完整版机电一体化毕业设计140164Word下载.docx

完整版机电一体化毕业设计140164Word下载.docx

《完整版机电一体化毕业设计140164Word下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《完整版机电一体化毕业设计140164Word下载.docx（23页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

6.2.低速级圆柱齿轮传动的设计计算15

7、轴的设计18

7.1.高速轴的设计18

7.2.中间轴的设计20

7.3.低速轴的设计21

8、滚动轴承的选择25

9、键的选择25

10、联轴器的选择26

11、齿轮的润滑26

12、滚动轴承的润滑26

13、润滑油的选择26

14、密封方法的选取27

结论28

致谢29

参考文献30

前言

计算过程及说明国外减速器现状，齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。

当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，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。

最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Jan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。

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。

因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。

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。

目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。

在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。

1、确定传动方案

1.1根据工作要求，可拟定几种传动方案如图所示。

（a）图所示为电动机直接与两级圆柱齿轮减速器相联结，圆柱齿轮易于加工，但减速器的传动比和结构尺寸较大。

（b）图所示为第一级用带传动，后接两级圆柱齿轮减速器。

带传动能缓冲、吸振，过载时起安全保护作用，但结构上宽度和长度尺寸较大，且带传动不宜在恶劣环境下工作。

（c）图所示为两级圆柱齿轮减速器后接一级链传动，链传动结构较紧凑，可在恶劣环境下工作，但振动噪声较大。

综合考虑本设计要求，工作环境一般，有轻微冲击，可选择方案（b）

2、电动机的选择

2.1.电动机类型的选择

按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。

2.2．电动机功率的选择

Pd=Fv（1000η）

η—电动机的至工作机的总效率。

η=η1η23η32η4η5η6

η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带的传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、齿轮传动联轴器、卷筒轴的轴承、卷筒的效率。

