工艺夹具毕业设计94襄樊职业技术学院减速器输入轴的设计

襄樊职业技术学院（毕业）论文 减速器 输入 轴的设计 专 业： 模具设计与制造 学 生： 何伟 指导教师： 范兴平 教学单位： 襄樊职业技术学院 学 号： 052310345 毕 业 届： 2008 届 2008 年 6 月 8 日 襄樊职业技术学院 （毕业）论文 1 1 郑重声明 本设计（论文）系本人在 范兴平 老 师指导下独立完成的设计（论文）， 本人拥有自主知识产权，没有抄袭、剽窃他人成果，由此造成的知识产权纠纷由本人负责。 学生： 何伟 2008年 6 月 8 日 襄樊职业技术学院 （毕业）论文 2 2 襄樊职业技术学院 机械电子信息工程学院 毕 业 设 计（论 文 ）课 题 任 务 书 机械电子信息工程学院 模具 专业 0503 班 学生： 何伟 一、 毕业设计 (论文 )课题 减速器 输入 轴的设计 二、 毕业设计 (论文 )工作自 2008年 05月 01日起至 2008年 06月 01日止 三、 毕业设计 (论文 )进行地点 ： 襄樊职业技术学院 四、 毕业设计 (论文 )的课题 要求： XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX（ 课题要求由指导教师完成 ） 五、 教师 指定的主要参考文献 1. XXX著 . XXXXX. XXXX出版社 ,XX:XXX XXXX 序号 作者 署名 出版社 年份 起止页 2. 3. 4. 指导教师： 范兴平： 襄樊职业技术学院 （毕业）论文 3 3 目 录 目 录 . 4 摘要 . 4 关键词 . 4 1 轴的材料的选择 . 4 2.轴的初步计算 . 4 2 1初步确定输入轴的最小直径： . 5 3.轴的结构设计 . 5 3 1根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度 . 6 3 2轴上零件的周向定位 . 6 3 3确定轴上圆角和倒角尺寸 . 6 3 4求轴上的载荷 . 7 3 5扭矩合成应力校核轴的强度 . 8 3 6精确校核轴的疲劳强度 . 8 致谢 . 11 参考文献 . 12 襄樊职业技术学院 （毕业）论文 4 4 减速器 输入 轴的设计 学生：何伟 指导教师 ：范兴平 机械电子信息工程学院 摘要 ： 国内减速器现状 ?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低的问题。另外，材料品质和工艺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。国内使用的大型减速器（ 500kw 以上），多从国外（如丹麦、德国等）进口，花去不少的外汇。 60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点 ?。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于 40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破 因此， 没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。 90 年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率 /体积（或重量）比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成功的 内平动齿轮减速器 不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率 /重量（或体积）比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上 的优点，处于国内领先地位 当今发展国民经济的一个 重要保障就是机械制造工业的飞速发展。随着时间的发展，机械设计水平的高低已成为衡量一个国家科学技术、经济水平以及国防力量 的重要标志之一。所以进行零件机械加工工艺规程及夹具的设计有着重要的意义。 关键词 ： 输入轴 轴的结构图 1 输入轴的设计与计算 1.轴的材料的选择 轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳度 ，故采用碳钢制造尤为广泛。 材料选择： 45#钢，采用热处理（调质）和表面未强化处理，由机械手册查得， 45 号钢采用调质处理硬度为 217255HB。 2.轴的初步计算 1 初步确定输入轴的受力计算： 已知：输入轴上的输入功率 襄樊职业技术学院 （毕业）论文 5 5 P=14.85KW； 转速1 2 9 3 0 / m innr； 转矩1 47750T N m m； 前面已经算出轴上齿轮分度圆直径 : 80d mm1， 264d mm1； 求作用在蜗杆 上 的力 12 2 4 7 7 5 0 119480tTF T Nd 1a2 1； 122 2 9 4 4 2 9 0 4540264atTF F Nd 22； 1 4 5 4 0 2 0 1 6 5 2rF F t g N r2圆周力tF，径向力rF，轴向力aF的方向 如图 4 2所示。 