齿轮低速轴论文18431.doc

毕业设计摘 要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。 本次毕业设计中的减速机是根据用户的选择而设计的非标准减速器。机器常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。合理的传动方案不仅应满足工作机的性能要求，而且还要工作可靠、结构简单紧凑加工方便、成本低、传动效率高以及使用和维护方便。关键词：传动装置，齿轮，低速轴目 录绪 论1一、传动方案拟定2二、电动机的选择2三、计算总传动比及分配各级的传动比3四、运动参数及动力参数计算3五、传动零件的设计计算4六、轴的设计计算7七、滚动轴承的选择及校核计算11八、键联接的选择及计算13九、箱体结构的设计14十、减速器的润滑与密封15结 论16参考文献17致 谢18iii曲阜远东职业技术学院毕业论文绪 论由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。圆柱齿轮传动减速器yk系列圆锥-圆柱齿轮传动减速器适用的工作条件：环境温度为-4040度；输入轴转速不得大于1500r/min,齿轮啮合线速度不大于25m/s，电机启动转矩为减速器额定转矩的两倍。yk系列的特点：采用一级圆弧锥齿轮和一、二、三级圆柱齿轮组合，把锥齿轮作为高速级（四级减速器时作为第二级），以减小锥齿轮的尺寸；齿轮均采用优质合金钢渗碳淬火、精加工而成，圆柱齿轮精度达到gb/t10095中的6级，圆锥齿轮精度达到gb/t11365中的7级； 减速器的选用原则：（1）按机械强度确定减速器的规格。减速器的额定功率p1n 是按载荷平稳、每天工作小于等于10h、每小时启动5次、允许启动转矩为工作转矩的两倍、单向运转、单对齿轮的接触强度安全系数为1、失效概率小于等于1%等条件算确定.当载荷性质不同，每天工作小时数不同时，应根据工作机载荷分类按各种系数进行修正.减速器双向运转时，需视情况将p1n乘上0.71.0的系数，当反向载荷大、换向频繁、选用的可靠度kr较低时取小值，反之取大值。功率按下式计算：p2m=p2*ka*ks*kr ，其中p2 为工作功率； ka 为使用系数； ks 为启动系数； kr 为可靠系数。（2）热功率效核.减速器的许用热功率pg适用于环境温度20，每小时100%连续运转和功率利用律（指p2/p1n100%）为100%的情况，不符合上述情况时，应进行修正。（3）校核轴伸部位承受的径向载荷。2结构设计2.1v带传动带传动设计时，应检查带轮的尺寸与其相关零部件尺寸是否协调。例如对于安装在减速器或电动机轴上的带轮外径应与减速器、电动机中心高相协调，避免与机座或其它零、部件发生碰撞。减速器内部的传动零件减速器外部传动件设计完成后，可进行减速器内部传动零件的设计计算。1）齿轮材料的选择应与齿坯尺寸及齿坯的制造方法协调。如齿坯直径较大需用铸造毛坯时，应选铸刚或铸铁材料。各级大、小齿轮应该可能减少材料品种。2）传动件的尺寸和参数取值要正确、合理。齿轮和蜗轮的模数必须符合标准。根据设计计算结果，将传动零件的有关数据和尺寸整理列表，并画出其结构简图，以备在装配图设计和轴、轴承、键联结等校核计算时应用。联轴器的选择减速器的类型应该根据工作要求选定。联接电动机轴与减速器，由于轴的转速高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器、弹性柱销联轴器。减速器低速轴（输出轴）与工作机轴联接用的连周期，由于轴的转速较低，传递的转距较大，又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此常选用刚性可以移动联轴器，例如滚子链联轴器、齿式联轴器。联轴器型号按计算转距进行选择。所选定的联轴器，起轴孔直径的范围应与被联接两轴的直径相适应。应注意减速器高速轴外伸段轴径与电动机的轴径不得相差很大，否则难以选择合适的联轴器。 18一 传动方案拟定图 1-1 齿轮减速器示意图1、工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。2、原始数据：滚筒圆周力f=1000n；带速v=2.0m/s；滚筒直径d=500mm；滚筒长度l=500mm。二 电动机选择1、电动机类型的选择： y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9820.970.990.96=0.85(2)电机所需的工作功率：p工作=fv/1000总=10002/10000.85=1.7kw3、确定电动机转速计算滚筒工作转速：n筒=601000v/d=6010002/500=19.11r/min按手册p7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia=36。取v带传动比i1=24，则总传动比理时范围为ia=2490，故电动机转速的可选范围为nd=ian筒=（2490）84.93=2037.396878.9r/min根据容量和转速，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=4075r/min。计算滚筒工作转速： n筒=601000v/d=6010002/500=19.11r/min4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为y112m-2。其主要性能：额定功率：4kw，满载转速2890r/min，额定转矩2.3。质量34kg。