螺旋圓錐齒輪傳動設計【三級減速器】
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螺旋圓錐齒輪傳動設計
目錄
第一章 緒論 1
1.1螺旋圓錐齒輪概述 1
1.2螺旋圓錐齒輪技術的現(xiàn)狀及趨勢 2
1.3 螺旋圓錐齒輪減速機的方案設計 4
第二章 螺旋圓錐齒輪傳動設計計算 5
2.1電動機的選擇 5
2.2傳動比的確定及動力參數計算 6
2.3一級傳動設計計算 7
2.4二級傳動設計計算 12
2.5三級傳動設計計算 18
第三章 傳動設計計算 22
3.1圓弧齒輪螺旋齒輪的強度計算 22
3.2輸入軸的設計計算 25
3.3 中間軸的設計計算 26
3.4 輸出軸的設計計算 26
第四章 減速機箱體結構設計…………………………………………………………………………..…27
結 論 30
參考文獻 31
致 謝 32
第一章 緒論
1.1螺旋圓錐齒輪概述
在錐齒輪中，根據輪齒的齒長方向來看，有直齒輪和曲線齒輪。齒長輪廓與節(jié)錐面交線為直線的是直齒錐齒輪，如果是一段曲線，則統(tǒng)稱為曲線齒輪。目前來看，螺旋錐齒輪應該是曲線齒錐齒輪的同義語。根據曲線的不同螺旋錐齒輪現(xiàn)行有三種，分屬于不同的公司。美國格里森公司設計的準雙曲面齒輪（包括圓弧齒錐齒輪），瑞士奧利康公司的延伸外擺線齒輪以及德國克林根貝格的準漸開線齒輪。
螺旋錐齒輪是一種可以按穩(wěn)定傳動比平穩(wěn)、低噪音傳動的傳動零件，在不同的地區(qū)有不同的名字，又叫弧齒傘齒輪、弧齒錐齒輪、螺傘錐齒輪、圓弧錐齒輪、螺旋傘齒輪等。螺旋錐齒輪傳動效率高，傳動比穩(wěn)定，圓弧重疊系數大，承載能力高，傳動平穩(wěn)平順，工作可靠，結構緊湊，節(jié)能省料，節(jié)省空間，耐磨損，壽命長，噪音小。在各種機械傳動中，以螺旋錐齒輪的傳動效率為最高，對各類傳動尤其是大功率傳動具有很大的經濟效益；傳遞同等扭矩時需要的傳動件傳動副最省空間，比皮帶、鏈傳動所需的空間尺寸小；螺旋錐齒輪傳動比永久穩(wěn)定，傳動比穩(wěn)定往往是各類機械設備的傳動中對傳動性能的基本要求；螺旋錐齒輪工作可靠，壽命長。
1.2螺旋圓錐齒輪技術的現(xiàn)狀及趨勢
螺旋錐齒輪是機械傳動的基礎元件,用于傳遞兩相交或交錯軸間的運動,具有重疊系數大、噪音小,承載能力高的優(yōu)點,廣泛運用于汽車、飛機、機床及礦山機械等領域,是目前汽車、飛機等高精高速重載設備的主傳動元件。螺旋錐齒輪技術是經歷了一個漫長的歷史過程而發(fā)展起來的成熟的機械傳動技術,同時又是面臨工程實踐挑戰(zhàn)而充滿發(fā)展機遇的技術。
今天,在螺旋錐齒輪技術方面引領創(chuàng)新方向并占據主流高端市場的是美國的格利森公司。進入本世紀,格利森公司推出了最新的CNC Free - form 型機床———鳳凰II 型數控齒輪加工機床以及與之配套的軟件—格利森螺旋錐齒輪制造專家系統(tǒng)( GEMS 系統(tǒng)),這種最新系列的鳳凰II 型機床,利用全新的整體式床身設計,從而減少了占地面積,提高了機床剛性,主軸由數字直接驅動電機驅動,省掉了機械傳動元件,提高了驅動速率,從而大大地降低了生產周期和提高了機床精度。機床的其他運動軸由數字伺服電機直接驅動,以實現(xiàn)給定的齒面產形運動,鳳凰機床采用自容式電器和液壓裝置設計,從而使安裝和調整便捷，實現(xiàn)工程工作站和格利森數控機床之間的信息互換和享用。GEMS 提供了一個高效、無縫和協(xié)同的圓錐齒輪生產制造系統(tǒng)。GEMS 系統(tǒng)由以下模塊組成：
(1) 應用軟件，GA GETM 4W I N 程序,它是由多項功能模塊組成的,為用戶提供設計和分析圓錐齒輪的全套工具。用戶通過輸入圓錐齒輪的基本參數,就可以利用該軟件得到設計齒輪尺寸參數、TCA 計算結果、L TCA 計算結果、根切計算檢查、齒面失配圖形、機床調整數據、測量數據以及刀具數據。
(2) 格利森自動齒輪修正軟件,該軟件基于齒面誤差測量數據和誤差修正矩陣,對切齒或磨齒齒面進行修正,使齒面誤差控制在誤差范圍內。該軟件可用于聯(lián)機和脫機操作兩種模式,用于脫機操作時,可在工程工作站上進行,用于聯(lián)機操作時,可直接在測量機上運行。
