平动式大传动比减速器的设计毕业设计论文(编辑修改稿)

平动式大传动比减速器的设计毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

选择圆柱滚子轴承 联轴器：弹性联轴器 电动机的选择 通用的电动机为 JZ 及 JZR型等三相交洗异步电动机，各类电动机的性能、使用说 Dj、型号及技术数据等见参考资料，选择电动机类型时，应使共性能与机器的工作状况大休相适应 .由于三相异步电动机和其它型式的电动机比较，有下列优点：构造简单、价格低廉、维护方便、可直接接于三相交流电，因此，在工业上应用最为广泛，设计时应考虑优先选用。 工作机所需有效功率为 Pw＝ 8kw 圆柱齿轮传动 (7 级精度 )效率 (两对 )为 η1＝ 球轴承传动效率 (四对 )为 η2＝ 弹性联轴器传动效率 (两个 )取 η3＝ 带传动效率 η4= 电动机输出有效功率： KWPP wr 9 8 2824321   查得型号 Y160M4 封闭式三相异步电动机参数如下： 额定功率 \kW=11kw 满载转速 \r/min=1460r/min 满载时效率 \%=88% 满载时输出功率为 WPP er   选用型号 Y160M4 封闭式三相异步电动机。 无锡太湖学院学士学位论文 8 4 减速器的整体设计 传动比的分配 由传动方案设计，拟定以下数据：内齿轮齿数 Z=80， 外齿轮为齿数 Z=78， 分流齿轮传动比为 i=2， 总传动比 i=80. 设：从电动机到输出轴分别为 0 轴、 1 轴、 2 轴、 3 轴、 4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出转矩和其余名轴的输入 转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 . 表 41 轴号 电动机 分流式内平动减速器 工作机 O 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 转速n(r/min) n0=1460 n1=1460 n2=730 n3= n4= 功率P(kw) P0= P1= P2= P3= P4=8 转矩T(Nm) T0= T1= T2= T3=4745.6 T4=4710.2 两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器 传动比 i i01=1 i12=2 i23=45 i34=1 传动效率η η01= η12= η23= η34= 齿轮的设计计算 分流齿轮的设计计算 （ 1） 选用圆柱斜齿轮传动。 （ 2）选用７级精度。 （ 3）材料选择小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０ HBS，二者材料硬度差为４０ HBS。 （ 4）选小齿轮齿数Ｚ 1＝ 30，大齿 轮齿数Ｚ 2＝ｉ 12Ｚ 1＝ 230=60,取 Z2= ，初选螺旋角 14 按式（ 1021）试算，即 3 21 )][(12HEHdttt ZZuuTkd  （ 1021） （ 5）确定公式内的各计算数值 试选 tK 平动式大传动比减速器 9 由图 1030① ，选取区域系数 HZ 由图 1026① 查得      计算小齿轮传递的转矩 mmNmNT  41 由表 107① 选取齿宽系数 1d 由表 106① 查得材料的弹性影响系数 2/ MPaZ E  由图 1021ｄ ① 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim  ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim  由式 1013① 计算应力循环次数 91 )103008(114606060  hn jLN 992 N 由图 1019① 查得接触疲劳强度寿命系数 HNK HNK 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为１％，安全系数为 S=1，由 式 1012① 得 MPaMPaSK HHNH 5 2 86 0 ][ 1l i m11   M P aM P aSK HHNH ][ 2l i m22   M P aM P aHHH 1 12/)4 9 55 2 8(2/])[]([][ 21   （ 6）计算 试算小齿轮分度圆直径 td1 ，由计算公式得 mmdt 241    计算圆周速度 smndv t /1 0 0 060 1 4 6 05 1 .2 73 .1 411    计算齿宽ｂ及模数 ntm mmdb td  mmZdm tnt 14c os11  3  hb mmmh nt 无锡太湖学院学士学位论文 10 计算纵向重合度  a a 1    Zd 计算载荷系数 K 且已知使用系数 1AK 根据 smv / ，７级精度，由图 108① 查得动载荷系数 VK . 