三 计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=2890/76.4=37,832、分配各级伟动比根据指导书p7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=36合理）i总 =i齿轮i带i带=i总/i齿轮=37.83/6=6.035四 运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）ni=n电机=960r/minnii=ni/i带=960/2.095=458.2(r/min)niii=nii/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)2、 计算各轴的功率（kw）pi=p工作=2.4kwpii=pi带=2.40.96=2.304kwpiii=pii轴承齿轮=2.3040.980.96=2.168kw3、计算各轴扭矩（nmm）ti=9.55106pi/ni=9.551063.58/2890=11830nmmtii=9.55106pii/nii=9.551063.437/478.9=68539nmmtiii=9.55106piii/niii=9.551063.23/79.8=386547nmm五 传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通v带截型由课本p83表5-9得：ka=1.3pc=kap=1.33.58=4.6kw由课本p97图8.10得：选用a型v带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由机械设计基础p104页8.13，推荐的小带轮基准直径为5075mm，则取dd1=75mmdmin=50dd2=n1/n2dd1=2890/478.950=301.7mm取dd2=300mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=407550/300=679.2r/min转速误差为：n2-n2/n2=679.2-481.7/478.9=197.50.05(不允许)带速v：v=dd1n1/601000=504075/601000=10.65m/s在525m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩根据课本p84式（5-14）得0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)7(50+300)a02(50+300)所以有：245mma0700mm a0=1.5（dd1+dd2）=525由课本得：l0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2525+1.57(50+300)+(300-50)2/4525=1629mm根据课本p71表（5-2）取ld=1600mm根据课本p84式（5-16）得：aa0+ld-l0/2=525+1600-1629/2 =510.5mm（4）验算小带轮包角1=1800-dd2-dd1/a57.30=1800-300-50/510.557.30=1800-28.10=151.901200（适用）（5）确定带的根数根据机械设计基础p100表（8-3）p1=0.26kw根据机械设计基础p102表（8-4）p1=0.34kw根据机械设计基础p102表（8-5）k=0.93根据机械设计基础p103表（8-6）kl=0.99由课本p103式（8-18）得z=pc/p=pc/(p1+p1)kkl=4.654/(0.26+0.34) 0.930.99=8.424（6）计算轴上压力由课本p106表8-24查得q=0.1kg/m，由式（8-24）单根v带的初拉力：f0=500pc/zv（2.5/k-1）+qv2=5004.654/87.56(2.5/0.93-1)+0.17.562n=310n则作用在轴承的压力fq，由课本p87式（5-19）fq=2zf0sin1/2=28310sin176.1/2=4957n2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为240260hbs。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220hbs；根据课本p139表6-12选7级精度。齿面精糙度ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=6取小齿轮齿数z1=20。则大齿轮齿数：z2=iz1=620=120实际传动比i0=120/2=60传动比误差：i-i0/i=6-6/6=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=6由课本p138表6-10取d=0.9(3)转矩t1t1=9.55106p/n1=9.551063.58/458.2=12722.3nmm(4)载荷系数k由课本p153表10.11取k=1(5)许用接触应力hh= hlimznt/sh由课本10.34查得：hlimz1=570mpa hlimz2=350mpa由课本p133式6-52计算应力循环次数nlnl1=60n1rth=60458.21(163658)=1.28109nl2=nl1/i=1.28109/6=2.14108由课本p135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：znt1=0.92 znt2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数sh=1.0h1=hlim1znt1/sh=5700.92/1.0mpa=524.4mpah2=hlim2znt2/sh=3500.98/1.0mpa=343mpa故得：d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3=76.43150021.8(6+1)/0.9634321/3mm=48.97mm模数：m=d1/z1=48.97/20=2.45mm根据课本p107表6-1取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本p157（10.19）式f=(2kt1/bm2z1)yfaysah确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mz1=2.520mm=50mmd2=mz2=2.5120mm=300mm齿宽：b=dd1=0.950mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数yfa和应力修正系数ysa根据齿数z1=20,z2=120由表6-9相得yfa1=2.80 