(3) 高階運動曲線設計模式UMCTM 模塊,提供齒面優(yōu)化功能,利用鳳凰機的萬能運動特性進行高階運動曲線設計以達到優(yōu)化接觸痕跡,降低噪
聲的設計目的。
(4) 有限元( FEA) T900 程序,是一個綜合的圓錐齒輪強度分析軟件包,可應用于輪齒載荷和分配計算、接觸和彎曲強度計算及加載下的運動誤差分析等功能。
(5) 格利森機床調整管理軟件模塊,用于脫機和聯(lián)機方式的調整卡數據庫的網絡管理。這是一個從螺旋錐齒輪的設計、加工、檢測到誤差補償以及產品數據管理的閉環(huán)系統(tǒng),它幾乎吸收了螺旋錐齒輪技術研究的全部最新成果。據報道,使用這一專家系統(tǒng),一般只須一次誤差補償就能得到優(yōu)化的齒面。最近,瑞士的奧利康公司(OerlikonBuhrle) 和德國的克林根貝格公司( KlingelnbergSons) 已經合并,它們也共同推出了萬能型的CNC 弧齒錐齒輪切齒機床———KNC/ S35 及其制造系統(tǒng)。但是,這些壟斷企業(yè)從不公開其技術內幕,僅在其研究報告和產品介紹中透露其技術研究的大致方向和研究結果。國內研究人員在繼續(xù)跟蹤格利森技術的過程中有所突破。孫殿柱(2001) 用B 樣條曲線將真實齒面的測量數據進行擬合來分析齒面加工的誤差。吳訓成(2004) 提出了點嚙合齒面的主動設計思想,突破了格利森以傳統(tǒng)機床加工參數定義齒面的限制,但他提出的設計約束條件顯然過于簡單。蘇智劍(2007) 提出基于數控機床萬能運動的主動設計齒面的展成方法。在工程實踐方面,湖南中大創(chuàng)遠數控技術公司(2006) 制造出全球最大的螺旋錐齒輪磨削數控機床YK20100 ,其加工最大直徑達1 米。
今天,螺旋錐齒輪技術盡管在工程應用方面已經顯得非常成熟,但隨著計算機數控技術在這一領域的廣泛應用,在齒面設計、加工及檢測等多個方面出現(xiàn)了一些尚需進一步研究的新問題:
1) 大型能源設備上用于大功率傳遞的巨型螺旋錐齒輪的齒面設計和加工技術。這類齒輪一般直徑超過2 米,對于單件生產,若依然用滾刀或刀盤展成,不但不經濟,而且巨大的刀具對機床本身的剛度和運動的穩(wěn)定性是很大的挑戰(zhàn)。這類齒輪應該在通用多軸聯(lián)動數控銑床上用指頭銑刀加工。在這種新式加工方式下,齒面的設計和加工是必須研究的課題。
2) 螺旋錐齒輪的齒面結構一般先用傳統(tǒng)搖臺型齒輪加工機床的調整參數來描述,再按齒面接觸分析結果來修形。即使在CNC Free2form 型機床上格利森依然按傳統(tǒng)搖臺型齒輪加工機床的加工原理來調整機床,這是沒有必要的,也不夠科學?；陬A定傳動功能要求的點嚙合齒面主動設計及其CNC 加工方法在CNC Free - form 型機床出現(xiàn)后將成為螺旋錐齒輪技術發(fā)展的新領域。
3) 齒面加載接觸分析(L TCA) 是齒面結構優(yōu)化設計的重要依據,但是現(xiàn)有L TCA 中齒面幾何模型和接觸力學模型的精確性和實用性還有待進一步改善和明確。
4) 機床加工出的真實齒面對理論齒面的誤差的精確測量對進行機床精度補償具有重要意義,因此齒面坐標測量點的擬合精度的研究和齒面誤差的評定方法必將成為研究的熱點。
1.3 螺旋圓錐齒輪減速機的方案設計
針對課題提供的參數，本次設計是螺旋圓錐齒輪減速機的設計，根據要求需要設計成三級減速器，初步方案定為一級減速采用圓柱齒輪，二級減速采用圓錐齒輪，三級減速采用圓柱齒輪。
具體方案圖如下：
一級齒輪傳動
電動機
三級齒輪傳動
二級齒輪傳動
小錐齒輪軸
從方案圖可知，一級齒輪傳動為一般圓柱齒輪傳動，二級傳動為圓錐齒輪傳動，三級齒輪即為圓柱齒輪傳動，輸出軸即為減速器的輸出軸。
第二章 螺旋圓錐齒輪傳動設計計算
2.1電動機的選擇
本次設計的主要參數如下：
減速機工作條件：工作年限，10年；工作班制，
工作環(huán)境：清潔；載荷性質：平穩(wěn)；
生產批量：大批。
技術參數：輸出轉矩：1600Nm
輸出轉速：22 r/min
電機與減速機用法蘭連接。
并以齒輪嚙合輸入。
