双圆弧圆柱齿轮减速器毕业设计说明书

双圆弧圆柱齿轮减速器毕业设计说明书内容摘要：

00 Y185M8 型电动机外形尺寸 中心高度 H 长宽高 安装尺寸 轴伸尺寸 平键尺寸 185 380 245 160 140 28 60 28 16 确定传动装置的传动比，分配各级传动比 总传动比 ia= 对于展开式圆柱齿轮减速器 i1=( ～ )i2 i i2— 高速级、低速级传动比 由此可得 i1= i2= 传动装置的运到和动力参数 各轴转数 Ⅰ轴 nⅠ =nm=725 (r/min) Ⅱ轴 nⅡ = nⅠ /i1=725/= (r/min) Ⅲ轴 nⅢ = nⅡ /i2=(r/min) 各轴功率 Ⅰ轴 PⅠ =P0η 0Ⅰ = =180  = (kW) Ⅱ轴 PⅡ =PⅠ η ⅠⅡ =  =(kW) Ⅲ轴 PⅢ =PⅡ η ⅡⅢ =  =(kW) 各轴转矩 Ⅰ轴  mNnPT 47725 0095 00 1 ＝＝ⅠⅠ  河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 18 Ⅱ轴  mNnPT 2  ⅡⅡ Ⅲ轴  mNnPT 6926723 3  ⅢⅢ 计算数值列表如下 减速器传动各轴主要参数计算结果 轴号 输 入 功 率P/kW 转矩 T/N m 转数 n/r min1 转动比 效率 Ⅰ 725 .97 Ⅱ Ⅲ 69267 23 圆弧齿轮传 动几何参数的设计计算及校核 双圆弧齿轮减速器的优化设计是兼顾模数，齿数，螺旋角等多个设计变量和减速器要求强度高，寿命长、润滑条件好，噪音低具有综合性能优良的多目标优化设计。 由于多级双圆弧齿轮传动中离散变量多 .变量相关性强及可行域狭小和多目标优化设计问题的半有序性、模糊性，决定了此问题的复杂性与求解过程的困难。 优化设计时，采用了一种在可行域中进行迭代枚举与综合评判相结合的优化策略，免除了构造和计算增广多目标函数，直接枚举和给出工程应用的离散解 .用计算机自动，高效地对多方案渗行综合评判 .具有不遗漏最优点和收敛可 靠的优点 .用此方法设计、制造的大型提升机减速器已通过部分标准的厂内型式试验 .，取得了良好的社会效益和经济效益。 对于高速级的一对齿轮 选择材料 河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 19 小齿轮用 40Cr，调质，齿面硬度为 260~290HB。 大齿轮用 ZG310570，调质，齿面硬度为 180~210HB。 齿轮参数确定 由已知的 a=530 法向模数 mn=（ ~） a=~ 取标准模数 mn=8mm 初选螺旋角  =150 齿数和 8 15c os5302c os20  nmaZ  取 128Z 确定齿轮齿数 小齿轮 12811  iZZ 大齿轮 1  iZZ 取 Z1=17 Z2=111 齿数比 1711112  ZZu 齿宽 取齿宽系数φ a=  aab 螺旋角  由    5302 1111782c os 21   a ZZm n 得 39。 39。 3139。 5814 分度圆直径 c os 178c os2 121 11  ZmZZ Zad n 河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 20 c os 1118c os2 221 22  ZmZZ Zad n 齿顶高 ha== 8= 齿根高 hf== 8= 齿顶圆直径 da1=d1+2ha= da2=d2+2ha= 齿根圆直径 df1=d12hf= df2=d22hf= 齿轮强度校核 圆弧齿轮的承载能力计算主要包括弯曲强度计算和接触强度计算两部分。 双圆齿轮齿面接触强度和双圆弧齿轮齿根弯曲强度按下列公式进行计算。 齿面接触疲劳强度 强度条件 HPH   计算公式 211 2nEHVAH mz ZZZZK KKKKT    齿根弯曲疲劳强度 强度条件 FPF   计算公式 211 2nE ndFEFVAF mz YYYYYK KKKKT    式中各系数的确定如下： 1 小齿轮的名义转矩 T1 1131 109549 nPT  河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 21 式中 P1小齿轮传递的名义功率 kW N1— 小齿轮的转矩 r/min mNnPT  47725 491095 49 1131 2 使用系数 KA 使用系数是考虑由于外部因素引起齿轮中附加动载荷影响的系数。 查表 412 得 KA= 3 动载荷系数 KV 动载荷系数是考虑齿轮接触迹在啮合过程中的冲击和由此引起齿轮副的震动所产生的内部附加动载荷对齿面接触应力和齿根弯曲应力的影响系数。 KV值可根据齿轮的圆周速度及平稳性精度由图 49 查取。 圆周速度 smrnwrV / 3   查表 418 取齿轮精度为 7 级 由圆周速度和齿轮精度查图 49 可得 KV= 4 接触迹间载荷分配系数 K1 接触迹间载荷分配系数是考虑由于齿向及齿距误差，轮齿和轴系受载变形后沿齿宽方向在哥接触迹线之间载荷分配不均匀的影响系数。 