立磨機(jī)減速裝置整體式建模設(shè)計方案

1 立磨機(jī)減速裝置整體式建模設(shè)計方案 1 引言 磨減速機(jī)的研究現(xiàn)狀和研究意義 立磨減速機(jī)是立磨機(jī)的核心部位，立磨機(jī)的主要特點是：耗電量低、粉磨效率高、系統(tǒng)機(jī)構(gòu)簡單、入磨力度大、烘干能力強(qiáng)、產(chǎn)品細(xì)度便于調(diào)控、化學(xué)成分也容易控制，比且它的噪聲低、漏風(fēng)少、占地面積小、投資少。這就使立磨減速機(jī)越來越受到所有水泥行業(yè)的重視，國家上，已經(jīng)有許多家公司相繼推出各種型號的立磨機(jī)，在國內(nèi)，大多數(shù)水泥廠也采用立式磨機(jī)。 立磨減速機(jī)是驅(qū)動磨盤轉(zhuǎn)動的驅(qū)動裝置，位于立式磨機(jī)的下部。它是磨機(jī)傳動的心臟部分，磨料的碾壓就是依靠立 磨減速機(jī)驅(qū)動的，實現(xiàn)連續(xù)的碾壓過程，在碾壓的過程中，磨輥上所施加的壓力，也是通過減速機(jī)最后傳到機(jī)座地基中去的。由于立磨的規(guī)格不同，其所需的轉(zhuǎn)矩和軸向壓力也不同。 大型立磨減速機(jī) (4200，且日常達(dá)到 5000噸的水泥生產(chǎn)線的關(guān)鍵設(shè)備，過去相當(dāng)長的一段時間內(nèi)需要進(jìn)口，進(jìn)口的主要公司有德國 士 麥 本 2005年以來，我國有幾家企業(yè)也對立磨減速機(jī)進(jìn)行了研制和開發(fā)，如重慶齒輪有限責(zé)任公司、南京捷力齒輪箱技術(shù)有限公司以及南京高精傳動設(shè)備制造集團(tuán)有限公司。 由此可見，不管是從用戶效益、制造商效益及社會效益考慮，立磨減速機(jī)的研制都應(yīng)該很有意義，盡早的開發(fā)和占領(lǐng)國內(nèi)的大型立磨減速機(jī)的市場，對任何一個企業(yè)都有巨大的價值和意義。本文設(shè)計的是 加載和自重構(gòu)成的壓力可達(dá)到 650噸，考慮到工作時的動載荷，最大壓力可達(dá)到 1900噸。本文設(shè)計的 2 立磨減速機(jī)的總體設(shè)計思路和結(jié)構(gòu)特 點 計方案的總體結(jié)構(gòu)特點 隨著水泥工業(yè)設(shè)備大型化的提高，立磨機(jī)的規(guī)格也不斷再增大，與之配 2 套的立磨減速機(jī)的功率也隨之加大，結(jié)構(gòu)和性能也都有了更高的要求。根據(jù)減速機(jī)傳動功率的大小，一般可以把立磨減速機(jī)分為四代：第一代是首級為錐齒輪，后面加上兩級的圓柱齒輪副的立磨減速機(jī)；第二代是首級為錐齒輪，后面加上一級的行星齒輪的立磨減速機(jī)；第三代是指首級為錐齒輪，后面加一級圓柱齒輪副再加上一級行星齒輪副立磨減速機(jī)；第四代是非凡和弗蘭德兩公司合作開發(fā)的速機(jī)，此種傳動方式的有點在于立磨減速機(jī)箱體不承 擔(dān)磨盤的壓力。目前在我國大都采用第二、三代減速機(jī)，通過運用人字齒自動找中的特點，兩對螺傘可以分擔(dān)受力，這樣就解決了大規(guī)格螺旋傘齒輪的難題，同時輸入軸的兩端采用內(nèi)圈滑動的圓柱滾子軸承，這樣就便于自動找中，比且所有的分流級齒輪都采用齒形、齒向修形，齒輪精度定為 5 級，可滿足傳遞 3 500 5 400 大功率的要求。 本次設(shè)計的 磨減速機(jī)的傳動特點：采用了錐齒輪 +斜齒圓柱齒輪 +行星齒輪三級傳動，減速機(jī)與磨機(jī)融合為一體，其中輸出法蘭直接與磨盤相 連，這樣就可以更大的來傳遞扭矩，同時減速機(jī)也可以承受來自磨輥的壓力。 