圆锥-圆柱齿轮减速器设计与仿真分析毕业设计说明书(编辑修改稿)

圆锥-圆柱齿轮减速器设计与仿真分析毕业设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

用 Y系列三项异步电动机，卧式封闭结构，型号为 Y160M4，其主要性能数据如下： 电动机额定功率 kwPw 11 电动机满载转速 min/1460rnm  电动机轴身直径 mmD 42 电动机轴身长度 mmE 110 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 .各级传动的传动比不应该超过其传动比的最大值 .使所设计的传动系统 的各级传动机构具有最小的外部尺寸 .使二级齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等，以利于实现油池润滑 总传动比 4 6 0 wmnni总 按直齿轮圆柱齿轮传动比  总锥 ii ，又锥齿轮的传动比 一般不大于 3，故取 1i =i锥 =3 则 2  柱ii 实际总传动比  柱锥实 iii 因为转动比误差 i ，故满足要求。 计算传动装置的运动和动力参数 传动系统中各轴的转速、功率和转矩计算： 0 轴（电动机轴）： mimrnn m 14600  KwPP d  mNnPT  000 Ⅰ 轴（减速器高速轴）： m in1 4 6 001 rnnn m  KwPP   陕西理工学院毕业设计论文 第 7 页 共 51 页 mNnPT  4 6 5 5 09 5 5 0 111 Ⅱ 轴（减速器中间轴）： m in4 8 731 4 6 0112 rinn  KwPP   mNnPT  7 14 8 5 5 09 5 5 0 222 Ⅲ 轴（减速器低速轴）： m 8 72323 rinn  KwPP 323   mNnPT  333 运动和动力参数计算结果整理如表 ： 表 轴名 功率 P/kw 转矩 T/() 转速 n/（ r/m） 传动比 i 效率η 电机轴 1460 1 Ⅰ轴 1460 3 Ⅱ轴 171 487 Ⅲ轴 179。 103 72 陕西理工学院毕业设计论文 第 8 页 共 51 页 2. 传动零件的设计计算 圆锥齿轮传动的设计计算 已知输入功率 P1=（略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：n1=1460 min/r ，大齿轮的转速为 n2=487 min/r ，传动比 3i ，由电动机驱动，工作寿命（设每年工作 300 天），两班制，带式输送，平稳，转向不变。 、精度等级、材料及齿数 （ 1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，齿形制 110 60JB  ,齿形角 20 ，齿顶高系数 * 1ah ，顶隙系数 *  ，螺旋角 0m ，不变位。 （ 2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8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 刚（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度相差 40HBS。 （ 4）、选小齿轮齿数 1 2 123 , 3 23 69z z u z     则 公式： d1≥3 221 )][()( KT4HHERRZZu   1. 确定公式内的各计算值 （ 1）查得材料弹性影响系数 MPa。 （ 2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1 600H MPa  ，大齿轮的接触疲劳极限 lim 2 550H MPa 。 （ 3）计算应力循环次数 小齿轮： N1=60njLh=60179。 1460179。 1179。 (2179。 8179。 300179。 8)=179。 109 大齿轮： N2=N1/u=179。 109/3=179。 109 （ 4）查得接触批量寿命系数 1  2  （ 5）计算接触疲劳许用应力   1 l im11 0 . 9 3 6 0 0 5 5 8H L HH K M P a M P aS       2 l i m 22 0 . 9 7 5 5 0 5 3 3 . 5H L HH K M P a M P aS     （ 6）试选  ，查得 1 . 0 , 1 , 1 . 5 1 . 2 5 1 . 8 7 5aK K K     陕西理工学院毕业设计论文 第 9 页 共 51 页 所以， 1 . 0 1 . 2 1 1 . 8 7 5 2 . 2 5avK K K K K         已知 T1=•m （ 7） 13R 2. 计算 （ 1）试算小齿轮的分度圆直径，带入  H 中的较小值得 d1t≥3 221 )][()( KT4HHERRZZu   =3 22 ) 33 89()( 5 82 2 01 . 34  mm = (2) 计算载荷系数 0 0 060 1 4 6 05 8 0 0 060 111    ndv tm mm/s 根据 V=， 8 级精度，查得  ， 所以 1 . 0 1 . 2 3 1 1 . 8 7 5 2 . 3 1avK K K K K        。 (3) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径： 31 3311  mmKtKd t (4) 大端模数 mmzd 6 2 1 11  查表，取标准模数 m=4mm. 公式： FSFRtF YYbm KF ][)(   (1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500FE MPa  ，大齿轮的弯曲疲劳强度2 380FE MPa 。 