单级减速器毕业设计
一级减速器毕业设计
一级减速器毕业设计
作者姓名:韩昊松
专业名称:机械设计与制造
指导老师:彭宗峰
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摘 要
齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是:
1、瞬时传动比恒定、工作为平稳、传动准确可靠,可传递空间任意两轴之间运动和动力;
2、适用的功率和速度范围广; 3、传动效率高,η=0.92-0.98; 4、工作为可靠、使用寿命长;
5、外轮廓尺寸小、结构运送。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作为机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作为用,在现代机械中应用极为广泛。
6、国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主,但普遍存在着功率与重量比小,或者传动比大而机械效率过代的问题。另外,材料品质和工世水平上还有许多弱点,特别是大型的减速器问题更突出,使用寿命不长。国外的减速器,以德国、丹麦和日本处于依靠地位,特别在材料和制造工世方面占据优势,减速器工作为可靠性好,使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主,体积和重量问题也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构,也是大力开拓的形式,并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展,使得机械加工精度,加工效率大大提高,从而失去了机械传动产品的多样化,整机配套的模块化,标准化,以及造型设计艺术化,使产品更加精致,美观化。
在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC 机床和工世技术的发展,失去了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势。
关键字:减速器 轴承 齿轮 机械传动
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Abstract
Wheel gear ‘s spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine.Its main advantage.BE:The 1.spreads to move to settle,work than in a moment steady,spread to move accurate credibility ,can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two 2.applies are wide;
3.spreads to move an efficiency high, η=0.92-0.98; 4.work is dependable,service life long;
5.Ortline size outside the is small,structure tightly pacded.The wheel gear constituted to,from wheel gear,stalk,bearings and boxbody decelerates a machine,useding for prime mover and work machine or performance organization of,have already matched to turn soon and deliver a function of turning,the application is extremely extensive in the modern machine;
6.local deceleration machine much with the wheel gear spread to move,the pole spread to move for lord ,but widespread exist power and weight ratio small,or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low problem.there are also many weadnesses on material quality and craft level moreover,the especially large deceleration machine‘s problem is more outstanding,the service life isn’t long.The deceleration machine of abroad,with
Germany,Denmark and Japan be placed in to lead a position,occupying advantage in the material and the manufacturing craft specially,decelerating the machine work credibility like,service life long.But it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord,physical volume and weight problem,don‘t also resolve like.The direction which decelerates a machine to is the facing big power and spread to move ratio,small physical volume,high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays develops.Decelerating the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly,and have already produced various structure forms and various products of power model numbers.Be close to ten several in the last yearses,control a technical development because of
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the modern calculator technique and the number,made the machine process accuracy,process an efficiency to raise consumedly,pushed a machine to spread the diversification of movable property article thus,the mold piece of the whole machine kit turns,standardizing,and shape design the art turn,making product more fine,the beauty turns.
Become a set a machine material in 21 centuries medium,the wheel gear is still a machine to spread a dynamic basic parts.CNC tool machine and the craft technical development,pushed a machine to spread to move structure to fly to develop soon.Be spreading to move the electronics control,liquid in the system design to press to spread to move,wheel gear,take the mixture of chain to spread to move,will become become soon a box to design in excellent turn to spread to move a combination of direction.The academics that is in spread move the design crosses,will become new spread a moveable property article the important trend of the development.