三級變速。
安裝形式：臥式、立式兩用。
1、選擇電動機系列
按工作要求及工作條件選用三相異步電動機,封閉自扇冷式結構,電壓為380V,Y系列。
2、選擇電動機功率
傳動裝置的總效率：
三級齒輪傳動的效率本次設計均取為 η齒輪=0.94
滾動軸承的效率 η軸承=0.98
由，已知輸出轉速n=22r/min，輸出轉矩T=1600Nm，代入上式，最后求得P=3.685KW，又因為電機的額定功率是經過減速器內各傳動裝置后才得出的，所有要考慮傳動效率，已知三對齒輪和三對軸承，得出
電機的輸出功率為=4.7KW。由于電機的額定功率需要大于輸出功率，由機械設計手冊,可選用Y系列三相異步電動機Y132M2-6型，額定功率P0 =5.5kw。電機的轉速為1440r/min。
2.2傳動比的確定及動力參數計算
1、分配傳動比
電動機的滿載轉數n0=1440r/min
總傳動比
i總 = n0/nw = 1440/22=65.45
取錐齒輪的減速比為3.5，一級齒輪減速比為4，則根據總傳動比得出各傳動比=65.45，=4，
2、各軸功率、轉速和轉矩的計算
0軸：即電機輸出軸
P0=Pr=4.7kw
n0=1440r/min
T0=9550×P0/n0=95504.7/1440=31.17
Ⅰ軸：小錐齒輪軸,經過一級減速的輸入軸
齒輪傳動效率η1=0.94，
P01= P0·η01= P0·η帶 =4.7×0.94=4.42kw
n1= n0/i 01=1440/4=360r/min
T01=9550×P1/n1=9550×4.42/360=117.2
Ⅱ軸：中間軸，經過二級減速后的輸入軸
錐齒輪傳動效率η2=0.94，滾動軸承效率η=0.98
P1= P01·η02= P1·η聯(lián)=4.42×0.98×0.94=4.07kw
n1= n0/i 01=360/3.5=102.86r/min
T1=9550×P1/n1=9550×4.07/102.86=410.37
Ⅲ軸：輸出軸，經過三級減速后的輸出軸
齒輪傳動的效率為η齒輪=0.94，滾動軸承效率η=0.98
P1= P01·η02= P1·η聯(lián)=4.07×0.98×0.94=3.68kw
n1= n0/i 01=102.86/4.675=22r/min
T1=9550×P1/n1=9550×3.68/22=1600
2.3一級傳動設計計算
(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。
小齒輪選軟齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調質，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。
齒輪精度初選8級
(2)、初選主要參數
Z1=20 ，u=4
Z2=Z1·u=20×4=80
取ψa=0.3，則ψd=0.3·（i+1）·=1.5
（3）按齒面接觸疲勞強度計算
計算小齒輪分度圓直徑
d1≥
確定各參數值
載荷系數 查《機械設計手冊》第四版，表6-6 取K=1.25
小齒輪名義轉矩
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.42/360
=1.172×105 N·mm
材料彈性影響系數
由課本表6-7 ZE=189.8
區(qū)域系數 ZH=2.5
重合度系數
εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）
=1.88-3.2×（1/20+1/80）=1.68
Zε=
許用應力 查《機械設計手冊》第四版圖6-21（a）
查表6-8 按一般可靠要求取SH=1.0
則
取兩式計算中的較小值，即［σH］=400Mpa
于是 d1≥
=35.7mm
(4)確定模數
m=35.7/Z1≥35.7/20=1.785
取標準模數值 m=2
(5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算
校核
式中 小輪分度圓直徑d1=m·Z=2×20=40mm
齒輪嚙合寬度b=Ψa·a =0.3×100=30mm