磨減速機(jī)的工作原理 圖 2磨減速機(jī)剖示圖 如圖 2過電機(jī)、聯(lián)軸器和鍵聯(lián)的結(jié)帶動水平布置的螺旋錐齒輪軸轉(zhuǎn)動，這樣螺旋錐齒輪副就改變了傳動的方向，被動錐齒輪安裝在圓柱齒輪軸 1 3 上面。第二級減速裝置是圓柱齒輪軸 1與第二級大齒輪相互嚙合，大齒輪通過鍵聯(lián)結(jié)帶從而動齒輪軸 2運動。齒輪軸 2通過雙聯(lián)齒套帶動行星輪系的傳動，行星傳動類型為 中的太陽輪為兩端有齒的齒輪軸，太陽輪的布置是浮動形式，這樣可以使行星輪間載荷分配 均勻。太陽輪與行星齒輪相互嚙合，行星齒輪被安裝在行星架上，其中行星齒輪嚙合的內(nèi)齒圈被固定在箱體上，這樣，通過行星架轉(zhuǎn)動，行星架通過圓柱銷和螺栓就可以帶動輸出法蘭作旋轉(zhuǎn)運動，這樣也就實現(xiàn)輸出扭矩以及磨盤旋轉(zhuǎn)運動。 圖 2維裝配圖 序號 名稱。 1 電機(jī)功率 ( 4300 2 輸入轉(zhuǎn)速 ( 990 3 輸出轉(zhuǎn)速 ( 減速機(jī)速比 軸向載荷 F=6560 6 最大軸向載荷 8900 7 油量 (L) 4000 8 減速機(jī)轉(zhuǎn)動慣量 減速機(jī)重量 (t) 105 表 磨主減速機(jī)齒輪傳動參數(shù)表 中心距 ( 模數(shù) ( 齒數(shù) 齒寬 ( 螺旋角 速比 4 第一級 / 22(大端 ) 21/50 199 / 二級 940 18 22/80 330 10 三級 576 12 37/59/155 250 / 輪模數(shù)和齒數(shù)的選擇原則 減速機(jī)設(shè)計時，已知條件首先是傳動的功率 P 或力矩 T，其次是要求的傳動速比 u。由齒輪接觸應(yīng)力公式可知 : 由此分析可知，齒輪節(jié)圓直徑 d，和傳動要求一定的情況下，小齒輪的齒數(shù)與齒輪的彎曲應(yīng)力成正 比，所以在低速重載傳動中，由于其能力主要是由輪齒的彎曲強(qiáng)度所決定，故減少齒數(shù)，增大模數(shù)總體上對傳動是有利的。對閉式結(jié)構(gòu)的硬齒面 (50)的齒輪傳動來說，其承載能力主要取決于齒根彎曲強(qiáng)度。另一方面，齒面接觸疲勞極限與彎曲疲勞極限的比值大約為 ，所以要達(dá)到齒輪輪齒接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度的等強(qiáng)度條件，在實際的設(shè)計中也要求齒輪選用較大的模數(shù)和盡量減少齒數(shù)，以提高輪齒的彎曲強(qiáng)度。 3 第一級傳動部分的設(shè)計 計要求 立磨減速機(jī)的高速級選用的是錐齒輪傳動。錐齒輪副的齒形為螺旋齒，由于國內(nèi)只能加工模數(shù)小 于 6，直徑小于 1000克林根貝爾格傘齒輪這樣 磨減速機(jī)的錐齒輪就超出了該尺寸的限制，因此我們將齒形改成格里森制，但由于模數(shù)較大，磨齒不易實現(xiàn)，我們采取調(diào)質(zhì)精加工后氮化處理的辦法，這樣齒輪的表面硬度得到了保證，但齒輪的硬化層不如滲碳淬火的齒輪深，裝配的精度就不 5 夠高，所以齒輪材料選為為 38 齒輪傳動的分析及設(shè)計 錐齒輪傳動承載能力的設(shè)計，應(yīng)綜合考慮齒輪材料、熱處理質(zhì)量、齒輪精度、安裝精度、彈性變形、載荷大小及其特征等因素的 影響。第一級錐齒輪的設(shè)計，可根據(jù)計算數(shù)據(jù)、實驗結(jié)果及實驗經(jīng)驗，初步選擇齒輪分度圓直徑，再驗算其承載能力。目前在經(jīng)驗數(shù)據(jù)方面有兩種方法，分別為根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度來確定格林森制弧齒錐齒輪小輪分度圓直徑的線圖。在實際的設(shè)計中，可按以上兩圖選擇各自的小輪分度圓直徑，然后取其中的較大值。錐齒輪齒數(shù)的選擇應(yīng)考慮輪齒強(qiáng)度、壽命和平穩(wěn)性。