陕西理工学院毕业设计论文 第 10 页 共 51 页 (2）查得弯曲疲劳寿命系数 120. 86 , 0. 9F N F NKK (3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=，则，   111 0 .8 6 5 0 0 3 0 7 .1 41 .4F N F EF K M P a M P aS      222 0 . 9 3 8 0 2 4 4 . 2 91 . 4F N F EF K M P a M P aS    (4）载荷系数 K= (5）节圆锥角 11 arctan 1 8 .4 3 5u  2 9 0 1 8 .4 3 5 7 1 .5 6 5    (6）当量齿数 11123 24c o s c o s 1 8 .4 3 5V zZ    22269 218c o s c o s 7 1 . 5 6 5V zZ    (7）查取齿形系数 122 .6 5 , 2 .1 1 5F a F aYY (8）查取应力校正系数 , SaYY (9）计算大小齿轮的  Fa SaFYY ,并加以比较。  111 2 .6 5 1 .5 8 0 .0 1 3 63 0 7 .1 4F a S aFYY   222 2 . 1 1 5 1 . 8 6 0 . 0 1 6 1 92 4 4 . 2 9F a S aFYY  大齿轮的数值大。 2. 校核比较结果 11 ][ FF   ， 22 ][ FF   综合分析考虑，取 m=4mm,Z1=23. 得， 21 2 3 3 6 9z u z    ， mmZm 69323d 11  . 陕西理工学院毕业设计论文 第 11 页 共 51 页 mmma 4h  mmmmmhf  mmmc  （ 1）、计算大端分度圆直径 1 69d mm 22 6 9 3 2 0 7d z m m m     （ 2）、计算节锥顶距 mmu 0 9 8 0 91326912dR 22  （ 3）、节 圆锥角     （ 4）、齿宽 13 R m m m m     12 36b b mm取 （ 5）、大端齿顶圆直径 mmmdd a o s4269c o s2 111   mmmdd a 0 o s422 0 7c o s2 222   （ 6）、大端齿根圆直径 mmmdd 8 9 o o 111f   mmmdd 0 3mm1 . 5 77c o 0 7c o 222f   圆柱齿轮传动的设计计算 已知输入功率  （略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：min/487n2 r ，大齿轮的转速为 min/72n3 r ，传动比  ，由电动机驱动，工作寿命（设每年工作 300 天），两班制，带式输送，平稳，转向不变。 、精度等级、材料及齿数 小齿轮选择 45Cr 调质处理，齿面硬度为 280HBS，大齿轮选择 45 钢调质处理，齿面硬度为 240HBS，二者都属软齿闭式传动，载荷平稳齿轮速度不高，初选 7 级精度，小齿轮的齿数 Z3=24，大齿轮齿 数 z4=uZ3=24179。 =≈ 163，取 Z4=非对称安装查文献 [2]表 ，取齿宽系数 d = ，实际传动比 i34=163/24=， 误差几乎为零，在设计给定的177。 5%范围内可用。 (2)强度设计 按齿面接触疲劳强度设计 由文献 [2]式 ()3 223 )][(HEdtzKTd   陕西理工学院毕业设计论文 第 12 页 共 51 页 确定公式中各式参数； 载荷系数 tK 试选 tK = 小齿轮传递的转矩 2T =171 N178。 m 材料系数 Ez 查文献 [2]表 得 MPazE  大、小齿轮的接触疲劳极限 4lim3lim HH  按齿面硬度查文献得 3limH =600MPa 4limH =580MPa 应力循环次数 ： N3=60njLh=60179。 487179。 1179。 (2179。 8179。 300179。 8)=179。 109 N4=N1/u=179。 109/=179。 108 接触疲劳寿命系数 43 HNHN KK 查文献 [2]图 得 3HNK = 4HNK = 确定许用接触应力 ][][ 43 HH  取安全系数 1HS M P aSK H HHNH 5701 ][ 3l i m33   M P aSK H HIHH 5681 ][ 4l i m44   取 ][][ 3HH   设计计算 试计算小齿轮分 度圆直径 td3 取 ][][ 43 HH   mmd t )586 ( 7 1 00 3 23  计算圆周速度 v v= sm /8 0 0 0 060 4 8 79 2 . 1 41 0 0 060 nπd 23t   计算齿宽 b b= d d3t=179。 = 模数 mt mt =d3/z3=齿全高 h mmmmmh 5 t  齿高比 9 2 hb 计算载荷系数 k 查文献 [2]表 得使用系数 Ak =1 根据 v= 按 7 级精度查文献 [2]图 得动载系数 vk = 查图 得 Hk = 直齿轮Hak = Fak =1。 9 2 hb 得 Fk = 则 k= Ak vk Hk akH =1179。 179。 1179。 = 校正分度圆直径 3d 由文献 [2]式（ ） mmktkdd t 3333  计算模数 m m=d3/z3=根据齿根弯曲疲劳强度校核则有： ][23232 FSaFadFYYmzKT   确定公式中各参数值： 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 4lim3lim FF  陕西理工学院毕业设计论文 第 13 页 共 51 页 查文献 [2]图 取 M P aM。