Key words: Reduction gear 、 bearing 、 gear 、 mechanical drive
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目录
一级减速器毕业设计 ...............................................................................................................I ABSTRACT . ........................................................................................................................... II 一:设计目的 ........................................................................................................................ V I 二:传动方案的拟定...........................................................................................................VII
1传动方案的分析 ............................................................................................................................................ VII 2传动方案的拟定 ............................................................................................................................................ VII
三电动机的选择及传动比的确定 ........................................................................................ I X
1 电动机类型和结构型式的选择: ............................................................................................................... I X 2 确定电动机的功率: ................................................................................................................................... I X 3 确定电动机转速: ......................................................................................................................................... I X 4 确定电动机型号 ............................................................................................................................................ X
四:运动参数及动力参数计算 ............................................................................................ X I
1计算各轴转速(r/min)................................................................................................................................. X I 2计算各轴的功率(KW ) ............................................................................................................................... X I 3、计算各轴转矩 ............................................................................................................................................... X I
五:传动零件的设计计算 .................................................................................................. XII 六:轴的设计计算 ........................................................................................................... XVII
1从动轴的设计 ......................................................................................................................................... XVII 2主动轴设计 ................................................................................................................................................. XXII
七:键联接的选择及校核计算 ................................................................................... X XVIII
1.根据轴径的尺寸选择键 ...................................................................................................................... XXVIII 2.键的强度校核 ...................................................................................................................................... XXVIII
八:轴承寿命的校核 X XIX
九:减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 ................................................................... XXX 十:润滑与密封
XXXI
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十一:减速器装配图如下XXXII
致 谢 ................................................................................................................... XXXIV 参考文献 .........................................................................................................................XXXV
