案设计分析一.抽油机机械系统总体方案设计 根据抽油机功率大，冲次小，传动比大等特点，初步决定采用以下总体方案，如框图所示：图211. 执行系统方案设计 图22 图23由于执行机构是将连续的单向转动转化为往复移动，所以采用四连杆式执行机构，简单示意如图22所示 P点表示悬点位置；AB杆表示输入端，与减速器输出端相连，逆时针方向旋转；CD表示输出端；AD 表示机架；e 为悬臂长度，通常取e/c=1.35;行程S等于CD相

27、对于AD转过的角度与e的积。 抽油杆上冲程时间与下冲程时间相等，即上冲程曲柄转角与下冲程曲柄转角相等，0，属于III型曲柄摇杆机构 .为了研究方便，将机架旋转至水平位置， 如图 23所示。图中c1,c2位置分别表示悬点的最高和最低位置。行程,从图中可以看出以下关系：取为设计变量，根据工程需求：所以，始终满足最小传动角的要求。由于是III型曲柄摇杆机构，故有优化计算方法：在限定范围内取，计算c,a,b,d,得曲柄摇杆机构各构件尺寸，取抽油杆最低位置为机构零位：曲柄转角，求上冲程曲柄转过某一角度时，摇杆摆角，角速度和角加速度，悬点加速度ac=1.35c,找出上冲程过程中的悬点最大加速度,最后在所有

28、的最大加速度中找出最小者，它所对应的机构尺寸极为最优者。具体过程如下：采用网格法进行优化，按增量划分网格，网格交点作为计算点。如图24所示。 图24 图25在图25所示的铰链四杆机构ABCD看作一封闭矢量多边形，若以a,b,c,d分别表示各构件的矢量，该机构的矢量方程式为a+b=c+d,以复数形式表示为 （*）规定角以x轴的正向逆时针方向度量。按欧拉公式展开得按方程式的实部和虚部分别相等，即， 消去得利用万能公式，以及根据该机构装配特点，得从而可得将式（*）对时间求导数得 （#）消去，取实部得将式（#）对时间求导数得 消去，取实部得。又悬点的位移表达式为s=e（+arcos）,速度表达式为v=

29、e,加速度表达式为ac=e。由于存在初始角，所以要加上一个角度为arccos(b/d),即=+ arccos(b/d). 从0开始到360。接下来采用Matlab软件进行编程计算和画图，具体程序在附录中。其中通过机构优化设计程序运行得到结果为：最小值=1.2141m/,a=0.505m,b= 2.112m, c=1.320m, d= 2.439m通过求悬点上冲程中最大速度的程序运行得到结果为：最大速度 =0.7954 m/s2. 总体传动方案选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.940.980.980.980.990.867；为V带的效率，为第一对轴承的效率，为第二

30、对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为6级精度，稀油润滑）。3.电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/35.351/0.86740.77 kW执行机构的曲柄转速为n11r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）111761760r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y2280S6的三相异步电动机，额定功率为45kW，额定电流85.9A，满载转速n980 r/min，同步转速10

31、00r/min。4.传动装置的总传动比和传动比分配（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为in/n980/1189.091（2） 传动装置传动比分配iii式中i，i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i3.61，则减速器传动比为ii/ i89.091/3.6124.679。根据各原则，查图得高速级传动比为i6.3，则ii/ i3.925.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速 nn/ i980/3.61271.47r/min nn/ i271.47/6.343.09 r/min nn/ （ii）11 r/min（2）

32、各轴输入功率PP40.770.9442.3 kW PP42.30.980.9941.04 kWPP41.040.980.9939.82 kW（3）各轴输入转矩轴 T9550 P/ n=955042.3/271.47=1.488 kNm 轴 T9550 P/ n=955041.04/43.09=9.096 kNm 轴 T9550 P/ n=955039.82/11=34.5 kNm.带传动的设计确定计算功率式中为工作情况系数， 为电机输出功率选择带型号根据，查图初步选用型带选取带轮基准直径查表选取小带轮基准直径，则大带轮基准直径式中为带的滑动率，通常取（1%2%），查表后取验算带速v在m/s范围

33、内，带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度在范围内，初定中心距，所以带长查图选取型带的基准长度，得实际中心距取验算小带轮包角，包角合适。确定v带根数z因，带速，传动比i=3.61,查表得单根v带所能传递的功率，功率增量，包角修正系数，带长修正系数，则由公式得故选6根带。确定带的初拉力单根普通带张紧后的初拉力为计算带轮所受压力利用公式.齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理大小齿轮材料为20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为5862HRC，有效硬化层深0.50.9mm。经查

