资源描述
第1章 总体构思减速器是电机和皮带机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。本次设计的减速器为二级圆柱齿轮减速器，速比为16，传递功率为3.8Kw。高速级齿轮为一对模数mn=2.5mm、螺旋角=1332的斜齿轮，低速级齿轮为一对模数m=4mm的直齿轮。电机与减速器的传动为三角带传动，选用A型三角带，带轮为4槽结构，带传动速比为1.54。电机为Y系列电机，功率4KW，同步转速1500rpm。本设计对减速器齿轮、轴等零件进行了强度校核，对轴承进行了寿命计算，均能满足设计要求。对箱体进行了设计，在满足使用要求的前提下，力求结构简单，易于加工，节约材料。 关键词：减速器；齿轮；电机；箱体；强度校核第2章 减速机齿轮的设计2.1减速机高速级齿轮的设计要求分析（1）使用条件分析传递功率：P1=3.8 KW；减速机输入轴转速：n1=960 rpm；电机与减速机传动方式：V形带传动；齿数比u=4；转矩：T=9.55106=9.55106=37802 Nmm圆周速度：估计v N，取zN1=1；由图23.2-19查zN2=1.05润滑油膜影响系数zLVR:v=2.714 m/s 选90#中极压工业齿轮油，50=90 mm2/s 由图23.2-20查zLVR =0.83工作硬化系数zW:因小齿轮齿面未硬化，取zW=1按接触强度计算的尺寸系数zX:由图23.2-23查zX =1则：SH1= SH2= =由式23.2-19知，SHmin=1，SH1，2 SHmin 故安全（4）校核齿根弯曲强度由表23.2-22，F=弯曲强度计算的载荷分布系数：KF=KH=1.49，KF=KH=1.5复合齿形系数YFS：由zv1=22.8，zv2=91.3图23.2-24查得，YFS1=4.3，YFS2=3.94弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数Y：按v=1.65，=1332 ，图23.2-28得，Y=0.64 则：F1=F2=F1计算安全系数SF：由表23.2-22 ， SF=寿命系数YN：对调质钢，由图23.2-30查得弯曲疲劳应力的循环基数N=3106因N1=1.728109 N N2=4.32108 N，取YN1=YN2=1相对齿根圆角敏感系数YrelT：图23.2-24，qs11.5，qs21.5由表23.2-30得，YrelT= YrelT=1相对齿根表面状况系数YRrelT：表23.2-45，齿面粗糙度Ra1=Ra2=1.6由式23.2-24得，YRrelT= YRrelT=1尺寸系数YX：图23.2-31，由mn=2.5得，YX=1则：SF1=SF2=由式23.2-20 ，SFmin=1.4 SF1，SF2均大于SFmin 故安全。（5）主要几何尺寸mn=2.5mm mt=2.5715mm z1=21 z2=84 =1332d1=z1mt=212.5715=54.002mmd2=z2mt=842.5715=216.006mmda1=d1+2ha=54.002+22.5=59.002mmda2=d2+2ha=216.006+22.5=221.006mma=(d1+d2)/2=135.004b2=aa=0.4135=54mmb1=60mm2.2减速机低速级传动齿轮的设计要求分析（1）使用条件分析传递功率：P1=3.8 KW；主动齿轮转速：n1=240 rpm；齿数比u=4；转矩：T=9.55106=9.55106=151208 Nmm=151.208 Nm圆周速度：估计v SHmin 故安全（4）校核齿根弯曲强度由表23.2-22，F=弯曲强度计算的载荷分布系数：KF=KH=1.53，KF=KH=1.2复合齿形系数YFS：由zv1=21，zv2=84，图23.2-24查得，YFS1=4.35，YFS2=3.94弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数Y：按v=1.66，=0 ，图23.2-28得，Y=0.72 则：F1=F2=F1计算安全系数SF：由表23.2-22 ， SF=寿命系数YN：对调质钢，由图23.2-30查得弯曲疲劳应力的循环基数N=3106因N1=4.32108 N N2=1.08108 N，取YN1=YN2=1相对齿根圆角敏感系数YrelT：图23.2-24，qs11.5，qs21.5由表23.2-30得，YrelT= YrelT=1相对齿根表面状况系数YRrelT：根据表23.2-45，齿面粗糙度Ra1=Ra2=1.6 由式23.2-24得，YRrelT= YRrelT=1尺寸系数YX：图23.2-31，由m=4得，YX=1则，SF1=SF2=由式23.2-20 ，SFmin=1.4 SF1，SF2均大于SFmin 故安全。（5）主要几何尺寸m=4mm z1=21 z2=84 d1=z1m=214=84mmd2=z2m=844=336mmda1=d1+2ha=84+24=92mmda2=d2+2ha=336+24=344mma=(d1+d2)/2=210 mmb2=aa=0.4210=84mmb1=90mm大齿轮的零件图见附图一。第3章 轴的设计3.1 按轴的扭矩初选轴径和联轴器轴的材料：45轴的转速：60rpm轴所传递的功率：3.8KW轴所传递的转矩：T=9.55106=9.55106=604833 Nmm=604.833 Nm轴上装有齿轮，轴端装有联轴器，需开键槽。由表26.1-1查，b=650 Mpa （抗拉强度）s=360 Mpa （屈服强度）-1=270 Mpa（弯曲疲劳极限）-1=155Mpa（扭转疲劳极限）E=2.15105MPa表26.3-1选公式初步估算轴径：dmin=A (由表26.3-2选A=118-107，取A=115)装联轴器、齿轮的轴开有键槽，轴径增加3-5%，取轴端直径为48mm。选联轴器，考虑动载荷及过载，取联轴器工作情况系数K=1.5。联轴器工作转矩：Tc=KT=1.5604.833=907250 Nmm=907.25 Nm根据工作要求选联轴器，由d=48mm,Tc选联轴器型号：HL4 柱销联轴器，允许最大转矩TP=1600Nm3.2轴的结构设计根据轴的受力，选取6000型滚动轴承，为便于轴承装配，取装轴承处直径d1=55mm，d2=60mm。初选6311型轴承，轴承规格为5512029，轴环宽为15mm。齿轮周向固定为平键，轴向固定为轴环和轴套，轴承的固定靠轴套、轴肩、轴承盖固定，联轴器靠轴肩固定。3.3 轴的受力分析轴的弯矩、扭矩图见附图二。轴传递的转矩：T1=9.55106=604833 Nmm=604 Nm齿轮所受的圆周力：Ft=齿轮所受的径向力：Fr=Ft (n=20)齿轮所受的轴向力：Fx=Fttan0=0联轴器由于制造、安装误差所产生的附加圆周力：F0=0.3求支反力：水平面内：MA=0，RBZ（a+b）-Fra=0RBZ=RZ=0，RAZ=Fr-RBZ，则RAZ=1309-444=865N在垂直面内：MA=0，RBY（a+b）-Fta=0 RBY=RAY=Ft-RBY=3595-1220=2375NF0作用在A、B点的支反力：MB=0，RA0（a+b）-F0c=0RA0=RB0=RA0+F0=1275+2684=3959N则，齿轮的作用力在水平面内的弯矩：MDZ=63Nm齿轮的作用力在垂直面内的弯矩：MDy=173Nm齿轮的作用力的合成弯矩：MD=F0作用的弯矩：MD0=281NmMD0的作用平面不定，但当其与上述合成弯矩共面时是最危险的，此时 ，MD= MD+ MD0=184+281=465 Nm轴所受的转矩为：T1=604 Nm3.4 轴的强度校核a 确定危险截面根据轴的结构尺寸及弯、扭矩图，截面B处弯矩较大，且有轴承配合引起的应力集中；E处也较大，直径较小，有圆角引起的应力集中；D处弯矩最大，且有齿轮配合与键槽引起的应力集中，属危险截面，故对D截面进行强度校核。b 安全系数校核计算减速机轴转动，弯矩引起的为对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。