對于相同直徑的齒輪 :齒數(shù)少有利于增強(qiáng)輪齒的彎曲強(qiáng)度 ;齒數(shù)多有利于平穩(wěn)性和接觸強(qiáng)度。 在初步確定第一級速比時，考慮到 磨主減速機(jī)總速比為 中本級錐齒輪傳動主要 起換向作用，應(yīng)綜合考慮設(shè)計與制造的相互影響。在實際的設(shè)計時選擇了速比為 用格林森制弧齒，主要考慮到如果設(shè)計中錐齒輪傳動速比選擇過大，其結(jié)果勢必造成模數(shù)變大和被動大錐齒輪直徑較大，而較大模數(shù)的弧齒錐齒輪在國內(nèi)加工是非常困難的，而后面的傳動相對加工要容易實現(xiàn)，因此第一級錐齒輪采用較小速比 強(qiáng)度計算中，其疲勞強(qiáng)度校核計算方法是以錐齒輪齒寬中點處當(dāng)量圓柱齒輪 為計算基礎(chǔ)。 齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即 2H 9 21 0 . 5td u （ 1）確 定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 113）選取錐齒輪齒寬系數(shù)R。 4）查得材料的彈性影響系數(shù) 6 5) 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 6) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 1 1 0 n 2N 7）取接觸疲勞壽命系數(shù) 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為 1%，安全系數(shù) S，得 H N 1 H 1 K S 2 li m 22 S （ 2）計算 1）試算小齒輪分度圓 直徑1入 H中較小的值。 2H 9 21 0 . 5td u 2）計算圓周速度 v。 1160 1000 3) 計算齒寬 b。 2112R t d 4）計算載荷系數(shù)。 根據(jù) v ， 6 級精度查得動載荷系數(shù) 1； 錐齒輪， 1； 查得使用系數(shù) 1； 小輪和大輪的支承為一個兩端支承一個懸臂，齒向載荷分布系數(shù)可按下式計算 1 . 5H F H b K 故載荷系數(shù)A v H K K K 7 5）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 311）計算模數(shù)。 11dm z 齒根 彎曲強(qiáng)度計算 13 2 22141 0 . 5 1F a S （ 1）確各定公式內(nèi)的各計算值 1）查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限1齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限1 2) 取彎曲疲勞壽命系數(shù)1 3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) S，由次得 111 F N F S 222 F N F S 4）計算載荷系數(shù) K。 A v F K K K5）查取齒形系數(shù)。 由公式22 1211c o t t a ，可得 1 ， 2 由錐齒輪當(dāng)量齒數(shù)的計算公式可得： 小齒輪當(dāng)量齒數(shù)1齒輪當(dāng)量齒數(shù)2 由以上數(shù)據(jù)可查得齒形系數(shù)1 8 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 查得應(yīng)力校正系數(shù)1 7）計算大、小齒輪的 加以比較。 111 222數(shù)值大的。 （ 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疲勞強(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)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑1d，算出小齒輪齒數(shù)。 11 dz m 大齒輪齒數(shù) 21z i z分度圓直徑11d 22d 這樣設(shè)計出來的直齒圓錐齒輪傳動，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，也避免了浪費。 構(gòu)設(shè)計及錐齒輪三維建模圖 錐齒輪作為通用零件采用了參數(shù)化建模設(shè)計 錐齒輪軸建模圖 （ 1） 輪齒的參數(shù)化建模圖 9 通過草 繪錐齒輪輪齒兩個界面，利用混合掃描工具形成一個輪齒。 圖 3（ 2）陣列輪齒形成小錐齒輪如下圖所示 10 圖 3列后形成的小錐齒輪 錐齒輪建模 由于采用參數(shù)化建模，故只需把齒輪參數(shù)更改為大錐齒輪參數(shù)即可 模數(shù) 齒數(shù) 壓力角 齒頂系數(shù) 齒間系數(shù) 嚙合輪齒數(shù) 變位系數(shù) 齒寬 小齒輪 22 21 20 1 0 99 大齒輪 22 50 20 1 1 99 大錐齒輪的建模圖如下圖所示 11 圖 3果圖 第一級錐齒輪傳動的強(qiáng)度計算如下 立磨減速機(jī)錐齒輪強(qiáng)度計算 基本數(shù)據(jù) 功率（ P= 工況系數(shù) KA=輪轉(zhuǎn)速 ( 壓力角 ( 輪轉(zhuǎn)速 ( 齒頂高系數(shù) 隙系數(shù) 何尺寸 齒輪形式 :弧齒錐齒輪 傳動形式 :減速器 小輪 大輪 大端模數(shù)（ M=數(shù) 21 50. 凈齒寬 (=位系數(shù)（ 螺旋角 ( =0 切向變位系數(shù)（ 大端 分度圓直徑（ 精度等級 中點分度圓直徑（ 線速度 (m/s)面，齒線重合度 總重合度 料及熱處理參數(shù) 小輪 大輪 材料等級 2 2 熱處理方式 氣體氮化 氣體氮化 硬度 觸應(yīng)力極限值 曲應(yīng)力極限值 12 *應(yīng)力分析計算 * 扭矩 ( 小輪 切向力 (N ) 界轉(zhuǎn)速比 N= 單齒剛度 合剛度 *接觸應(yīng)力 * 節(jié)點處接觸區(qū)系數(shù) 性系數(shù) 觸比系數(shù) 旋角系數(shù) 載系數(shù) 向載荷分布系數(shù) 面載荷分布系數(shù) 算接觸應(yīng)力 ( 輪 大輪 壽命系數(shù) 滑系數(shù) 度系數(shù) 寸系數(shù) 糙度系數(shù) 用接觸應(yīng)力值 ( 觸應(yīng)力安全系數(shù) 用最小接觸安全系數(shù) *彎曲應(yīng)力 * 動載系數(shù) 向載荷分布系數(shù) 面載荷分布系數(shù) 旋角系數(shù) 觸比系數(shù) 輪 大輪 齒形系數(shù) 力集中系數(shù) 寸系數(shù) 命系數(shù) 感系數(shù) 面狀況系數(shù) 算彎曲應(yīng)力 ( 用彎曲應(yīng)力值 ( 曲應(yīng)力安全系數(shù) 用最小彎曲安全系數(shù) 13 入軸的強(qiáng)度及剛度計算 入軸的設(shè)計計算 將輸入軸受力簡化后，如圖 3示 : 圖 3入軸受力簡圖 截面 1、 7 為受外力面，截面 3、 5 為支點。