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一 设计目的
1、 通过本次设计,综合运用《机械设计基础》及其它有关先修课程的理论和实际
知识,使所学的知识进一步巩固、深化、发展。
2、 本次设计是高等工科学校学生第一次进行完整的机械产品设计,通过此次设计培养学生正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力,掌握机械设计的基本方法和
步骤。
3、 使学生能熟练的应用有关参考资料、图册和手册,并熟悉有关国家标准和其它
标准,以完成一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本训练。
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二 传动方案的拟定
1传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的
运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外,还要结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动,第一级传动为带传动,第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低,在传递相同转矩时,结构尺寸较其他形式大,但有过载保护的优点,还可缓和冲击和振动,故布置在传动的高速级,以降低传递的转矩,减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构,用HT200灰铸铁铸造而成。
2传动方案的拟定
(1) 工作条件:使用年限10年,每年按300天计算,单班制工作,载荷平稳。 (2) 原始数据: 输送带拉力F=3kN 滚筒带速V=1.6m/s 滚筒直径D=280mm
运动简图如下 1:电动机 2:带传动
3:单级圆柱齿轮减速器 4:齿轮 5:联轴器 6:滚筒
7:带式输送机
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1 电动机类型
和结构
型式的
选择:2 确定
电动机
的功率: (1)传动装置的总效率: (2)电动机所需的工作功率: 三 电动机的选择及传动比的确定
3 确定电动机转速:
按已知的工作要求和条件,选用Y 系列三相异步电动机。
由传动图可以看出总计需要 轴承 两对 齿轮 一对 联轴器 一个 带传动 一副 滚筒 一个 由参考文献[1]P22表2-4得 η轴承=0.99 η齿轮=0.97 η滚筒=0.95 η联轴器=0.99 η2总=η轴承η齿轮η滚筒η联轴器 =0.992×0.97×0.95×0.99 =0.8762 Pd=FV/η总 =3×1.6/0.8762 =5.48kW
滚筒轴的工作转速: Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.6/π×280 =109.2r/min
选用Y 系列三相异步电动机
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η总 =0.8762 Pd
=5.48kW nd
=654~2180r/min
4 确定电动机型号
5总传动比:
6分配各级传动比
根据参考资料【1】P20表2-2中推荐的合理传动比范围,取V 带传动比i 带=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围i 齿=3~5,则合理总传动比i 总的范围为i=6~20,故电动机转速的可选范围为nd=i×Nw=(6~20)×109.19=654~2180r/min 由参考资料【1】P19表2-1选择Y 系列三相异步电动机得出以下三种符合条件的电动机
由以上电机对比及从经济上考虑,选择Y132M-47.5型电动机
其主要参数如下 额定功率:7.5kw
满载转速:1440r/min 额定转矩:2.2
总传动比i 总
X
i 总=n电/n筒=1440/109.2=13.19
(1) 取i 带=3 其符合V 带传动一般传动比范围 (2)i 总=i齿×i带 故i 齿=i总/i带=13.19/3=4.40 则i 齿=4.4符合一般单级直齿圆柱齿轮减速器的传动比范围。 选择Y132M-47.5型电动机
其主要参数如下
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额定功 率:7.5kw 满载转 速: 1440r/mi n 额定转 矩:2.2 i 总= 13.19
四 运动参数及动力参数计算设电动机轴为0轴 减速器高速轴为Ⅰ轴 减速器低速轴为Ⅱ轴
1计算各3、计算各轴转矩
轴转速
(r/min )
2计算各n 0=1440r/min
n Ⅰ=n0/i带=1440/3=480r/min 轴的功n Ⅱ=nⅠ/i齿=109.2r/min 率(KW )
XI
i 带=3 i 齿=4.4
P 0=7.5kw P I =P0×η带×η带 =7.5×0. 98
=7.35kw P II =PI ×η轴承×η齿轮 =7.35×0.99×0.97
=7.06kw
T 0=9.55P0/n0 =9550×7.5/1440 =49.74N•m
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T I =9.55PI /nI
=9550x7.35/480 =146.23N•m T II
=9.55PII /nII
=9550x7.06/109.2 =617.43N•m
1 皮带轮传动的设计计算
(1) 确定普通V 带截型 (2) 确定带轮基准直径,并验算带速 (3)确定大带轮的基准直径
n 0=1440r/min n Ⅰ=480r/min n Ⅱ=109.2r/min
P 0=7.5kw P I =7.35kw P II =7.06kw
五 传动零件的设计计算 (4)确定带长和中心距 初定中心距a 0=600mm 带基准长度 (5) 验算小带轮包角 由参考资料[2] P174表9-3得: k A =1.1 P0=7.5kw P d =kA P 0=1.1×7.5=8.25kw 据P d =8.25kw和n 0=1440r/min 由参考资料[2]P174图9-10得: 选用B 型V 带 d d =125-140mm XII
T 0==49.74N•m T I
=146.23N•m T II =617.43N•m
由参考资料[2]P175表9-4,取d d1=125mm
带速V :V=πd d1n 0/60×1000 =π×125×1440/60×1000 =9.42m/s 在5~25m/s范围内,带速合适。 通常带传动的滑动系数ε
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=0.01~0.02,则取ε=0.02 d d2=i带
d d1(1-ε) 76)/2 =692mm
=3×100×
(1-0.02)
≈375mm 查参考资料
[2]P174表9-4取标准值d d2=400mm
L d0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-d d1) 2/4a0 =2×600+π(125+400) /2+(400-125) 2/4×600
=2055.76mm
根据参考资料[2]P178表9-8选取标准值L d =2240mm 确定中心距
a≈a0+(Ld -L d0)/2 =600+(2240-2055.
α1=180°-57.30° ×(dd2-d d1)/a =180°-57.3°×(400-125)/692 =157.2°
选用B 型V 带
d d1=125mm 带速合适
d d2=400mm
L d0=2055.76mm
a=692mm
α1=157.2°>120°,故小带轮符合设计要求。6) 确定带的根数。
XIII
7)单根V 带的拉力。
(8)作用在轴上的力
2齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料与热处理:
(2)按齿面接触疲劳强度设计
许用接触力[δH ] 齿宽系数 ψd
据d d1和