则η=0.96×

0.993×

0.972×

0.97×

0.98×

0.96=0.82

Pd=Fv（1000η）=2300×

1.51000×

0.82=4.2kw

2.3．确定电动机的转速

卷筒轴的工作转速为nW=60×

1000×

VΠD

=60×

1.5400×

π

=71.66rmin

取V带传动比i1=2~4。

齿轮传动比i2=8~40。

则总传动比为i总=16~160故电动机转速的可选范围

nd=i总×

nW

=﹙16~160﹚×

71.66rmin

=﹙1147~11470﹚rmin

符合这一范围的同步转速有1500rmin，再根据计算出的容量，由表2-1得Y132S—4符合条件

表2-1

型号

额定功率

同步转速

满载转速

Y112M—4

4kw

1500rmin

1440rmin

Y132S—4

5.5kw

1500rmin

1440rmin

3、计算总传动比及分配各级的传动比

3.1.总传动比

i总=n电动nW=144071.66=20.09

3.2．分配各级传动比

i1为V带传动的传动比i1的范围（2~4）i1=2.5

i2为减速器高速级传动比

i3为低速级传动比

i4为联轴器连接的两轴间的传动比i4=1

i总=i1i2i3i4

i2i3=20.092.5=8.03

i2=（1.3i2i3）12=3.2

i3=2.5

4、计算传动装置的传动和动力参数

4.1.电动机轴的计算

n0=nm=1440rmin

P0=Pd=4.2kw

T0＝9550×

P0n0

＝9550×

4.21440

=27.85N.m

4.2.Ⅰ轴的计算（减速器高速轴）

n1=n0i1

=14402.5

=576rmin

P1=P0×

η1

＝4.2×

0.96

＝4.03kw

T1＝9550×

P1n1带

4.03576

＝66.8N.m

4.3.Ⅱ轴的计算（减速器中间轴）

n2=n1i2

=5763.2

=180rmin

P2=P1×

η22×

η3

=4.03×

0.992×

0.97

=3.83kw

T2＝9550×

P2n2

3.83180

＝203.20N.m

4.4.Ⅲ轴的计算（减速器低速轴）

n3=n2i3

=1802.5

＝72rmin

P3＝P2×

η2×

η3×

η4

＝3.83×

0.99×

＝3.56kw

T3＝9550×

P3n3

3.5672

＝472.19N.m

4.5.Ⅳ轴的计算（卷筒轴）

n4=n3＝72rmin

P4＝P3×

η5×

η6

＝3.56×

0.96＝3.35kw

T4＝9550×

P4n4

3.3572

＝444.34N.m

表4-1

轴号

功率P（Kw）

转速n（rmin）

转矩T（N.m）

I

4.03

576

66.8

II

3.83

180

203.20

III

3.56

72

472.19

IV

3.35

444.34

5、传动零件V带的设计计算

5.1.确定计算功率

表5-1工作情况系数KA

载荷性质

工作机举例

原动机

空载，轻载启动

重载启动

一天工作时间h

＜10

10～16

＞16

载荷平稳

液体搅拌机，通风机和鼓风机（≤7.5kW），轻型运输机，离心水泵，压缩机

1.0

1.1

1.2

1.3

载荷变动小

带式运输机，发电机，机床，剪床，压力机，印刷机，旋转式水泵

1.4

载荷变动较大

运输机，锻锤，粉碎机，纺织机，木工机械，起重机，重载运输机，制砖机

1.5

1.6

载荷变动很大

破碎机（旋转式、颚式），球磨机，起重机，挖掘机

1.8

由表5-1查得工作情况系数KA=1.1，那么，PC=KAP额=1.1·

5.5=6.05（kw）

5.2.选择V带的型号

图5-1普通V带选型图

由PC的值和主动轮转速，查图5-1，选A型普通V带。

5.3.确定带轮的基准直径dd1dd2

由图5-1可知小带轮基准直径dd1＝80mm，且dd1＝80mm＞dmin＝75mm

大带轮基准直径为。

dd2＝dd1×

n0n1

=1440×

80576

＝200（mm）

表5-2V带轮基准直径ddmin及基准直径dd系列mm

带型

Y

Z

A

B

C

D

E

ddmin

20

50

75

125

200

355

500

基准直径系列

2022.4252831.535.540455056637180859095100106112118125132140150160170180200212224236250265280315355375400425450475500530560630710800900100011201250160020002500

按表5-2选取标准值dd2＝200mm则实际传动比i，

i＝dd2dd1

＝20080

＝2.5

主动轮的转速误差率在±

5％内为允许值

5.4.验算V带的速度

V＝Π×

dd1×

n060000

=6.02（ms）

v在5～25ms范围内,所以两带轮直径合适。

5.5.确定V带的基准长度Ld和实际中心距a

按结构设计要求初定中心距a0=500mm

L0＝2a0＋∏﹙dd1＋dd2﹚2＋﹙dd2－dd1﹚24a0

=1446.8mm

表5-3普通V带的基准长度系列与带的长度系数KL

基准长度Ldmm

KL

1250

1.11

0.93

0.88

1400

1.14

0.90

1600

1.16

0.99

0.84

由表5—3，取Ld＝1400mm，实际中心距a为

a＝a0＋﹙Ld－L0﹚2

＝500+﹙1400－1446.8﹚2

＝476.6mm

5.6.校验小带轮包角ɑ1

α＝[180°

－﹙dd2－dd1﹚a]×

57.3°

＝[180°

－﹙200－80﹚476.6]×

＝165.6°

＞120°

合适。

5.7.确定V带根数Z

表5-4额定功率P0及功率增量△P0（GBT13575.1—1992）kW

小带轮转速nr·

min-1

P0

小带轮直径d1mm

△P0

传动比i

1.09～1.12

1.13～1.18

1.19～1.24

1.25～1.34

1.34～1.50

1.51～1.99

＞1.99

950

1200

1450

2000

90

100

0.04

0.05

0.06

0.08

0.07

0.09

0.11

0.13

0.10

0.16

0.15

0.19

0.17

0.22

0.24

0.51

0.60

0.68

0.73

0.77

1.07

1.15

1.34

0.95

1.32

1.42

1.66

由表5—4得P0＝0.91kw,ΔP0＝0.17kw

由表5—1查得Kα＝0.97,由表5—3得KL＝0.96.