則輸入軸強(qiáng)度剛度計算如下 : 截面總數(shù) =7 功率 (速 (性模量 (扭模量 (承間距 (曲疲勞極限 (轉(zhuǎn)疲勞極限 (伸強(qiáng)度極限 (許最大撓度 (許最大偏轉(zhuǎn)角 (0 許最小疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) =14 截面號 鍵槽寬度 鍵槽深度 1 0 0 2 0 0 3 0 0 4 0 0 5 0 0 6 0 0 7 0 0 截面號 截面直徑 距離 圓角半徑 1 190 2 2 211 3 3 220 0 0 4 220 374 3 5 300 654 0 6 300 734 3 7 423 864 0 0 0 0 0 2 0 0 0 0 3 0 0 0 0 4 0 0 0 0 5 0 0 0 0 6 0 0 0 0 7 0 0 輸出數(shù)據(jù) 軸慣性矩 極慣性 矩抗彎模量 抗扭模量 1 15 5 * * 疲勞強(qiáng)度與剛度計算結(jié)果 : 截面號 撓度偏 轉(zhuǎn)角 (1 扭轉(zhuǎn)變形 (扭轉(zhuǎn)角 )= 截面號 S 1 最大撓度計算結(jié)果 : 最大撓度 : 位于截面 7 通過 錐齒輪軸的建模設(shè)計 草繪圖如下圖所示 16 圖 3錐齒輪軸草繪圖 小錐齒輪軸旋轉(zhuǎn)拉伸后建模圖 圖 3二軸的強(qiáng)度及剛度計算 二軸的設(shè)計計算 將第二軸受力簡化后，如圖 3示 : 17 圖 3二軸受力簡 截面 5、 8為受外力面，截面 2、 10為支點。則第二軸強(qiáng)度剛度計算如下 : 截面總數(shù) =10 功率 (速 (性模量 (扭模量 (承間距 (曲疲勞極限 (轉(zhuǎn)疲勞極限 (伸強(qiáng)度極限 (許最大撓度 (許最大偏轉(zhuǎn)角 (許最小疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) =面號 鍵槽寬度 鍵槽深度 1 0 0 2 0 0 3 0 0 4 0 0 5 0 0 6 0 0 7 80 25 8 80 25 9 80 25 10 0 0 截面號 截面直徑 距離 圓角半徑 1 320 2 2 346 0 0 3 346 88 2 4 360 198 5 5 402 373 0 6 390 548 5 7 360 598 2 8 360 698 0 9 340 801 3 10 360 935 0 其他計算同輸入軸。 18 軸最大撓度計算結(jié)果 : 最大撓度 : 位于截面 5 通過 二軸的建模設(shè)計 繪制第二軸的草繪圖如下 3二軸草繪圖 通過旋轉(zhuǎn)拉伸后的建模圖如下 19 3通過繪制漸開線，鏡像與陣列操作產(chǎn)生第二軸上的輪齒，其建模圖如下 3二軸完整建模圖 的強(qiáng)度計算 輸入軸鍵的強(qiáng)度校核 : 鍵材料為 42b=850全系數(shù)取 n=許用擠壓應(yīng)力 850 3 4 02 . 5b M P 許用剪切應(yīng)力 0 . 5 1 7 0 M P a 鍵擠壓應(yīng)力應(yīng)滿足 2 鍵剪切應(yīng)力應(yīng)滿 足 2 按兩倍過載計算剪切應(yīng)力 20 式中 :最大工作力矩 T=41475 103徑 d=190與毅接觸高度 k=10寬度 b=45工長度 l=285入公式后 2 4 1 4 7 5 1 0 0 0 1 5 3 . 2 1 9 0 1 0 2 8 5 M P a 2 8 2 9 5 0 1 0 0 0 6 8 1 9 0 4 5 2 8 5 M P a 鍵強(qiáng)度安全。 動軸承壽命計算 入軸 已知小錐齒輪受軸向力 77向力 F=147結(jié)構(gòu)上看，輸入軸作為輸 入軸，分別設(shè)計了一個調(diào)心滾子軸承 (小錐齒輪端 )和一個圓柱滾子軸承 (電機(jī)端 )，在其之間設(shè)計兩個推力調(diào)心滾子軸承。