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n 1,查参考资料[2]P176表9-5得P1=2.1kw 表9-1取q=0.17kg/m
则F 0=500[(2.5/Ka)-1](Pd/ZV)+qV2
=500[(2.5/0.94)-1] [8.25/(4×9.42 )] +0.17×9.422 =196.78 N•m Z=4根
i≠1时单根V 带的额定功率增量. 据带型及i 带查参考资料
[2]P177表9-6得 △
P 1=0.46kw 查参考资料
[2]P178表9-7,得K α=0.94;
查参考资料
[2]P178表9-8, 得K L =1.0 Z= P d /[(P1+△
P 1)K αK L ]
=8.25/[(2.1+0.46) ×0.94×1.0] =3.4 取Z=4根
查参考资料
[2]P170
F Q =2ZF0sin(α1/2)
=2×4×196.78 sin(α1/2) =610.04N
所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面。 查阅参考资料[2]P200表11-3,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度230HBS ; 大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为200HBS ;
精度等级:
查阅参考资料[2]P201表11-5运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。
α1=157.2°>120°,故小带轮符合设计要求。
按中等质量查参考资料[2]P200表11-3得 [δH ]=520Mpa
单级齿轮减速器中齿轮相对轴承呈对称布置,由于是软齿面的闭式齿轮传动,查参考资料[2]P200表11-4,选取
XIV
F 0=196.78 N•m
F Q =610.04N
小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度230HBS ; 大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为200HBS ;
8级精度 [δ
H ]=520Mpa
材料弹性系数Z E 载荷系数K
按齿面接
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触强度疲劳强度设计
①选择齿轮齿数、模数
②计算主要几何尺寸
(3)校核齿根弯曲疲劳强度
①计算齿根弯曲许用应力
ψd =1.0 查参考资料
[2]P204
表11-7,材料弹性系数Z E =189.8
查参考资料[2]P203表11-6,取K=1.5 u=i齿=4.4
计算小轮直径d 1
d1≥ (3.52ZE ) 2KT 1(u +1) /σH 2ψd u
=(3. 52189. 8) 2⨯1. 5⨯146. 23(4. 4+1) /5202⨯1⨯4. 4=76.3mm
取小齿轮齿数z 1=24
则大齿轮齿数z 2=z1i=24×4.4=105.6 取标准值z 2=106
齿轮模数m=d1/z1=76.3/24=3.188
参考资料[2]P193表11-1,取标准模数m=4mm
分度圆
d1=mz1=4×24=96mm d2=mz2=4×106=424mm 中心距
a=m(z1+z2)/2=4×(24+106)/2=260mm 齿宽
b=ψd d 1=1.0×106=106mm 取b 2=106mm b 1=b2+(5~10) 取b 1=114mm
按中等质量查参考资料P200[2]表11-3得 [ζF 1]=310Mpa [ζF 2]=290Mpa
查参考资料[2]204表11-8得 Y F1=2.68 Y F2=2.18 Y S1=1.59 Y S2=1.8
ζF 2KT 1=1Y F 1Y S 1
bm 2z
1
=2⨯1. 5⨯146. 23⨯2. 68⨯1. 59106⨯42
⨯24
=45.9N/mm2
XV
ζF 2=ζF Y 2Y 1F S 2Y
F 1Y S 1
ψd =1.0 Z E =189.8 K=1.5
d1≥76.3mm
z 1=24 z 2=106
m=4mm
d1=96mm d2=424mm
a=260mm
b 2=106mm b 1=114mm [ζ
F 1]=310Mpa [ζ
F 2]=290Mpa ζF 1
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=45.9N/mm 2
ζF 2=42.3
满足弯曲N/mm2
②验算齿根弯曲应力
(4)计算齿轮的圆周速度V 计算圆周速度
=68.3×
1. 8⨯2. 18
2. 68⨯1. 59
=42.3 N/mm2 由于ζF 1<[ζF 1]
ζF 2<[ζF 2],故满足齿根弯曲强度要求,设计合理
V=πn1d 160⨯1000=π⨯480⨯9660⨯1000
=2.4m/s 因为V <6m/s,故取8级精度合适. 由上可得,齿轮设计合理。
确定有关参数如下: 传动比i 齿=4.4 小齿轮齿数z 1=24 大齿轮齿数z 2=106 中心距a=260mm i 齿=4.4 a=260mm z 2=106 z1=24
XVI
强度要求,设计合理。
V=2.4m/s 齿轮设计 合理
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六 轴的设计计算
1从动轴的设计
1选择轴 的材料 确定许用 应力
①确定轴上零件的位置和固定方式
选轴的材料为45号钢,调质处理。 2按扭转查参考资料[2]P200表11-3可知: 强度估算ζb=650Mpa
轴的最小查参考资料[2]P200表11-4可知: 直径 [ζb-1]b=60Mpa
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接, 从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为: d≥C
查参考资料[2]P208表11-8可得,45钢取C=118~107 则d≥(118~107)×P n Ⅱ
=(118~107)×7. 06
109. 2
3轴承的=47.2~43mm 确定
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取标准值4联轴器d=50mm 的选择
为简化安装,选择两轴承一致。
据参考资料[1]P211附表4-1选择角接触球轴承46211型5设计轴其内径d=55mm 的结构并
绘制轴的可采用弹性柱销联轴器,查参考资料[1]P231附表6-3可结构蓝图 取联轴器的型号为HL5联轴器
XVII
由于设计的是单级减速器,可将齿轮布置在齿轮箱体的中内,将轴承对称安装在齿轮两侧,轴的外伸端安装联轴器。 如下图所示
要确定轴的结构,先确定轴上零件的装配顺序和固定方式 ζ
b=650Mpa
[ζb-1]b=60Mpa
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d=50mm
角接触球轴承
46211型
HL5联轴器
②确定各段轴的直径
③确定各轴段的长度
6轴上作用力的计算
确定齿轮从轴的右端装入,齿轮的左端用轴肩定位,右端用套筒固定,这样齿轮在轴上的
轴
向位置被
完全确定,齿轮的周向固定采用平键连接,轴承对称安装于齿轮的两侧,其轴上采用轴肩固定,周向采用过盈配合
XVIII
固定。
将估算轴d=50mm作为外伸端直径d1与联轴器相 配(如上图),考虑联轴器用套筒实现轴向定位,取第二段直径为
d2=53mm ,齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=55mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=60mm。齿轮左端用用套筒固定, 右端用套筒定位, 轴肩直径d5=60+2×0.1×6
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0=72mm 满足齿轮定位的同时, 还应满足右侧轴承的安装要求, 根据选定轴承型号确定. 右端轴承型号与左端轴承相同, 取
d6=55mm.