復合齒輪系數 YFS1=4.38 YFS2=3.95
重合度系數Yε=0.25+0.75/εt
=0.25+0.75/1.68=0.6943
許用應力 查圖6-22（a）
σFlim1=245MPa σFlim2=220Mpa
查表6-8 ，取SF=1.25
則
計算大小齒輪的并進行比較
<
取較大值代入公式進行計算 則有
=57<［σF］2
故滿足齒根彎曲疲勞強度要求
（6） 幾何尺寸計算
分度圓直徑d1
d1=m*z1=2*20=40mm
分度圓直徑d2
d2=m*z2=2*80=160mm
齒頂高ha1
ha1=ha'*m=1*2=2mm
齒頂高ha2
ha2=ha'*m=1*2=2mm
齒根高hf1
hf1=(ha'+c')*m=(1+0.25)*2=2.5mm
齒根高hf2
hf2=(ha'+c')*m=(1+0.25)*2=2.5mm
齒高h1
h1=ha1+hf1=2+2.5=4.5mm
齒高h2
h2=ha2+hf2=2+2.5=4.5mm
齒頂圓直徑da1
da1=d1+2*ha1=40+2*2=44mm
齒頂圓直徑da2
da2=d2+2*ha2=160+2*2=164mm
齒根圓直徑df1
df1=d1-2*hf1=40-2*2.5=35mm
齒根圓直徑df2
df2=d2-2*hf2=160-2*2.5=155mm
中心距
a=m/2*(z1+z2)=2/2*(20+80)=100mm
2.4二級傳動設計計算
主減速器錐齒輪的主要參數有主、從錐齒輪齒數和、從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數、主、從動錐齒輪齒面寬和、中點螺旋角、法向壓力角等。
(1) 主、從動錐齒輪齒數和
選擇主、從錐齒輪齒數時應考慮如下因素：
a) 為了磨合均勻，、之間應避免有公約數；
b) 為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度，主、從動齒輪和應不少于40；
c) 主傳動比較大時，盡量取的小些，以得到滿意的離地間隙；
d) 對于不同的主傳動比，和應有適宜的搭配。
根據上述條件：取=20；=70
減速比：=/=70/20=3.5
(2) 從動錐齒輪大端分度圓直徑和端面模數
= (4-6)
式中，——從動齒輪大端分度圓直徑(mm)；
——直徑系數，一般為13.0~15.3，取之為15；
——從動錐齒輪的計算轉矩（Nm），= min[,]，=117.2 Nm。
故計算可得
=280.7mm
由下式計算 = / （4-7）
可得=4.0 ；同時還應滿足，式中為模數系數，取0.3~0.4。經計算得，，根據國家標準模數（GB 1357-87）選擇模數=4，故==4×70=280mm 。
(3) 主、從動錐齒輪出面寬和
錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪齒輪下端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面寬過窄及刀尖圓角過下。這樣，不但減小了齒根圓角半徑，加大了應力集中，還降低了刀具的使用壽命。此外，安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等原因，使齒輪工作時載荷集中于齒輪小端，會引起輪齒小端過早損壞和疲勞損傷。另外，齒面過寬也會引起裝配空間減小。但是齒面過窄，輪齒表面的耐磨性會降低。
對于從動錐齒輪齒面寬，推薦不大于其節(jié)錐距的0.3倍，即≤0.3，并且一般推薦=0.155。對于弧齒錐齒輪，一般比大10%。
故吃面寬選擇為=0.155×282=43.7mm
(4) 中點螺旋角
螺旋角沿尺寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，齒輪小端的螺旋角最小?；↓X制齒輪副的中點的螺旋角是相等的。選擇時，應考慮他對齒面重合度、輪齒強度和軸向力大小的影響。越大，則也越大，同時嚙合的齒數越多，傳動就越平穩(wěn)，噪聲就越低，而且輪齒的強度越高。一般不小于1.25，在1.5~2.0時效果最好。但是過大，會導致軸向力增大。