K1值可根据齿宽系数，齿面硬度和布置形式由图 410 查取 齿宽系数  dbd 齿面硬度为软面 分对称布置 由 410 可得 K1= 5 接触迹内载荷分布系数 KH2（接触） KF2（弯曲） 接触迹内载荷分布系数是考虑由于齿面接触迹位置沿齿高的偏移而引 起应力分布状态变化对强度的影响系数，查表 413 可得 KH2= KF2= 河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 22 6 接触迹系数 K Δε 接触迹系数是考虑重合度尾数Δε对齿轮的接触应力和弯曲应力的影响系数，查图 411 可得 KΔε =0 7 弹性系数 ZE（接触） YE（弯曲） 查表 414 可得 ZE= YE= 8 齿数比系数 Zu（接触） Yu(弯曲 ) 其值可按下式计算得出   uuZ u   uuYu 9 螺旋角系数 Zβ （接触） Yβ （弯曲）   oss in  Z   oss in  Y 10 接触弧长系数 Zα Zα =（ Zα 1+ Zα 2） 由图可知 Zα 1= Zα 2= Zα =（ +） = 11 齿形系数 YF 从图 413 中查取可得 YF= 12 齿端系数 YEnd YEnd 的值根据重合度  和齿轮螺旋角  由 414 中查取 in  nx mbpb    河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 23 由图可得 YEnd= 13 实验齿轮的疲劳强度σ Hlim，σ Flim 由图 415 和 416 可得σ Hlim=900Mpa σ Flim=570Mpa 14 寿命系数 ZN（接触） YN（弯曲） 由图 417 和 418 中查取可得 ZN= YN= 15 润滑剂系数 ZL 由图可得 ZL=1 16 速度系数 ZV ZV= 17 尺寸系数 YX 静强度计算时，不计尺寸系数，即 YX=1 18 最小安全系数 SHmin， SFmin 查表 415 取 SHmin= SFmin= 齿面接触疲劳强度计算 计算应力 1211   nEHVAH mz ZZZZK KKKKT  Mpa 校核小齿轮分度圆直径 mmm ZZZZK KKKKTdHPnEHVA os2    许用应力 MpaS ZZZH VLNHHP i nlim   由上面计算结果可知 HPH   满足要求 河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 24 齿根弯曲强度疲劳计算 Mpamz YYYYYK KKKKTnE ndFEFVAF 3562 1211   许用应力 MpaS YYF XNFFP inlim   将双圆弧齿轮减速器的优化设计过程分为两个阶段。 第一阶段根据己知的中心距、传动比、功率和经验公式给出一个供方案选择的参数范围，利用连续变量与离散变量间的关系把连续变量转换为离散变量，充分利用变量的离散性迭代枚举此范围内全部设计点，即包括各种参数的全排列组合，对每一方案用各项约束条件排除其中的不可行方案 .从而得到每组离散变量组合所对应的多种可行方案 .第二阶段按减速器综合性能要求对得到的多个设计方案进行综合评判寻优 .由于减速器最优方案的确定是由轮齿承载能力、传动平稳性、噪声、润滑、成本等多目标因素综合作用的结果 ， 因此采用综合评判 的 方法。 对于低速级的一对齿轮 选择材料 小齿轮用 40Cr，调质，齿面硬度为 270~300HB。 大齿轮用 ZG310570，调质，齿面硬度为 200~230HB。 齿轮参数确定 由已知的 a=750 法向模数 nm =（ ~） a=~15 取标准模数 nm =10mm 初选螺旋角  =150 河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 25 齿数和 10 15c os7502c os20  nmaZ  取 145Z 确定齿轮齿数 小齿轮 14511   iZZ 大齿轮  iZZ 取 Z1=25 Z2=120 齿数比 2512020  ZZu 两级总转动比  iii 齿宽 取齿宽系数φ a=  aab 螺旋角  由    7502 12025102c os 21   a ZZm n 得 39。 39。 1039。 5014 分度圆直径 c os 2510c os2 121 11  ZmZZ Zad n c os 12020c os2 221 22  ZmZZ Zad n 齿顶高 ha== 10=9 齿根高 hf== 10=11 齿顶圆直径 da1=d1+2ha= da2=d2+2ha= 齿根圆直径 df1=d12hf= df2=d22hf= 轴的结构尺寸设计 河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 26 齿轮轴的计算及校核 选择材料，确定需用应力 材料选用 40cr，调质处理。 查表 71，材料强度极限σ B=700Mpa。 查表 712，对称循环状态下需用应力 [σ 1b]=75Mpa。 计算基本直径 dmin 查表 711， C=100(轴端弯矩较小 ) mmnPCd 33 ⅠⅠ 由于安装联轴器处有键，故轴需加大（ 45） ％。 则 d≥ = 取 dmin=100mm。 绘制结构简图如下图 输入轴的结构简图 河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 27 确定各支撑点间距 轴承间距 lab= 联轴器与右轴承距离 lK= 校核轴的强度 受力分析： Ⅰ轴上的扭矩： TⅠ =69632N m 齿轮 圆周力 NdTF t 4722321  Ⅰ 径向力 NFF tr 8 1 0t a 3 3 4 7t a n21   垂直面支反力 NFl llF rab babAV NFFF AVrBV  水平面支反力 NFl llF tab babAH  NFFF AHrBH 5 8 5 7 4 3 3 4 71  求危险截面弯矩，并绘弯矩图 弯矩图如上页所示 垂直面 mNM V  水平面 河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 28 mNM H  3 4 21 合成弯矩 齿轮截面 mNMMM HV  5 1 3 8 3 4 4 21 222121 做扭矩图 TⅠ = m 由图可知危险截面在齿轮安装处 河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 29 河南理工大学万方科技学 院本科毕业论文 30 输出轴的计算及校核 选。