軸向力主要由兩個推力調(diào)心滾子軸承承擔(dān)，而徑向力主要由調(diào)心滾子軸承和圓柱滾子軸承承擔(dān)，從而簡化計算如下 : 推力調(diào)心滾子軸承壽命 推力調(diào)心滾子軸承承擔(dān)全部軸向力 77承擔(dān)徑向力 )，則其當(dāng)量動負(fù)荷 P=177其壽命計算公式計算 4062h，滿足設(shè)計使用要求。 調(diào)心滾子軸承壽命 按軸的支反力計算，調(diào)心滾子軸承承擔(dān)徑向力 161承 21 擔(dān)軸向力 )，則其當(dāng)量動負(fù)荷 P=161其壽命計算公式計算6660h，滿足設(shè)計使用要求。 圓柱滾子軸承壽命 按軸的支反力計算，調(diào)心滾子軸承承擔(dān)徑向力 08承擔(dān)軸向力 )，則其當(dāng)量動負(fù)荷 P=108其壽命計算公式計算7000h，滿足設(shè)計使用要求。 軸 已知錐齒輪受軸向力 02向力 47柱齒輪受軸向力 7向力 82結(jié)構(gòu)上看，二軸分別設(shè)計了一個雙列圓錐滾子軸承 (圓柱齒輪端 )和一個圓柱滾子軸承 (錐齒輪端 )。軸向力主要由雙列圓錐滾子軸承 承擔(dān)，而徑向力主要由雙列圓錐滾子軸承和圓柱滾子軸承共同承擔(dān)，從而簡化計算如下 : 雙列圓錐滾子軸承壽命 按軸的支反力計算，雙列圓錐滾子軸承承擔(dān)軸向力 5向力 291其當(dāng)動負(fù)荷 P=321其壽命計算公式計算 0084h，滿足設(shè)計使用要求。 圓柱滾子軸承壽命 按軸的支反力計算，圓柱滾子軸承承擔(dān)徑向力 56承擔(dān)軸向力 )，則其當(dāng)量動負(fù)荷 P=256其壽命計算公式計算 5662h，滿足設(shè)計使用要求。 4第二級傳動部分的設(shè)計 計總體要求 磨減速機(jī)的第二級級傳動是采用漸開線斜齒圓柱齒輪的傳動。之所以選用漸開線圓柱齒輪傳動，因為它具有的主要特點有 : 傳動功率和范圍都很大大 ; 傳動效率高，單對齒輪可達(dá)到 98%一 比且精度越高， 22 其效率就越高 ; 對中心距敏感性較小，裝配和維修相對簡單。 能夠容易的進(jìn)行變位切削其他修緣和修形，這樣就適應(yīng)了高傳動質(zhì)量的要求 ; 易于進(jìn)行精加工。 這里選得齒輪副為斜齒圓柱齒輪，齒輪材料為 17行滲碳淬火處理，齒輪精度設(shè)定為 6 級 以上。 間級斜齒圓柱齒輪傳動分析及設(shè)計 開線斜齒圓柱齒輪傳動 磨主減速機(jī)的中間級傳動采用了漸開線斜齒圓柱齒輪傳動。漸開線圓柱齒輪傳動具有的主要特點有 : 傳動的功率和范圍很大 ; 傳動效率很高，單對齒輪可達(dá) 98%一 精度越高，其效率越高 ; 對中心距敏感性小，裝配和維修相對簡便 ; 能夠進(jìn)行變位切削和各種修緣、修形，以適應(yīng)提高傳動質(zhì)量的要求 ; 易于進(jìn)行精確加工。 齒輪副為斜齒圓柱齒輪，齒輪材料為 17碳淬火，齒輪精度 6 級以 上。 磨主減速機(jī)第一、三級考慮因素較多，因此在設(shè)計時應(yīng)確定第一、三級要求后再確定第二級參數(shù)，因要求結(jié)構(gòu)緊湊，該級采 23 用硬齒面斜齒圓柱齒輪傳動。它具有傳動平穩(wěn)，噪聲小，適用于大多數(shù)機(jī)械傳動，重合度大，承載能力高等優(yōu)點。 齒圓柱齒輪傳動分析及設(shè)計 第二級圓柱齒輪傳動強(qiáng)度計算如下 : 漸開線圓柱齒輪疲勞強(qiáng)度計算 *基本輸入?yún)?shù) * 傳遞功率 ( p=4300 使用系數(shù) 輪轉(zhuǎn)速 ( 壓力角 ( ) 輪轉(zhuǎn)速 ( 齒頂高系數(shù) 頂隙系數(shù) 25 *齒輪幾何參數(shù) * 輪齒類型 : 單斜齒輪 傳動類型 :減速 小齒輪 大齒輪 法向模數(shù) ( 數(shù) 22 80 凈齒寬 ( B=向變位系數(shù) 螺旋角 ( ) =度圓直徑 ( 齒頂圓直徑 ( 中 心 距 ( A=根圓直徑 ( 實 際 齒 數(shù) 比 u