弯曲应力幅为：a= W抗弯断面系数，由表26.3-16，W=18.310-6m3由于是对称循环弯曲应力，平均应力m=0由式26.3-2，S=-145#钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，由表26.1-1，-1=270MPa K正应力有效应力集中系数，表26.3-5，K=1.5表面质量系数，表26.3-8，=0.92尺寸系数，表26.3-11 ，=0.81剪应力幅m=WP抗扭断面系数，表26.3-16，WP=39.510-6m3由式26.3-3，S-145#钢扭转疲劳极限，由表26.1-1，-1=155MPa K剪应力有效应力集中系数，表26.3-5，K=1.63（按键槽） K=1.89（按配合），取：K=1.89表面质量系数，表26.3-8，=0.92尺寸系数，表26.3-11 ，=0.81平均应力折算系数，表26.3-13，=0.21D面的安全系数：式26.3-1，S=由表26.3-4，S=1.3-1.5，SS，截面D是安全的。轴的零件图见附图三。第4章 电机的选择传递功率：P1=3.8 KW；减速机输入轴转速：n1=960 rpm；电机与减速机传动方式：V形带传动；减速机速比：i=16，两级传动，齿数比u=4；减速机输入轴转矩：T=9.55106=9.55106=37802 Nmm圆周速度：估计v 4m/s。属中速、中载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。由以上条件可选择电机：Y112M-4 4KW 1500rpm 380v。第5章 箱体的设计5.1结构和尺寸箱体是减速机中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件，保证传动零件的正确相对位置并承受载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱，具有润滑和密封内零件的作用。为保证具有足够的强度和刚度，箱体要有一定的壁厚，并在轴承孔处设置加强筋。加强肋做在箱体外的称为外肋，由于其铸造工艺性好，故应用较广泛。加强肋做在箱体内的称为内肋，内肋刚度大，不影响外形的美观，但它阻碍润滑油的流动而增加损耗，且铸造工艺也比较复杂，所以应用较少。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体大多做成剖分式，由箱座和箱盖组成，取轴的中心线所在平面为剖分面，箱座和箱盖采用普通螺栓连接，用圆锥销定位。在大型的立式圆柱齿轮减速箱中，为了便于制造和安装，也有采用两个剖分面的。对于小型的蜗杆减速箱，可用整体式箱体。整体式箱体结构紧凑，重量较轻，易于保证轴承与轴承孔的配合要求，但装拆和调整不如剖分式箱体方便。箱体的材料，毛坯种类与减速器的应用场合及生产数量有关。铸造箱体通常采用灰铸铁铸造。当需要承受振动和冲击载荷时，可用铸钢或高强度铸铁铸造。铸造箱体的刚性较好，外形美观，易于切削加工，能吸收振动和消除噪声，但重量较大，适合于成批生产。对于单件或小批生产的箱体，可采用钢板焊接而成。这种箱体箱壁薄，重量轻，材料省，生产周期短，但要求制造成本较高。此外，为了便于加工和检测，同一轴线轴承孔的直径通常都相等，且使同侧各轴承座的外端面处于同一平面。为了减少加工面积，箱体与其它零件、部件的接合处一般都做成凸台或沉头座。5.2箱体内壁线的确定本阶段的设计内容，主要是初绘减速器的俯视图和部分主视图。圆柱齿轮减速器先画出传动零件的中心线，然后画齿轮的轮廓。为了保证两齿轮的啮合宽度和降低安装精度的要求，通常小齿轮比大齿轮宽5-10mm。其他详细结构可暂时不画出。双级圆柱齿轮减速器可以从中间轴开始，中间轴上的两齿轮端面间距为8-15 mm。如中间轴上小齿轮也为轴齿轮，可将小齿轮在原本基础上再做宽8-15mm，作为大齿轮轴向定位的轴肩。按小齿轮端面距箱体内壁间的距离a2=(为底座壁厚，机械设计手册（3）表25.1-2查=0.025a+58，本例a=200mm，则=10mm)的要求，画出沿箱体长度方向的两条内壁线。沿箱体宽度方向，只能先画出距低速级大齿轮顶圆a1=1.2的内壁线。高速级小齿轮一侧内壁涉及箱体结构，暂不画出，留到画主视图时再画。双级圆柱齿轮减速器，按高速级小齿轮和中间轴小齿轮面与箱体内壁间的距离a2=的要求画出沿箱体长度方向的两条内壁线。