由于齿轮轮毂宽度为106mm ,为保证齿轮固定可靠,轴段④的长度略短于齿轮轮毂宽度,取轴段④长度为100mm; 为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,齿轮端面与箱体内壁间就留有一定的间距,取该间距为25mm, 为保证轴承安装在箱体轴承座
孔中(轴承宽21mm ),并考虑轴承的润滑,取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm, 故取轴段⑤长度为30mm(轴承支点距离C=185mm);由齿轮宽度及套筒宽度和轴承宽度得,取轴段③长度为56mm; 由轴承盖宽度及装配要求选择轴段②长度为57mm ;考虑联轴器装配要求取轴段①为90mm 。
在轴段①④上分别加工出键槽,使两键槽处于轴的同一圆柱母线上,键槽长度比相应的轮毂宽度小约5~10mm, 键槽宽度按轴段直径查手册得得。 选定轴的结构结节
轴两端的倒角均为2×45° 轴段⑤上的倒角为2×5×2.5 轴段③④上的圆角均为2×R2 轴段①②上的圆角均为2×R1
轴所受力如下图所示
d1=50mm d2=53mm d3=55mm
XIX
d4=60mm d5=72mm d6=55mm.
L4=100mm L3=56 L2=57 L5=30 L6=40
L1=90
7 按弯矩合成强度校核轴径是否合格
做出水平
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面弯矩图
轴上所受的转矩:
P
T Ⅱ=9.55× ×1000
n
7. 06
=9.55××1000
109. 2
=617.43N•m 轴上作用力:
圆周力:F t =2TⅡ/d2=2×617.43/0.424=2912.41N
径向力:Fr=Ft tan20°=2912.41×tan20°=1060.03N
F F
HA =FHB =t 支点反力 2
=1456.2N
支点反力F=F
r Ⅰ—Ⅰ截2
=530.02N
面处弯矩 为
M HI =FHA C/2=1456.2×185/2=134698.5N•mm Ⅱ—Ⅱ截 面处弯矩 为
M H Ⅱ=1456.2×35.5=51712.85N•mm
做出垂直 面弯矩图
M VI =FC/2=530.02×185/2=49026.85N•mm
T Ⅱ=617.43N•m F t
=1060.03N Fr
=2912.41N
Ⅰ—Ⅰ截 面
XX
F HA =FHB =1456.2N F
=530.02N M HI = 134698.5N •mm M H Ⅱ
=51712.85N •mm M VI
=49026.85N •mm Ⅱ—Ⅱ截面
做出合成弯矩图
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MV Ⅱ=F×35.5=530.02×35.5=18815.71N•mm
M=M 2
2
H +M V
22
M I =
M H Ⅰ+M V Ⅰ
=2+49026.852
=143343.36N•mm
Ⅰ—Ⅰ截M 22
Ⅱ=M H Ⅱ+M V Ⅱ
面合成弯矩 =51712.852+18815.712
=55029.54N•mm
Ⅱ—Ⅱ截面合成弯矩
做出转矩图 T Ⅱ=9.55×106P/n =617430N•mm a=0.6 d3=55mm
M 2
e Ⅰ=M Ⅰ+(aT Ⅱ) 2
=2+(0. 6×617430) 2
=397223.42 N•mm Ⅰ—Ⅰ截
面 M 2
2
e Ⅱ=M Ⅱ+(aT Ⅱ)
=55029.542+(0. 6×617430) 2
Ⅱ—Ⅱ截=374522.87 N•mm 面 M V Ⅱ
=8815.71N•mm
XXI
M I
=143343.36N •mm M Ⅱ
=55029.54N •mm M e Ⅰ
=397223.42 N•mm M e Ⅱ
=374522.87 N•mm Ⅰ—Ⅰ截面
一级减速器毕业设计
M e ⅠⅡ—Ⅱ截w =M e Ⅰ
面 0.1d 2=13.49Mpa 3
ζ
e Ⅱ
=
M e Ⅱw =M e Ⅱ
0.1d 2=12.38 Mpa 3
查参考资料[2]P200表11-4可知:
[ζ-1]b=60Mpa
满足ζe <[ζ-1]b的条件,故设计的从动轴有足够的强
ζe Ⅰ=
2主动轴设计
1、选择轴3、轴承的确定