得Z=Pc[P0]＝Pc﹙P0＋ΔP0﹚×

Kα×

Z＝6.05﹙0.91＋0.17﹚×

＝6.01

取Z=6根。

5.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ

查得q＝0.1kgm，可得单根V带的初拉力为

F0＝500×

Pc（2.5Kα－1﹚z×

V＋qV2

＝135.72N

轴上压力Fq为

Fq＝2×

F0×

z×

sin165.62

＝2×

135.72×

6×

（sin165.62）

＝1615.79N

5.9.设计结果

选用6根A－1400GBT11544－1997的V带中心距476.6mm轴上压力1615.79N带轮直径80mm和200mm

小带轮基准直径dd1＝80mm，做成实心式结构。

大带轮基准直径dd2＝200mm，做成孔板式结构，由表5-5求出其结构尺寸，最后画出大带轮零件工作图。

表5-5V带轮轮缘横截面尺寸

型号

尺寸

b0

6.3

4.7

10.1

2.0

7.0

13.2

2.75

8.7

17.2

3.5

10.8

23

48

14.3

32.7

8.1

19.9

38.7

9.6

23.1

e

ƒ

8±

0.3

7±

1

12±

0.2

15±

10.0±

12

19±

0.4

12.5±

25．5±

0.5

17±

37±

0.6

23±

45±

29±

δ

5

5.5

6

7.5

10

15

B=（z-1）e+2ƒ（z为轮槽数）

de

de=dd+2ha

轮槽角ψ

32°

对应的dd

≤60

34°

≤80

≤118

≤190

≤315

36°

＞60

≤475

≤600

38°

＞80

＞118

＞190

＞315

＞475

＞600

带轮宽B=（z-1）e+2ƒ=（6-1）15+2×

10=95（mm）

顶圆直径de2=dd2+2

工作可靠度

SFmin

SHmin

高度可靠

1.50

1.25

可靠度99﹪（失效率1﹪）

1.00

由表6—3得，接触疲劳强度的最小安全系数SFmin=1.0,则两齿轮的许用接触应力为

[σH]1=σHlim1SHmin=559MPa

[σH]2=σHlim2SHmin＝522MPa

6.1.3.齿面接触强度设计

表6-4载荷系数K

原动机工作情况

工作机载荷特性

平稳或较平稳

中等冲击

严重冲击

工作平稳（如电动机、气轮机等）

轻度冲击（如多缸内燃机）

中等冲击（如单缸内燃机）

1～1.2

1.2～1.6

1.6～1.8

1.8～2.0

1.9～2.1

2.2～2.4

d1≥{（671[σH]）2（KT1Ψd）[（i2＋1）i2]}13

小齿轮的转矩T1=66.8N·

m=66800N·

mm，载荷系数K由表6—4的，取K=1.4；

齿宽系数Ψd取1（闭式传动软齿面），[σH]代入较小值[σH]2。

d1≥{（671[522]）2（1.4×

668001）[（3.2＋1）3.2]}13＝58.71mm

取d1＝60mm

6.1.4.几何尺寸计算

表6-5渐开线齿轮标准模数

第一系列

11.251.522.53456810121620

25324050

第二系列

1.752.252.75（3.25）3.5（3.75）4.55.5（6.5）79（11）14

1822283645

中心距a=d1（1＋i）2=60×

（1+3.2）2=126mm

齿轮模数m=（0.01～0.02）a=（0.01～0.02）×

126=1.26～2.52mm

由表6—5，取标准模数m=2.5mm（因为载荷平稳，有轻微冲击）。

齿数z1=2a[m（1+i）]=2×

126[2.5（1+3.2）]=24

z2=iz1=3.2×

24=76.8

取z2=76

齿轮宽度大齿轮b2=Ψdd1=1×

60=60mm

小齿轮b1=b2+（5～10）=67mm

6.1.5.校核齿根弯曲强度

表6-6标准外啮合齿轮的齿形系数YF（a=20°

=1.0

齿根许用弯曲应力为[σF]1=σFlim1SHmin=207MPa

[σF]2=σFlim2SHmin=199MPa

比较YF[σF]值：