同样，可画出低速级大齿轮具顶圆与箱体内壁的距离a1=1.2的一侧的内壁线。高速级小齿轮一侧暂不画出，留到画主视图时再画。输油沟的确定当轴承利用齿轮飞溅起来的润滑油润滑时，应在箱座连结凸缘上开输油沟。输油沟的结构见图。开输油沟时还应注意，不要与连接螺栓孔相干涉。5.2.3箱盖，箱座凸缘及连接螺栓的布置为了防止润滑油外漏，凸缘应有足够的宽度。另外，还应考虑安装连接螺栓时，要保证有足够的扳手活动空间。在布置凸缘连接螺栓时，应尽量均匀对称。为保证箱盖与箱座接合的紧密性，螺栓的间距不要过大，对中小型减速箱不大于100-200mm。布置螺栓时，与别的零件间也要留有足够的扳手活动空间。箱体结构设计还应考虑的几个问题a、足够的刚度箱体除有足够的强度外，还需有足够的刚度，若刚度不够，会使轴和轴承在外力作用下产生偏斜，引起传动零件啮合精度下降，使减速器不能正常工作。因此，在设计箱体时，除有足够的壁厚外，还需在轴承凸台上下做出刚性加强肋。b、良好的箱体结构工艺性箱体结构工艺性，主要包括铸造工艺性和机械加工工艺等。箱体的铸造工艺性：设计铸造箱体时，力求外形简单，壁厚均匀，过渡平缓。在采用砂模铸造时，箱体铸造圆角半径一般可取R=5-10mm。为使液态金属流动通畅，壁厚应大于最小壁厚（min=8mm），还应注意铸件应有1：10-1：20的拔模斜度。箱体的机械加工工艺性：为了提高劳动生产率和经济效益，应尽量减小机械加工面。箱体上任何一处加工表面与非加工表面要分开，不使它们在同一平面上。是采用凸出还是采用凹入结构，应视加工方法而定。轴承孔端面、窥视孔、通气器、吊环螺钉、油塞等处均应凸起3-8mm。支承螺栓头或螺母的支承面，一般多采用凹入结构，即沉头座。沉头座锪平时，深度不限，锪平为止。箱座底面也应铸出凹入部分，以减少加工面及保证减速器安装在基础上的稳定性。为保证加工精度，缩短工时，应尽量减少加工时工件和刀具的调整次数。因此，同一轴线上的轴承孔的直径，精度和表面粗糙度应尽量一致，以便一次镗成。各轴承座的外端面应在同一平面内。箱座与箱盖用螺栓联接后，打上定位销进行镗孔，镗孔时接合面处禁止放任何衬垫。5.2.5减速箱的附件a、检查孔 为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。检查孔设在箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。b、通气塞减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大。为使箱体内热胀的空气能自由排出，通常在箱体顶部装设通气塞。c、轴承盖为固定轴系部件的轴向位置，并承受轴向负荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。本次设计采用嵌入式轴承盖，减速器外观平整，宽度较小。d、定位销为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。本次设计采用2个8mm的圆锥定位销。e、油面指示器为检查减速器内油池油面的高度，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器。本次设计采用的是油标尺。f、放油螺塞换油时，排放油污和清洗剂，应在箱座底部、油池的最低位处开设放油孔，平时用螺塞将孔堵住。放油螺塞与箱座接合面应回防漏用的垫圈。g、启箱螺钉 这加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以密封胶，因而在拆卸时往往因胶接紧密而难于开盖。为此，常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工2个螺孔，旋入启箱用的螺钉。第6章键、轴承、带传动的选择与校核6.1键的选择与校核以低速轴为例，来选择、校核键。根据机械设计手册（4），选择平键，尺寸为1811，长度为70mm 。键的校核：由于平键连接用于传递扭矩，键的侧面受挤压，故根据键的受力情况，按挤压强度进行校核。