的材料 选轴的材料为45号钢,调质处理 确定许用查参考资料[2]P200表11-3可知: 应力 ζb=650Mpa
。 参考资料[2]P200表11-4可知:
[ζb-1]b=60Mpa 2、按扭转
强度估算单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,轴的最小从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为: 直径 d≥C
查参考资料[2]P208表11-8可得,45钢取C=118~107 则d≥(118~107)×3P n Ⅱ
=(118~107)×7. 35
480
=29.30~26.57mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取标准值
d=35mm
XXII
ζe Ⅰ= 13.49Mpa
ζe Ⅱ=
12.38 Mpa
ζe <[ζ-1]b的条件,故设计的从动轴有足够的强度,设计合理。
为简化安装,选择两轴承一致。
据参考资料
[1]P211附表4-1选择深沟球轴承46208型 轴的材料为45号钢,调质处理 ζ
b=650Mpa [ζb-1]b=60Mpa
一级减速器毕业设计
d=35mm
深沟球轴承46208型
4、设计轴的结构并 绘制轴的结构蓝图
①定轴上零件的位置和固定方式
②各段轴的直径
③定各轴段的长度
其内径d=40mm
由于设计的是单级减速器,可将齿轮布置在齿轮箱体的中内,将轴承对称安装在齿轮两侧,轴的外伸端安装联轴器。要确定轴的结构,须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式
确定齿轮从轴的右端装入,齿轮的右端用轴肩定位,左端套筒固定,这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定,齿轮的周向固定采用平键连接,轴承对称安装于齿轮的两侧,其轴上采用轴肩固定,周向采用过盈配合固定。轴的结构
如下图所示
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与带轮相配(如上图),考虑轴承盖的装配,取第二段直径为d2=38mm ,齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=40mm,为便于齿轮
XXIII
装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取
d4=45mm。齿轮左端用用套筒固定, 右端用轴肩定位, 轴肩直径d5=45+2×0.1×45=54mm满足齿轮定位的同时, 还应满足右侧轴承的安装要求, 根据选定轴承型号确定. 右端轴承型号与左端轴承相同, 取d6=40mm.
轴段①为装配轴承,取其长25mm; 由于齿轮轮毂宽度为114mm ,
一级减速器毕业设计
为保证齿轮固定可靠,轴段③的长度略短于齿离C=185mm); 由齿轮宽度及套筒宽度和轴承宽度得,取轴段④长度为57mm; 由轴承盖宽度及装配要求选择轴段⑤长度为47mm ;考虑带轮装配要求取轴段⑥为90mm 。 在轴段③⑥上分别加工出键槽,使两键槽处于轴的同一圆柱母线上,键槽长度比相应的轮毂宽度小约5~10mm, 键 L1=25mm L2=25mm L3=100mm L4=57mm L5=47mm L6=90mm 轮轮毂宽度,取轴段③长度为100mm; 为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,齿轮端面与箱体内壁间就留有一定的间距,取该间距为2mm, 为保证轴承安装在箱体轴承座孔中(轴承宽18mm ),并考虑轴承的润滑,取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm, 故取轴段②长度为25mm(轴承支点距
d1=35mm d2=38mm d3=40mm d4=45mm d5=54mm d6=40mm
XXIV
5、轴上作用力的计算
轴所受力如图
轴上所受的转矩
轴上作用力
6、按弯矩合成强度校核轴径是否合格 作出水平面弯矩图
一级减速器毕业设计
T P
Ⅱ=9.55×
n ×1000 =9.55×7. 35
480
×1000
Ⅰ—Ⅰ截=146.23N•m