主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為35°—40°。乘用車選用較大的值以保證較大的齒面重合度，是運轉平穩(wěn)，噪聲低；商用車選用較小的以防止軸向力過大，通常取35°。
(5) 螺旋方向
從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的螺旋方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進檔時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒因卡死而損傷。
在本設計中選取主動齒輪為右旋，從動齒輪為左旋方向。
(6) 法向壓力角
法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減小齒輪不發(fā)生根切的最少齒數。但對于小尺寸的齒輪，壓力角大易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪端面重合度下降。因此，對于小負荷工作的齒輪，一般采用小的壓力角，可使齒輪運轉平穩(wěn)，噪聲低。
本設計中選取法向壓力角為20°。
根據圓弧齒螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算步驟，并根據主減速器齒輪的基本參數選擇，已經確定的項目如下：
主動齒輪齒數 ；
從動齒輪齒數 ；
端面模數 ；
齒面寬 ；
法向壓力角
軸交角
節(jié)圓直徑 。
需要確定的項目如下：
(1) 齒全高與齒工作高
齒全高 齒工作高
表2-1圓弧齒螺旋齒輪的
主動齒輪齒數
（5）
6
7
8
9
10
11
從動齒輪最小齒數
34
33
32
31
30
29
26
法向壓角力
20°
螺旋角
齒工作高系數
（1.430）
1.500
1.560
1.61
1.65
1.68
1.695
1.700
齒全高系數
（1.588）
1.666
1.733
1.788
1.832
1.865
1.882
1.888
大齒輪齒高系數
（0.160）
0.215
0.270
0.325
0.380
0.435
0.49
根據表2-1選齒工作高系數。
故計算得齒工作高；
齒全高。
(2) 螺旋錐齒輪節(jié)錐角
(3) 螺旋錐齒輪節(jié)錐距
(4) 螺旋錐齒輪的周節(jié)
t=3.1416=3.1416×4=12.56
(5) 齒頂高
6.24-1.08=5.06mm
(6) 齒根高
7.552-5.06=2.492mm;
=7.552-1.08=6.472mm
(7) 徑向間隙
c=7.552-6.24=1.312mm
(8) 齒根角
(9) 面錐角
(10) 外圓直徑
。
(11) 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離
(12) 理論弧齒厚
根據表2-2選擇=0.818
故有；
表2-2圓弧螺旋錐齒輪的大齒輪理論弧齒厚
(13) 齒側間隙
根據表2-3選取齒側間隙B(mm)為
B=0.350mm
表2-3 “格里森制”圓錐齒輪推薦采用的齒側間隙B
2.5三級傳動設計計算
1.選擇齒輪材料精度等級
齒輪減速器為一般機械，小齒輪材料選用45鋼，調質處理，
小齒輪45調質,=650MPa,=360Mpa，硬度217～255HB；
大齒輪45正火, =580MPa, =290MPa,硬度162～217HB。
齒輪精度等級為8級.
計算循環(huán)次數N
N=60nj=603201(103658)=5.6010
N===1.2410
由圖11-14，查得 =1.05 Z=1.47
由圖11-15，查得 Z=Z=1.0
取S=1.0
由圖11-13（b），查得 =690Mpa ， =560MPa
計算許用接觸應力
= Z Z =×1.05×1.0=724.5Mpa
= Z Z=×1.47×1.0=632.8Mpa
因 < 計算中取==632.8MPa
2.按齒面接觸強度確定中心距
小輪輪距 T
T=1600Nm
初定螺旋角=13 由圖11-20，查得Z=0.98.