34、图，取1500MPa，500Mpa。（2）齿轮精度按GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。（1）计算小齿轮传递的转矩kNm（2）确定齿数z因为是硬齿面，故取z19，zi z6.319120传动比误差 iuz/ z120/196.316i0.255，允许（3）初选齿宽系数 按非对称布置，由表查得0.6（4）初选螺旋角 初定螺旋角 15（5）载荷系数K使用系数K 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K1.25动载荷系数K 估计齿轮圆周速度v0.75m/s 查

35、图得K1.01;齿向载荷分布系数K 预估齿宽b40mm 查图得K1.17，初取b/h6，再查图得K1.13齿间载荷分配系数 查表得KK1.1载荷系数KK K K K=1.251.011.11.131.57（6）齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数 zz/cos19/ cos21.08 zz/cos120/ cos133.15查图得Y2.8 Y2.17 Y1.56 Y1.82（7）重合度系数Y端面重合度近似为【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/191/120）】cos151.63arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos15）20.6469014.07609因为/cos

36、，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.696（8）螺旋角系数Y轴向重合度 1.024,取为1Y10.878（9）许用弯曲应力 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt60271.4717300285.47310大齿轮应力循环次数N2N1/u5.47310/6.3160.86610查图得寿命系数, ;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数 许用弯曲应力 比较, 取(10) 计算模数 按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取 (11)初算主要尺寸初算中心距,取a=355mm修正螺旋角 分度圆直径 齿宽,取,齿宽系数(12)验

37、算载荷系数圆周速度查得按，查得，又因，查图得，则K1.6，又Y=0.930，Y=0.688，。从而得满足齿根弯曲疲劳强度。3校核齿面接触疲劳强度（1）载荷系数，（2）确定各系数材料弹性系数 查表得节点区域系数 查图得重合度系数 查图得螺旋角系数 （3）许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；安全系数 查表得；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：取（4）校核齿面接触强度 ，满足齿面接触疲劳强度的要求。（二）低速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45

38、钢。调质后表面淬火，齿面硬度为4050HRC。经查图，取1200MPa，370Mpa。（2） 齿轮精度按GB/T100951998，选择级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。（10）计算小齿轮传递的转矩 kNm（11）确定齿数z因为是硬齿面，故取z33，zi z3.9233129传动比误差 iuz/ z129/333,909i0.285，允许（12）初选齿宽系数 按非对称布置，由表查得0.6（13）初选螺旋角 初定螺旋角 12（14）载荷系数K使用系数K 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以

39、查表得K1.25动载荷系数K 估计齿轮圆周速度v0.443m/s 查图得K1.01;齿向载荷分布系数K 预估齿宽b80mm 查图得K1.171，初取b/h6，再查图得K1.14齿间载荷分配系数 查表得KK1.1载荷系数KK K K K=1.251.011.11.141.58（15）齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数 zz/cos19/ cos35.26 zz/cos120/ cos137.84查图得Y2.45 Y2.15 Y1.65 Y1.83（16）重合度系数Y端面重合度近似为【1.88-3.2（）】cos【1.883.2（1/331/129）】cos121.72arctg（tg/cos）a

40、rctg（tg20/cos12）20.4103111.26652因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.669（17）螺旋角系数Y轴向重合度 1.34,取为1Y10.669（18）许用弯曲应力安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt6043.0917300288.68710大齿轮应力循环次数N2N1/u8.68710/3.9092.2210查图得寿命系数, ;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数 许用弯曲应力 比较, 取(10) 计算模数 按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取 (11)初算主要尺寸初算中心

41、距,取a=500mm修正螺旋角 分度圆直径 齿宽,取,齿宽系数(12)验算载荷系数圆周速度查得按，查得，又因，查图得，则K1.611，又Y=0.887，Y=0.667，。从而得 满足齿根弯曲疲劳强度。3校核齿面接触疲劳强度（5）载荷系数，（6）确定各系数材料弹性系数 查表得节点区域系数 查图得重合度系数 查图得螺旋角系数 （7）许用接触应力试验齿轮的齿面接触疲劳极限寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；安全系数 查表得；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：取（8）校核齿面接触强度 ，满足齿面接触疲劳强度的要求。二.具体二级齿轮减速器轴的方案设计（1）高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理，硬度为241286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取