由表 104① 查得 )()(322322 bK ddH  由图 1013① 查得 FK 假定 mmNd FK tA /1 0 01 ，由表 103① 查得   FH KK 故载荷系数   HHVA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 1010ａ ① 得 mmKKdd tt  计算模数 nm mmZdm n 14c os11  由式 1017① 32121][c o s2FSFdnYYZYKTm   7）确定计算参数 计算载荷系 数   FFVA KKKKK 根据纵向重合度  ，从图 1028① 查得螺旋角影响系数 Y 计算当量齿数 o s60c o s o s30c o s33223311ZZZZVV 查取齿形系数 由表 105① 查得 FaY FaY 查取应力校正系数 由表 105① 查得 SaY SaY 由图 1020ｃ ① 查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001  大齿轮的弯曲平动式大传动比减速器 11 疲劳强度极限 MPaFE 3802  由图 1018① 查得弯曲疲劳强度寿命系数 FNK FNK 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S＝ ，由式 1012① 得 M P aSK FEFNF ][ 111   M P aSK FEFNF ][ 222   计算大小齿轮的][ FSaFaYY 0 1 6 3 ][0 1 3 6 ][222111FSaFaFSaFaYYYY 大齿轮的数据大 . （ 8）设计计算 mmm n 14c 2 24    对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 nm ＝ ，已可满足弯曲强度 .但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mmd  来计算应有的齿数 .于是由 14c os11  nmdZ  取 281Z ，则 5656282 2112  zZiZ 取 计算中心距 mmmZZa n 14co s2 2)5628(co s2 )( 21    将中心距圆整为 87mm 按圆整后的中心距修正螺旋角  2)5628(a r c c o s2 )(a r c c o s 21   a mZZ n 因  值改变不多，故参数  、 K 、 HZ 等不必修正 . 计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmZdmmmZd n1 1 o s 256c o s o s 228c o s22211 无锡太湖学院学士学位论文 12 计算大、小齿轮的齿根圆直径 mmmdd mmmdd nf nf 11   计算齿轮宽度 mmdb d 585811  圆整后取 mmB 582  ； mmB 561  NdTF t 9 7 2585 7 2 0 022 11  mmNmmNb FK tA /100/3458 9 7 21  合适 . 平动齿轮的设计计算 （ 1）选用７级精度 . （ 2）由表 101① 选择齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０ HBS. 选 外齿轮齿数 781Z ，内齿轮齿数 802Z . 由设计计算公式 109ａ ① 进行试算，即 3 211 )][(HEdtt ZuuTkd  （ 3）确定公式各计算数值 试选载荷系数 tK 计算内齿轮传递的 转矩 mmNnPT  7 4 5/ 3351 由表 107① 选取齿宽系数 d 由表 106① 查得材料的弹性影响系数 2/ M PaZ E  由图 1021ｄ ① 按齿面硬度查得 内齿轮的接触疲 劳强度极限 MPaH 6001lim  外齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim  由式 1013① 计算应力循环次数 711 )103008(  hjLnN 572 N 由图 1019① 查得接触疲劳强度寿命系数 HNK HNK 计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为１％，安全系数为 S=1，由式 1012① 得 M P aM P aSK HHNH 5 4 06 0 ][ 1l i m11   平动式大传动比减速器 13 M P aM P aSK HHNH ][ 2l i m22   （ 4）计算 试算内齿轮分度圆直径 td1 ，代入 ][ H 中的较小值 mmdt )540 ( 3 231 计算圆周速度 v smndv t / 0 0 060100060    计算齿宽ｂ mmXdb td 23,1 7 4  计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ 模数 mmZdm tnt 380  齿高9, hb mmmh nt 计算载荷系数 K 根据 smv / ，７级精度，由图 108① 查得动载荷系数 VK 假设 mmNbFK tA /100/  ，由表 103① 查得   FH KK 由表 102① 查得使用系数 1AK 由表 104① 查得 )()(322322 bK ddH  由图 1028① 查得 FK 故载荷系数   HHVA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 1010a① 得 mmKKdd tt 5  计算模数 m  Zdm 由式 105① 得弯曲强 度的设计公式为 : 3 211 ][2 FSFdn YYZKTm   （。