2 初步确定输入轴的最小直径： 131PdAn o； 式中： A 查表 15-3，初步选定为 120，代入上式可得： 3m i n 1 4 . 8 51 2 0 2 0 . 4 52930d m m ； 轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d1-2直径与联轴器的孔径，以及电动机的输出轴相适应，故需先确定联轴器的型号。 联轴器的计算转矩：ca AT K T； 由于提升机的工作效率不大，工作转矩变化小，原动机为电动机。查表 14-1，考虑到转矩变化很小，故选 3.1AK ； 则：ca AT K T=1 . 3 4 7 7 5 0 6 2 0 7 5 N m m 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用 HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000Nm 。半联轴器的孔径1d=24mm，故取12d=24mm；半联轴器长度32mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度1 27L mm。 3.轴的结构设计 襄樊职业技术学院 （毕业）论文 6 6 图 4 1 输 入轴的结构 （ 1） 根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度 1、为使 1 2轴段满足半联轴器的配合要求，需制出一轴肩，取 1 2段直径23 30d mm 。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=34mm。又因为所选联轴器与轴配合的轴孔长度L=27mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在端面上，故 1 2轴段的长度 l1 略短一些，取 l1 =25mm。 2、初步选择滚动轴承 因所选用的齿轮为斜齿轮，则轴承同时承受有径向和轴向力的作用，鼓选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d23=30mm，查手册，初步选取 0 基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承 31307，其尺寸为 3 5 8 0 2 2 . 7 5d D T m m m m m m ,故3 4 1 1 1 2 35d d m m。 3、两端都采用套筒定位，所以1 1 1 2 3 4 2 2 . 7 5 1 6 3 8 . 7 5l l T l m m 套 筒，在 4处设计成轴环， h0.07d,所以取 h=3.5mm,因为 b 1.4h,所以取 b=10mm，即67 10l mm 。 4、轴承端盖的总宽度 20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l=30mm，故取23 50l mm 。 5、取蜗轮距箱体内壁之距离 a=16mm，因为上面已经算了蜗轮的分度圆的直径1 6 0 .8fd mm，即67 6 0 .8d mm ， 所 以 6 的 左 面 的 轴 肩 h 取值为 5mm ，891 . 4 , 1 0b d l m m 6-7取 b=10mm, 即 l， 而直径5 6 9 1 0 6 7 5 2 6 0 . 8 1 0 5 0 . 8d d d m m 。 襄樊职业技术学院 （毕业）论文 7 7 又已知1 7 89 6 , 9 6ad m m d m m即， 因为2 0.5X ，12( 0 . 0 6 ) 8 ( 8 0 . 0 6 3 1 ) 8 8 8 . 9 6b m Z m m ， 取1 90b mm，而22 1 . 5 2 4 8 1 . 5 8 2 6 0ead d m m m ，取蜗轮与箱壁的距离为 16mm, 所以219 1 0 5 6 2 6 0 9 61 6 1 6 9 82 2 2 2eaddl l m m 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 （ 2） 轴上零件的周向定位 根据轴 1 2处的直径12 24d mm ，查手册得 键的型号为 8 7 2 0b h L m m m m m m ，滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6， 半联轴器与轴的配合为 H7/k6。 （ 3） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取左轴端倒角为 1 45，右轴端倒角 1.3 45， 2、 3处倒圆 r=1.0mm， 6、 7、 8、9 处 r=2.0mm,其它处倒圆 r=1.3mm。 （ 4） 求轴上的载荷 根据轴的结构图 4 1，作出轴的计算简图 4 2，在确定轴承的支点位置时，应根据手册查取 a值。对于 32217型的滚动轴承，由手册查得 a=17mm。 又滚动轴承如图 5-1正装 ，则作为简支梁的轴承跨距 L=23 1 8 1 . 7 5 1 8 1 . 7 5 3 6 3 . 