面处弯矩圆周力:F t =2TⅡ/d2=2×146.23/0.096=3046.55N
为
径向力:Fr=Ft tan20°=3046.55×tan20°=1108.85N Ⅱ—Ⅱ截
面处弯矩F =FF
为
HA HB =t 2
=1523.28N
槽宽度按支点反力 轴段直径查手册得F=F
r 2
=554.43N 得。 M HI =FHA C/2=140903.4N•mm 选定轴的
结构结节 M H Ⅱ=FHA ×35.5=54076.44N•mm 轴两端的 倒角均为 2×45° 轴段②上 的倒角为 5×45° 轴段③④ 上的圆角 均为 2×R2 轴段⑤⑥
上的圆角 均为 2×R1
XXV
T Ⅱ
=146.23N•m
F t =3046.55N Fr=1108.85N
F HA =FHB =1523.28N F=554.43N
M I =149946.31N •mm M Ⅱ
=57546.96N •mm 作出垂直面弯矩图
Ⅰ—Ⅰ截面
一级减速器毕业设计
Ⅱ—Ⅱ截 面
作出合成 弯矩图
M VI =FC/2=51284.78N•mm
M V Ⅱ=F×35.5=19682.27N•mm
M=M 2
2
H +M V
M 2
2
I =M H Ⅰ+M V Ⅰ
=149946.31N•mm Ⅰ—Ⅰ截 面合成弯
矩 M 2
2
Ⅱ=M H Ⅱ+M V Ⅱ =57546.96N•mm
Ⅱ—Ⅱ截T Ⅱ=9.55×106P/n 面合成弯=146230N•mm 矩 a=0.6 d 3=40mm
作出转矩 图如下
XXVI
M VI = 51284.78N •mm M V Ⅱ
=19682.27N •mm
Ⅰ—Ⅰ截面
Ⅱ—Ⅱ截面
Ⅰ—Ⅰ截面
Ⅱ—Ⅱ截面
一级减速器毕业设计
•mm 22
e Ⅱ=M Ⅱ+(aT Ⅱ)
•mm M
ⅠM e Ⅰ= e e Ⅰw =0.1d 2
=10.86Mpa 3e Ⅱ
=
M e Ⅱw =M e Ⅱ
0.1d 2=6.56Mpa 3
[2]P200表11-4可知:
ζ-1]b=60Mpa
ζe <[ζ-1]b的条件,故设计的主动轴有足够的强
XXVII
M e Ⅰ
=173729.25N •mm M e Ⅱ= 104926.69N •mm ζe Ⅰ
=10.86Mpa ζe Ⅱ
=6.56Mpa ζe <[ζ-1]b故设计的主动轴有足够的强度,设计合理。
一级减速器毕业设计
1.根据轴径的尺寸选择键
2.键的强度校核
七 键联接的选择及校核计算
由参考资料[1]P211附表4-1中取
小齿轮与轴连接的键为:键14×90 GB1096-79
大齿轮与轴连高速轴(主动轴) 与V 带轮联接的键为:键14×70 GB1096-79
接的键为:键12×90 GB1096-79
轴与联轴器的键为:键12×70 GB1096-79
大齿轮与轴上的键 :键12×90 GB1096-79 b×h=14×9,L=90,则Ls=L-b=76mm Σp=4T/dhl
=21.38Mpa<[ζR=110Mpa] 因此剪切强度足够
另外三个键均按照以上校核,强度均符合要求。
XXVIII
Σp =21.38Mpa <[ζR=110Mpa] 因此剪切强度足够 另外三个键均按照以上校核,强度均符合要求
一级减速器毕业设计
八 轴承寿命的校核
设计时粗选角接触球轴承46208型与46211型
校核轴承的寿命
由设计要求使用年限10年,每年按300天计算,单班制工作,载荷平稳得大约总工作为时间T=10×300×8=21000h
1校核
46208轴
Lh=
承 å
16670Cr ⎛⎫1. 轴承的技
⎪ 术标准 n ⎝P ⎭
= 3
1667039200⎛⎫查手册,46208轴承所具有的径向基本额定动载荷× 2. 计算轴⎪109. 21060.03⎝⎭Cr=28800N 承的寿命
查参考资料【1】P221附表5-5
=7719989 对于角接触球轴承
h > 取ε=3
21000h Fr=1108.85N
即该轴承取Pr=Fr=1108.85N
符合设计
å要求 16670Cr ⎛⎫ Lh= ⎪
n ⎝P ⎭
2校核 3
16670⎛28800⎫ 46211轴 =× ⎪ 480⎝1108.85⎭ 承
=608490h>21000h 1. 轴承的
即该轴承符合设计要求 Cr=28800技术标准
N
查手册,46211轴承所具有的径向基本额定动载荷ε=3
Cr=39200N Fr=1108.