初取kZ=1.0取=0.35
由機械設計手冊11-5，查得Z=188.9
由圖11-7，查得Z=2.45減速傳動 u=i=4.675
計算中心距a
a(u+1) =( 4.675+1)
=193mm
取中心距a=190mm
估計模數m=(0.0070.02)a=1.333.8
取標準模數 m=3mm
小輪齒數Z==22
修正螺旋角
與初選=13相近，Z ,Z可不修正
3驗算齒面接觸疲勞強度
按電機驅動載荷輕度沖擊由機械設計手冊11-3得k=1.25
由圖11-2（b），按8級精度和vZ/100=0.722/100=0.20m/s得kv=1.02
4 校核齒根彎曲疲勞強度
===414MPa
===314MPa
==
=258MPa<=414MPa安全
===239MPa〈=314MPa安全
5.齒輪主要參數及幾何尺寸計算
=22 =130 m=3mm u=4.675
(1)分度圓直徑d1
d1=mn*z1/cos(β)=3*22/0.981627=67.24mm
(2)分度圓直徑d2
d2=mn*z2/cos(β)=3*103/0.981627=314.78mm
(3)齒頂高ha1
ha1=han'*mn=1*3=3mm
(4)齒頂高ha2
ha2=han'*mn=1*3=3mm
(5)齒根高hf1
hf1=(han'+cn')*mn=(1+0.2)*3=3.6mm
(6)齒根高hf2
hf2=(han'+cn')*mn=(1+0.2)*3=3.6mm
(7)齒高h1
h1=ha1+hf1=3+3.6=6.6mm
(8)齒高h2
h2=ha2+hf2=3+3.6=6.6mm
(9)齒頂圓直徑da1
da1=d1+2*ha1=67.2353+2*3=73.24mm
(10)齒頂圓直徑da2
da2=d2+2*ha2=314.783+2*3=320.78mm
(11)齒根圓直徑df1
df1=d1-2*hf1=67.2353-2*3.6=60.04mm
(12)齒根圓直徑df2
df2=d2-2*hf2=314.783-2*3.6=307.58mm
端面齒形角 αt=atan(tan(αn)/cos(β))=atan(0.370783/0.981627)=20.34°
(13)中心距
a=mn*(z1+z2)/2/cos(β)=3*(125)/2/0.981627=191.01mm
(14)基圓直徑db1
db1=d1*cos(αt)=67.2353*0.937623=63.04mm
(15)基圓直徑db2
db2=d2*cos(αt)=314.783*0.937623=295.15mm
(16)齒頂圓壓力角
αat1=arcos(db1/da1)=arcos(63.0414/73.2353)=30.59°
(17)齒頂圓壓力角
αat2=arcos(db2/da2)=arcos(295.148/320.783)=23.06°
(18)端面重合度
Σα=1/2/π*(z1*(tan(αat1)-tan(αt))+z2*(tan(αat2)-tan(αt)))
=1/2/π*(22*(0.59123-0.370783)+103*(0.425741-0.370783))=1.67
(19)縱向重合度
Σβ=b*sin(β)/π/mn=30*0.190809/π/3=0.61
(20)總重合度
Σγ=Σα+Σβ=0.607364+1.67281=2.28
(21)端面分度圓壓力角αt
αt=atan(tan(αn)/cos(β))=atan(0.370783/0.981627)=20.34°
(22)當量齒數Zv1
Zv1=z1/cos(β)^3=22/0.981627^3=23.26
(23)當量齒數Zv2
Zv2=z2/cos(β)^3=103/0.981627^3=108.89
第三章 傳動設計與校核計算
3.1圓弧齒輪螺旋齒輪的強度計算
在選好減速器錐齒輪的主要參數后，就可以根據所選擇的齒形計算錐齒輪的幾何尺寸，而后根據所確定的計算載荷進行強度校核，以保證錐齒輪有足夠的強度和壽命。
輪齒損壞的形式主要有彎曲疲勞折斷，過載折斷，齒面點蝕及剝落、齒面膠合、齒面磨損等。在實際設計中往往還要依據臺架和道路試驗及實際使用情況等來檢驗。
(1) 輪齒彎曲強度
錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為
=
式中，——錐齒輪齒輪的齒根彎曲應力（Mpa）；
——所計算齒輪的計算轉矩（Nm），對于從動齒輪：=min[,],對于主動齒輪，還要按式(3-5)換算；
——過載系數，一般取1；
——尺寸系數，與齒輪尺寸及熱處理等因素有關，當≤1.6mm，，當≥1.6mm時，=0.5，本設計中=0.67；
——齒面載荷分配系數，跨置式結構：=1.0~1.1，懸臂=1.00~1.25；
——質量系數，當輪齒接觸良好，齒距及徑向跳動精度高時，=1.0；