5L L m m 。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 4 2。 襄樊职业技术学院 （毕业）论文 8 8 NV1 =F a NV1图 4 2 轴 的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 从轴的机构图以及扭矩图中可以看出， C截面是轴的危险截面。 1、 求轴承的支反力NHF和NVF12 5972 tN H N H FF F N 31232223801 6 5 2 1 8 1 . 7 5 4 5 4 0/22 11583 6 3 . 5801 6 5 2 1 8 1 . 7 5 4 5 4 0/22 4943 6 3 . 5raNVraNVF L F DFNLLF L F DLL 2、截面 C上的 HM 、VM、 M 12 5 9 7 1 8 1 . 7 5 1 0 8 5 0 4 . 7 5H N HM F L N m m 襄樊职业技术学院 （毕业）论文 9 9 1 1 22 2 31 1 5 8 1 8 1 . 7 5 2 1 0 4 6 6 . 54 9 4 1 8 1 . 7 5 8 9 7 8 4 . 5V N VV N VM F L N m mM F L N m m 则：总弯矩 M 为： 2 2 2 211 1 0 8 5 0 4 . 7 5 2 1 0 4 6 6 . 5 2 3 6 7 8 9 . 8 4HVM M M N m m 2 2 2 222 1 0 8 5 0 4 . 7 5 8 9 7 8 4 . 5 1 4 0 8 3 5 . 1 4HVM M M N m m 47750T N m m； （ 5） 扭矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受 最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上所算得的数据，并取a =0.6，轴的计算应力为： 22221132 3 6 7 8 9 . 8 4 0 . 6 4 7 7 5 0 2 . 6 80 . 1 9 6caM a T M P a M P aW 1 前已选定轴的材料为 45钢，由表 15-1查得 1 =60MPa ，故轴工作安全。 （ 6） 精确校核轴的疲劳强度 1 判断危险截面： 此蜗杆 3 12 是关于中心线对称的。面 1、 2、 3、 4 只受扭矩的作用， 虽 然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕来确定的，所以以上截面无需在校核。 从应力集中对疲劳强度的影响来看，截面 6、 7、 8、处应力集中严重。从受载的情况来看，截面 C上的应力最大。其中截面 5、 6、 7、 8、 9、 10、 11，截面 8、 9、 10、 11 不受扭矩作用，故不必作强度校核。截面 C虽然应力最大，但不集中，故也不用校核。 6和 7比较， 7处的直径比 6处的直径要大，因而该轴只需校核截面 6，因为右侧半径比左侧半径大，那么校核截面 6 左侧就可。 2 对 危险截面 6左侧 校核： 抗弯截面系数： 3 3 30 . 1 0 . 1 5 0 . 8 1 3 1 1 0W d m m ； 抗扭截面系数： 3 3 30 . 2 0 . 2 5 0 . 8 2 6 2 2 0TW d m m ； 截面左侧的弯矩 M为： 2 3 6 7 8 9 .8 4M 1 8 1 . 7 5 4 5 1 7 8 1 6 2 . 3 71 8 1 . 7 5 N m m N m m ; 截面上的弯曲应力： 1 7 8 1 6 2 . 3 7 1 3 . 5 913110b M M P aW ； 截面上的扭转切应力：1 47750 1 . 826220TTT M P aW ； 轴的材料为 45钢，调质处理。由表 15-1查得 MPaB 640 ， MPa2751 ， MPa1551 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a及ta按附表 3-2查取。 襄樊职业技术学院 （毕业）论文 10 10 因为 2 0 .0 3 95 0 .8rd ； 6 0 .8 1 .2 05 0 .8Dd ，经插值后可查得： 2.00a ； 1.68ta 又由附图 3-1可得轴的材料的敏感系数为： 0.82q ； 0.87q ； 有效集中系数： 1 1 1 0 . 8 2 2 1 1 . 8 2k q a ； 1 1 1 0 . 8 7 1 . 6 8 1 1 . 5 9k q a ； 由附图 3-2得尺寸系数 0.63 ； 由附图 3-3得扭转尺寸系数： 0.78 ； 轴按磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数 92.0 ； 轴未经表面强化，即 ,1q则得综合系数值为： 1 1 . 8 2 11 1 2 . 9 80 . 6 3 0 . 9 2kK ； 1 1 . 5 9 11 1 2 . 1 30 . 7 8 0 . 9 2kK ； 碳钢的特性系数： 2.01.0 ，取 1.0 ； 1.005.0 ，取 05.0 ； 计算安