查参考资料【1】P221附表5-5 85N
对于角接触球轴承 Pr=Fr=11
取ε=3 08.85N 2. 计算轴
由6.1得,Fr=1060.03N 承的寿命
取Pr=Fr=1060.03N Lh
XXIX
一级减速器毕业设计
=608490hCr=39200N >21000h 该轴承符ε=3
合设计要Fr=1060.03N 求 Pr=Fr=1060.03N
Lh
九 减速器箱体、箱盖及附件的设计计算
减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5
油面指示器 选用游标尺M12 起吊装置
采用箱盖吊孔、箱座吊耳. 放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据选择适当型号:
高速轴轴承盖上的螺钉:GB5782~86 M8×25,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉:GB5782~86 M8×25,材料Q235 螺栓:GB5782~86 M10×80,材料Q235 箱体的主要尺寸: (1)箱座壁厚取ζ=10mm (2)箱盖壁厚ζ=10mm
(3)箱盖凸缘厚度b1=12 mm (4)箱座凸缘厚度b=12 mm
(5)地脚螺钉直径df =0.036a+12 = 0.036×260+12 =21.36(取22mm) (6)地脚螺钉数目n=4
(7)盖与座连接螺栓直径d2=10mm (8)连接螺栓d2的间距L=150-200 (10)轴承端盖螺钉直d3=8mm (11)检查孔盖螺钉d4=6mm
=7719989h >21000h 该轴承符合设计要求
一级减速器毕业设计
(12)凸台高度:根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准。 (13)外箱壁至轴承座端面的距离C1+C2+(5~10)
(14)齿轮顶圆与内箱壁间的距离:>9.6 mm取10mm (15)齿轮端面与内箱壁间的距离:取>10mm (16)箱盖,箱座肋厚:m1=10 mm,m2=10 mm (17)高速轴轴承端盖外径∶D= 144mm (18)低速轴轴承端盖外径:D=100mm
(19)轴承旁连接螺栓距离:尽可能靠近,以Md1和Md3互不干涉为准,一般取S =D2.
十 润滑与密封
1齿轮的润滑
采用浸油润滑,由于为单级圆柱齿轮减速器,速度ν
约为1个齿高,但不小于10mm ,所以浸油高度约为12mm 。 油池深度h 0=(0.35~0.7)×10-3P/S=57.25mm 故取油深度为h 0=60mm。 2润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。 3滚动轴承的润滑
考虑到滚动轴承采取与齿轮同种润滑油,故宜开设油沟、飞溅润滑 4密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
一级减速器毕业设计
十一 减速器装配图如下
一级减速器毕业设计
一级减速器毕业设计
致 谢
毕业设计是对我们知识运用能力的一次全面的考核,也是对我们进行科学研究基本功的训练,培养我们综合运用所学知识独立地分析问题和解决问题的能力,为以后撰写专业学术论文和工作为打下良好的基础。
本次设计能够顺利完成,首先要感谢我的母校—成都理工大学工程技术学院,是它为我们提供了学习知识的土壤,使我们在这里茁壮成长;其实要感谢自动化系的老师们,他们不公都会我们专业方面的知识,而且都会我们做人做事的道理;尤其要感谢在本次设计中给予我大力支持和帮助的老师,每有问题,老师总是耐心的解答,使我能够充满热情的投入到毕业设计中去;还要感谢我的同学们,他们热心的帮助,使我感到了来自兄弟姐妹的情谊;最后还要感谢相关资料的编著者,感谢您们给我们提供了一个良好的环境,使本次设计圆满完成。
一级减速器毕业设计
汤慧瑾 主编常新中 主编
参考文献
1990年 2007年
《机械零件课程设计》高等教育出版社 《机械设计》化学工业出版社