——所計算齒輪的吃面寬(mm)；
——所討論齒輪的大端分度圓直徑(mm)；
——所計算齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數，從圖4-1中可查得=0.238
圖3-1 用于壓力角20°螺旋角35°軸交角為90°的
對于從動錐齒輪：
對于主動錐齒輪：
上述按min[,]計算的最大彎曲應力不超過700Mpa，因此本設計中的錐齒輪是可以達到彎曲強度要求的。
(2) 輪齒接觸強度
錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為
= (4-24)
式中，——錐齒輪的齒面接觸應力（Mpa）；
——為主動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）；
b ——取尺寬的較小值；
——尺寸系數，它考慮了齒輪尺寸對淬透性的影響，通常取1.0；
——齒面品質系數，它取決于齒面的表面粗糙度及表面覆蓋層的性質（如都統(tǒng)、磷化處理等），對于制造精確的齒輪，取1.0；
——綜合彈性系數，這里取為231.6；
——齒面接觸強度綜合系數，根據圖4-2 取之為0.130；
其他符號同前。
圖3-2 接觸強度計算用綜合系數（20°壓力角，35°螺旋角）
故計算得
上述按min[,]計算的最大接觸應力不應超過2800Mpa，主、從動齒輪的齒面接觸應力是相同的。
3.2輸入軸的設計計算
由于第一軸為電機輸出軸，電機與減速箱是用法蘭連接，電機軸這里就不用再累述，由電機自帶。電機輸出軸徑為15mm。
（1）選擇軸的材料
軸的材料為45號鋼，調質處理
（2）按扭矩初步估算軸端直徑
按公式
其中=110—160，取=110
==25.38mm
（3）最小軸徑不得小于25mm，由于最小端該軸與與第一級傳動大齒輪連接，要考慮與大齒輪連接后固定，固定端采用圓螺母固定在大齒輪上，所以采用軸端為螺紋連接，用M27的螺紋連接，與大齒輪相配的軸徑為32mm。最小軸端d1=M27，第二軸端d2=32mm。
（4）第三軸段為與軸承連接的軸段
必須與軸承的內徑一致，圓整=40mm，初選軸承型號為30208，查附表可知，B=18mm，D=80mm，則L3=20mm。
（5）第四軸段為另一與軸承連接的，此軸承選取圓錐滾子軸承30209，軸承的具體參數為B=19mm，D=45mm，由于要考慮下端圓錐齒輪嚙合，所以本次軸段長度為62mm。
（6）第五段，做成齒輪軸，軸端即為圓錐齒輪段部分，分度圓即為80mm。
3.3 中間軸的設計計算
（1）按下列公式初步計算出軸的直徑，輸出軸的功率P和扭矩T
最小直徑計算（查《機械設計基礎》教材表14—2 取 c=110
考慮鍵槽
取軸段最小軸徑為45mm
（2）計算
因必須符合軸承密封元件的要求，經查表，取=50mm；軸承端蓋采用凸緣式軸承端蓋，取，其中d3為螺釘直徑，由軸承外徑D=100mm，查表，取d3=7mm，
，
式中，為箱體壁厚，取=8mm，
取軸旁連接螺栓的直徑為10mm，查得；
由于軸承的軸頸直徑和轉速的乘積＜（1.5~2）×105，故軸承采用脂潤滑，取 =9mm，
所以 m=8+16+14+8-9-25=12mm,
所以 =20+14+8.4=42.4mm，
取 =42mm；
（3）計算
此軸段與三級減速的輸入端齒輪連接，即為小齒輪，即為該段小齒輪軸段，此段長度為小齒輪的寬度，即為84mm。
（4）計算d4
此軸段與二級減速后的大圓錐齒輪相連，，為裝配方便而加大直徑，應圓整為標準直徑，一般取0，2，5，8尾數，取=50mm；
（5）計算d5
D5段必須與軸承的內經一致，d5段軸承型號為30209，,查附表可知，B=19mm，D=85mm，；該段長度比該段結合的齒輪長度稍大一些，取此段長度為26mm。
3.3 輸出軸的設計計算
按下列公式初步計算出軸的直徑，輸出軸的功率P和扭矩T
最小直徑計算（查《機械設計基礎》教材表14—2 取 c=110）
考慮輸出端軸徑，選擇標準直徑 ， 考慮由于此段有伸出端，
軸承端蓋采用凸緣式軸承端蓋，取，其中d3為螺釘直徑，由軸承外徑D=100mm，查表，取d3=7mm，
，
式中，為箱體壁厚，取=8mm，
取軸旁連接螺栓的直徑為10mm，查得；
由于軸承的軸頸直徑和轉速的乘積＜（1.5~2）×105，故軸承采用脂潤滑，取 =9mm，
同樣考慮輸出端與軸承連接頭出加上密封圈，本次長度略比選型的圓錐滾子軸承的外圈相固定。
（3）計算
D2軸段為固定軸承的外擋圈，且與第三段齒輪段想結合，由于軸承的型號為30210，軸承內孔直徑為65mm，此段長度
（5）計算d4
取 d4=70mm；
此段與三級齒輪傳動的大齒輪相連接，此段長度取第三段齒輪嚙合的長度，由上述章節(jié)已經計算過，該段嚙合長度為60mm。
（6）計算d5