由式 jy=T大齿轮传递的扭矩，T=602 Nmd与齿轮配合的轴径，d=60mml键的工作长度，l=70-18=52mmk键与轮毂的接触高度，k=h/2=11/2=5.5mm jy键联接的许用挤压应力，查表21.3-3，对于轻微冲击时，取 jy=100-120MPajy=满足强度要求。6.2轴承的选择与校核轴承的选择根据轴承的受力情况，减速机选择轴承型号为6000型。由轴的尺寸及轴承的受力，选择输入轴轴承为6307；中轴轴承为6308；输出轴轴承为6311。轴承寿命的计算本次只选择低速轴（三轴）进行计算：圆周力：Ft=3595N；轴向力：Fa=0；轴径：d=55mm；转速：n=60rpm；寿命：大于5000h；可靠性为90%。由表28.2-6，Cor=41.91KN=41910N Cr=55.06KN=55060N 极限转速：油润滑时，nlim=6700rpm计算轴承内部轴向力：轴承支反力：FrA= FrB= Fa=0，Pr=Fr由式28.3-4b，PrA=FrA=3802N，PrB=FrB=5257N轴承的寿命：由式28.3-12，Lh=6.3带传动的选择与校核设计功率：Pd=KAP=1.34=5.2Kw KA工况系数，表22.1-9，KA=1.3由图22.1-1，根据Pd，n，选A型三角带。带传动的传动比：i=小带轮基准直径：由表22.1-14，dd1=100mm大带轮直径：dd2=i dd1(1-)=1.56100(1-0.02)=153mm滑差率，=0.01-0.02 由表22.1-14，取标准直径dd2=160mm验算带速：v=带轮的圆周速度在5-25m/s范围内，合适。确定中心距：0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 0.7(100+160)a02(100+160) 182a0520 取a0=480mm确定A带基准长度：Ld0=2a0+ =2480+ =1370mm由表22.1-6，选Ld=1400 mm带轮的实际中心距：a= a0+小带轮包角：包角合适。单根三角带传递的功率：由表22.1-13c，根据A型带，d1=100mm，n1=1500rpm得： P1=1.32Kw；P1=0.15Kw三角带根数：Z= K小带轮包角修正系数，表22.1-10，K=0.99 Kl带长修正系数，表22.1-11，Kl=0.96取z=4。单根三角带的预紧力： F0=m三角带每米长质量，表22.1-12，m=0.1kg/m三角带作用在轴上的力：Fr=2F0zsin4、带轮的材料及结构材料：HT150；结构：带轮槽数为4槽A型带。由于带轮直径较小，采用腹板式结构，腹板上钻有4孔，带轮与轴用普通平键固定。结 论通过本次设计，我综合运用了所学的专业课程知识，理论联系实际，所学的专业知识得到了系统的复习和巩固,为以后的工作和进一步的学习打下了良好的基础。这次设计还培养了我的分析和解决实际问题的能力。通过对减速器的设计过程，我学到了以前所没有学到的东西，学会了解决工程技术问题的基本方法，独立工作能力增强，计算机和绘图的技能大大提高。这次设计使我受益非浅， 由于本人能力有限，还望各位老师多多批评指正。主要参考文献1)陈立德 机械制造技术 上海交大出版20002)范顺成 机械设计基础机械工业出版社 20013)郑文伟 机械原理 高等教育出版社 19974)汪恺 机械设计标准应用手册机械工业出版社 19975)张展 减速器设计选用手册上海科技出版社20016)任家卉机械设计课程设计北京航空航天大学出版社19997）大连理工大学机械制图第四版高等教育出版社19938） 王洪欣机械设计工程学（）中国矿业大学出版社20029） 张树森机械制造工程学东北大学出版社200110)J.Cecil.Computer-Aided Fixture Design-A Review and Future Trends(J).Virtual Enterprise Engineering Lab(VEEL),Industrial Engineering Department,New Mexico State University,Las Cruves,USA
展开阅读全文