ysa1=1.56yfa2=2.14 ysa2=1.88(8)许用弯曲应力f根据课本p136（6-53）式：f= flim ystynt/sf由课本图6-35c查得：flim1=290mpa flim2 =210mpa由图6-36查得：ynt1=0.88 ynt2=0.9试验齿轮的应力修正系数yst=2按一般可靠度选取安全系数sf=1.25计算两轮的许用弯曲应力f1=flim1 ystynt1/sf=29020.88/1.25mpa=408.32mpaf2=flim2 ystynt2/sf =21020.9/1.25mpa=302.4mpa将求得的各参数代入式（6-49）得：f1=(2kt1/bm2z1)yfa1ysa1=(2112722.3/452.5220) 2.801.56mpa=19.8mpa f1f2=(2kt1/bm2z2)yfa1ysa1=(2112722.3/452.52120) 2.801.56mpa=3.3mpa f2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(z1+z2)=2.5/2(20+120)=175mm(10)计算齿轮的圆周速度vv=d1n1/601000=3.14502980/601000=7.8m/s由表10.18可知选用7级精度合适。六 轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255hbs根据课本p217（13.4）式，并查表10-2，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=19.7(1+5%)mm=20.69选d=22mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm 长度取l1=50mmh=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故ii段长：l2=（2+20+16+55）=93mmiii段直径d3=35mm，l3=l1-l=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=41mm长度与右面的套筒相同，即l4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+32）=36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径d5=30mm. 长度l5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=100mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知t2=12722.3nmm求圆周力：ft根据课本p127（6-34）式得ft=2t2/d2=212722.3/50=508.892n求径向力fr根据课本p52（10.9）式得fr=fttan=1000.436tan200=185.2n 因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：fay=fby=fr/2=92.6nfaz=fbz=ft/2=254.4n由两边对称，知截面c的弯矩也对称。截面c在垂直面弯矩为mc1=fayl/2=92.60.05=4.63nm(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面c在水平面上弯矩为：mc2=fazl/2=254.40.05=12.72nm(4)绘制合弯矩图（如图d）mc=(mc12+mc22)1/2=(4.632+12.722)1/2=13.5nm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：t=9.55（p2/n2）106=68nm(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面c处的当量弯矩：mec=mc2+(t)21/2=13.52+(168)21/2=69.33nm(7)校核危险截面c的强度由式（6-3）得：e=mec/0.1d33=69.33/0.1413=10.1mpa -1b=60mpa该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255hbs）根据课本p235页式（10-2），表（10-2）取c=115dc(p3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=39.48mm取d=40mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度初选7207c型角接球轴承，其内径为40mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知t3=386.5nm求圆周力ft：根据课本p221（6-34）式得ft=2t3/d2=2386.5103/300=2576.7n求径向力fr根据课本p221（6-35）式得fr=fttan=2576.70.36379=937.8n两轴承对称la=lb=49mm(1)求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=937.8/2=468.9nfaz=fbz=ft/2=2576.7/2=1288.35n(2)由两边对称，书籍截c的弯矩也对称截面c在垂直面弯矩为：mc1=fayl/2=468.949/2=11.5nm(3)截面c在水平面弯矩为mc2=fazl/2=903.3549=44.26nm(4)计算合成弯矩mc=（mc12+mc22）1/2=（11.52+31.62）1/2=33.6nm(5)计算当量弯矩：根据课本p235得=1mec=mc2+(t)21/2=33.62+(1386.5)21/2=400.64nm(6)校核危险截面c的强度由式（10-3）e=mec/（0.1d）=400.64/(0.1453)=1.36mpa-1b=60mpa此轴强度足够七 滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：243655=43800小时1、计算输入轴承（1）已知n=478.9r/min两轴承径向反力：fr1=fr2=127.2n初先两轴承为角接触球轴承7206ac型根据课本p265（11-12）得轴承内部轴向力fs=0.63fr 则fs1=fs2=0.63fr1=80.136n(2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端fa1=fs1=80.1n fa2=fs2=80.1n(3)求系数x、yfa1/fr1=315.1n/500.2n=0.63fa2/fr2=315.1n/500.2n=0.63根据课本p239表（14-4）得e=0.68fa1/fr1e x1=1 fa2/fr248720h预期寿命足够2、计算输出轴承(1) 已知n=2874.3r/minfa=0 fr=faz=1288.35n试选7207ac型角接触球轴承根据课本p241表（14.6）得fs=0.068fr,则fs1=fs2=0.63fr=0.68288.35=876.1n(2)计算轴向载荷fa1、fa2fs1+fa=fs2 fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：fa1=fa2=fs1=876.1n(3)求系数x、yfa1/fr1=876.1/1288.35=0.68fa2/fr2=876.1/1288.35=0.68根据课本p239表（14-4）得：e=0.68fa1/fr1e x1=1y1=0fa2/fr243800h此轴承合格八 键联接的选择及校核计算1、轴径d1=22mm,l1=50mm查手册得，选用c型平键，得：键a 87 gb1096-79 l=l1-b=50-8=42mm，t2=48nm h=7mm根据课本p243（10-5）式得p=4t2/dhl=448000/22742=29.68mpar(110mpa) 2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d3=40mm l3=48mm t=271nm查手册p51 选a型平键：键128 gb1096-79，l=l3-b=48-12=36mm h=8mmp=4t/dhl=4271000/35838=101.87mpap(110mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm l2=50mm t=61.5nm查手册p51 选用a型平键：键1610 gb1096-79，l=l2-b=50-16=34mm h=10mm据课本p243式（10-5）得p=4t/dhl=46100/511034=60.3mpap九、箱体结构的设计由表15-1可查得下表 其中a=243mm名称代号尺寸机座壁厚0.025a+18 取=8mm机盖壁厚10.02a+18 取1=8mm机座凸缘厚bb=1.5=12mm机盖凸缘厚b1b1=12mm机座底凸缘b2b2=20mm地角螺栓直径dfdf=22mm地角螺栓数目nn=4轴承旁螺栓直径d1d1=16mm机盖与机座连接螺栓直径d2d2=12mm连接螺栓d2的间距ll取175mm轴承盖螺栓直径d3d3=10mm窥视孔盖螺栓直径d4d4=8mm定位销直径dd=9mm螺栓至机壁距离c1c128mm螺栓至凸缘外缘距离c2c220mm轴承旁凸台半径r1r1=c2外壁至轴承端面的距离l1l1=c1+c2+(15)mm大齿轮齿顶圆与箱内壁间的距离11=9.6mm齿轮端面与内机壁间的距离22=10mm机盖筋厚m1m1=6.8mm机座筋厚mm=6.8mm轴承端盖凸缘厚度tt=12mm十 减速器的润滑与密封10.1减速器的润滑10.1.1齿轮的润滑根据齿轮的圆周速度1.2246 选择浸油润滑，浸油深度100mm，润滑油粘度为320。10.1.2轴承的润滑滚动轴承根据轴径选择脂润滑，润滑脂的类型为钠基2号。10.2减速器的密封10.2.1轴伸出处密封轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱外隔绝防止润滑油（脂）漏出和箱外杂质，水基灰尘等侵入轴承室避免轴承急剧磨损和腐蚀，采用垫圈密封方式。10.2.2轴承室内侧密封采用挡油环密封方式，其作用是防止过多的油，杂质以及啮合处的热油冲入轴承室。10.2.3箱盖与箱座接合面的密封采用密封条密封方法，挡油环与毡圈示意图如下：挡油环与毡圈示意图结 论每一个毕业设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！坚持就是胜利。经过几个月的课程设计结束了，在这次实践的过程中学到了一些除技能以外的其他东西,领略到了别人在处理专业技能问题时显示出的优秀品质,更深切的体会到人与人之间的那种相互协调合作的机制,最重要的还是自己对一些问题的看法产生了良性的变化. 在社会这样一个大群体里面,沟通自然是为人处世的基本,如何协调彼此的关系值得我们去深思和体会.在实习设计当中依靠与被依靠对我的触及很大,有些人很有责任感,把这样一种事情当成是自己的重要任务,并为之付出了很大的努力,不断的思考自己所遇到的问题.