此段與第一段軸徑相同，長度略短一些，由于該段還放有圓錐滾子軸承30213，此段軸徑為65mm，軸段長度為89mm。
第四章 減速機箱體設計
箱體的結構設計同一般減速器的結構設計類似，主要步驟如下：
(1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。
(2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。
(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。
(4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。
(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。
(6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。
(7)調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用。
(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。
(9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據具體情況選用。
箱體結構尺寸選擇如下表：
名稱
符號
尺寸（mm）
機座壁厚
δ
8
機蓋壁厚
δ1
8
機座凸緣厚度
b
10
機蓋凸緣厚度
b 1
10
機座底凸緣厚度
b 2
18
地腳螺釘直徑
df
16
地腳螺釘數目
n
4
軸承旁聯(lián)結螺栓直徑
d1
12
機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑
d2
10
聯(lián)軸器螺栓d2的間距
l
160
軸承端蓋螺釘直徑
d3
8
窺視孔蓋螺釘直徑
d4
6
定位銷直徑
d
6
df，d1, d2至外機壁距離
C1
26, 22, 18
df， d2至凸緣邊緣距離
C2
24, 16
軸承旁凸臺半徑
R1
24, 16
凸臺高度
h
根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準
外機壁至軸承座端面距離
l1
60，44
大齒輪頂圓與內機壁距離
△1
12
齒輪端面與內機壁距離
△2
10
機蓋、機座肋厚
m1 ,m2
6， 6
軸承端蓋外徑
D2
84，94
軸承端蓋凸緣厚度
t
8
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
S
盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2
結 論
研究完本課題，通過理論學習和設計計算，可得到如下結論：
（1）螺旋圓錐齒輪減速機特點傳動比大，傳動平穩(wěn)，低噪音，易于傳動。
（2）在螺旋圓錐齒輪傳動中涉及的知識面多，包括齒輪傳動和錐齒輪傳動設計的計算及校核。
（3）本設計中一個亮點是利用機械制圖軟件對三級螺旋圓錐齒輪減速機進行二維裝配圖的設計并出主要零件圖，從中可以掌握機械基礎知識及繪圖的能力，對自己進一步打下堅實的基礎有很大幫助。
參考文獻
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7、劉哲主編： 《中文版AutoCAD2004實用教程》 大連理工大學出版社， 2004
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9、呂洋波：《UGNX7.0動力學與有限元分析從入門到精通》機械工業(yè)出版社2010.2
致 謝
本課題是在xxx老師的精心指導和熱情關懷下完成的，在此謹向導師表示最衷心的感謝和最誠摯的敬意。
本次畢業(yè)設計是在指導老師xx的細心指導下完成的。在我三個月的畢業(yè)設計中，正是他們以無私的關懷、忘我的研究精神和嚴謹的學術作風關心影響和教導了我，將令我終身受益。從課題的開始到最后，無處不凝聚著xxx老師的心血。xxx老師在學習和生活方面給予了我極大的關心和支持。同時老師嚴謹的、科學的學術作風，前瞻的科研眼光、敏銳的思維、淵博的知識、豐富的閱歷、謙虛大度的胸懷、獨特的為人處世原則,忘我工作的奉獻精神是永遠值得我學習的。在此謹向xxx老師表示衷心的感謝！
感謝應用技術學院的各位老師！在我四年多的求學生涯中，從學習和生活各方面給予我莫大的關懷和幫助。感謝我的大學同學,與他們共同度過這一段難忘的人生旅程，他們?yōu)槲业拇髮W生生活和畢業(yè)設計生活增添了無限色彩。
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