YF1[σF]1=2.66207=0.0128

YF2[σF]2=2.25199=0.0113

将较大值YF1[σF]1和其他参数代入公式。

σF1=2KT1YFbm2z1

=2×

1.4×

66800×

2.6660×

2.52×

24

=55.28<

σF=207MPa

齿根弯曲强度足够

6.1.6.齿轮其他尺寸计算

分度圆直径d1＝mz1=2.5×

24=60mm

d2＝mz2=2.5×

76=190mm

齿顶高=1.0,则两齿轮的许用接触应力为

[σH]1=σHLim1SHmin=559MPa

[σH]2=σHLim2SHmin＝522MPa

6.2.2.齿面接触强度设计

d1≥{（671[σH]）2（KT1Ψd）[（i3＋1）i3]}13

小齿轮的转矩T1=427.19N·

m=427190N·

mm，载荷系数K查表6—4，取K=1.4；

取d1＝116mm

6.2.3.几何尺寸计算

中心距a=d1（1＋i3）2=116×

（1+2.5）2=203mm

203=2.03～4.06mm

由表6—5，取标准模数m=3mm（因为载荷平稳，有轻微冲击）。

齿数z1=2a[m（1+i3）]=2×

203[3（1+2.5）]=38.66

取z1=40

z2=i3z1=2.5×

40=100

齿轮宽度b2=Ψdd1=1×

116=116mm

b1=b2+（5～10）=121mm

6.2.4.校核齿根弯曲强度

校核公式σF=2KT1YFbm2z1≤[σF]

查表6-6，得齿形系数为

z1=40YF1=2.40

z2=100YF2=2.19

查表6-2，弯曲疲劳极限为σFlim1=207MPa

σFlim2=199MPa

查表6-3，弯曲疲劳强度的最小安全系数SHmin=1.0

YF1[σF]1=2.40207=0.0115

YF2[σF]2=2.19199=0.0110

σF1=2KT2YFbm2z1

472190×

2.40116×

32×

40

=75.98<

6.2.5.齿轮其他尺寸计算

分度圆直径d1＝mz1=3×

40=120mm

d2＝mz2=3×

100=300mm

齿顶高=22.09mm,由表5-2查得带轮轴孔有20mm、22mm、24mm、25mm、28mm等规格，故取dmin=24mm

7.1.3.设计轴的直径及绘制草图

确定轴上零件的位置及固定方式

此轴为齿轮轴，无须对齿轮定位。

轴承安装于齿轮两侧的轴段采用轴肩定位，周向采用过盈配合。

表

确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直径。

轴颈最小处连接V带轮d1=24mm，d2=28mm，轴段3处安装轴承d3=30mm，齿轮轴段d4=40mm，d5=d3=30mm。

确定各轴段的宽度

由带轮的宽度确定轴段1的宽度，B=（Z-1）e+2f（由表5-5查得）B=95mm，所以L1=110mm；

轴段2安装轴承端盖，L2=45mm，轴段3、轴段5安装轴承，由表8-1查得选6206标准轴承，宽度为16mm，b3=b5==16mm；

齿轮轴段由整体系统决定，初定此段的宽度为b4=175mm。

按设计结果画出草图，如图7-1。

图7-1

7.2.中间轴的设计

7.2.1.选择轴的材料及热处理

由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，选用45钢正火处理。

由表7-1查得σb＝600MPa，由表7-2查得[σb]-1=55MPa。

7.2.2.按钮转强度估算直径

粗估最小轴径

由表7-3查得A=110.得

≥A=110×

=30.48mm

7.2.3.设计轴的直径及绘制草图

此轴安装2个齿轮，如图7-2所示，从两边安装齿轮，两边用套筒进行轴向定位，周向定位采用平键连接，轴承安装于齿轮两侧，轴向采用套筒定位，周向采用过盈配合固定。

轴段1、5安装轴承，d1=35mm，轴段2、4安装齿轮，d2=40mm，轴段3对两齿轮轴向定位，d3=48mm，d4=40mm，d5=d1=35mm。

如图7-2所示，由轴承确定轴段1的宽度，由表8-1查的，选6207标准轴承，宽度为17mm，所以L1=L5=35mm；

轴段2安装的齿轮轮毂的宽为60mm，L2取58mm，轴段4安装的齿