完整版机电一体化毕业设计140164Word下载.docx

1、6.2.低速级圆柱齿轮传动的设计计算 157、轴的设计 187.1.高速轴的设计 187.2.中间轴的设计 207.3.低速轴的设计 218、滚动轴承的选择 259、键的选择 2510、联轴器的选择 2611、齿轮的润滑 2612、滚动轴承的润滑 2613、润滑油的选择 2614、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

2、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

3、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（

4、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（1000）电动机的至工作机的总效率。=123324561、2、3、4、5、6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 =0.960.9930.9720.970.980.96=0.82Pd=Fv（1000）=23001.510000.82=4.2kw2.3确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为 nW =601000VD=601.5400=71.66rmin取V带传动比i1=2 4。 齿轮传动比i2=840。则总传动比为

5、i总=16160故电动机转速的可选范围nd=i总nW=1616071.66rmin=114711470rmin符合这一范围的同步转速有1500 rmin，再根据计算出的容量，由表2-1得Y132S4符合条件 表2-1型号额定功率同步转速满载转速Y112M44 kw1500 rmin1440 rminY132S45.5 kw1500rmin1440rmin 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=20.093.2分配各级传动比i1为V带传动的传动比 i1的范围（24） i1=2.5i2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

6、的传动比 i4 =1i总= i1 i2 i3 i4i2 i3=20.092.5=8.03i2=（1.3 i2 i3）12=3.2i3=2.54、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=1440rminP0= Pd =4.2kwT09550P0n095504.21440=27.85N.m4.2.轴的计算（减速器高速轴）n1=n0i1=14402.5=576rminP1=P014.20.964.03kwT19550P1n1带4.0357666.8N.m4.3.轴的计算（减速器中间轴）n2 =n1i2=5763.2=180 rminP2 =P1223=4.030.9920.97

7、=3.83kwT2 9550P2n23.83180203.20 N.m4.4.轴的计算（减速器低速轴）n3=n2i3=1802.572rminP3P22343.830.993.56kwT39550P3n33.5672472.19 N.m4.5.轴的计算（卷筒轴）n4=n372rminP4P3563.560.963.35kwT49550P4n43.3572444.34 N.m表4-1轴号功率P（Kw）转速n（rmin）转矩T（N.m）I4.0357666.8II3.83180203.20III3.5672472.19IV3.35444.345、传动零件V带的设计计算5.1.确定计算功率表5-1工

8、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h10101616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1.01.11.21.3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1.51.6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=1.15.5=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

9、，选A型普通V带。5.3.确定带轮的基准直径dd1 dd2由图5-1可知小带轮基准直径dd180mm ，且dd180mmdmin75mm大带轮基准直径为。dd2dd1n0n1=144080576200（mm）表5-2 V带轮基准直径ddmin及基准直径dd系列mm带型YZABCDEddmin205075125200355500基准直径系列20 22.4 25 28 31.5 35.5 40 45 50 56 63 71 80 85 90 95 100 106 112 118 125 132 140 150 160 170 180 200 212 224 236 250 265 280 315

10、355 375 400 425 450 475 500 530 560 630 710 800 900 1000 1120 1250 1600 2000 2500按表5-2选取标准值dd2200mm 则实际传动比i，i dd2dd1200802.5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 Vdd1n060000=6.02（ ms） v在525 ms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 L02 a0dd1dd22dd2dd124 a0 =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

11、长度LdmmKL12501.110.930.8814001.140.9016001.160.990.84 由表53，取Ld1400mm，实际中心距a为aa0LdL02 500+14001446.82 476.6mm5.6.校验小带轮包角1180dd2dd1a 57.3 18020080476.6 165.6120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（GBT 13575.11992）kW小带轮转速nrmin-1P0小带轮直径d1mmP0传动比i1.091.121.131.181.191.241.251.341.341.501.511.991.999501200145

12、02000901000.040.050.060.080.070.090.110.130.100.160.150.190.170.220.240.510.600.680.730.771.071.151.340.951.321.421.66由表54得P00.91kw, P00.17 kw由表51查得K0.97, 由表53得KL0.96.得 Z=PcP0 PcP0P0KZ6.050.910.176.01取Z=6根。5.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ 查得q0.1kgm，可得单根V带的初拉力为 F0500Pc（2.5K1zVqV2 135.72N 轴上压力Fq为 Fq2F0zsin165.6221

13、35.726（sin165.62） 1615.79N 5.9.设计结果选用6根A1400GBT115441997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dd180mm，做成实心式结构。大带轮基准直径dd2200mm，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5-5 V带轮轮缘横截面尺寸 型号尺寸b06.34.710.12.07.013.22.758.717.23.510.8234814.332.78.119.938.79.623.1e80.371120.21510.012190.412.52550.51737

14、0.623452955.567.51015B=（z-1）e+2 （z为轮槽数）dede = dd +2ha轮槽角32对应的dd60348011819031536604756003880118190315475600带轮宽 B=（z-1）e+2=（6-1）15+210=95（mm）顶圆直径de2= dd2+2 工作可靠度SFminSHmin高度可靠1.501.25可靠度99（失效率1）1.00由表63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H1=Hlim1SHmin=559 MPa H2=Hlim2SHmin522 MPa6.1.3.齿面接触强度设计表6-4 载

15、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）11.21.21.61.61.81.82.01.92.12.22.4d1 （671H ）2 （KT1 d ）（ i21） i2 13 小齿轮的转矩T1=66.8Nm=66800Nmm ，载荷系数K由表64的，取K=1.4；齿宽系数d 取1（闭式传动软齿面），H代入较小值H2。d1 （671522 ）2 （1.4668001 ）（ 3.21）3.2 1358.71mm取d160mm6.1.4.几何尺寸计算表6-5渐开线齿轮标准模数第一系列1 1.25 1.

16、5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50第二系列1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.5 （3.75） 4.5 5.5 （6.5） 7 9 （11） 1418 22 28 36 45 中心距 a= d1（ 1i）2=60（1+3.2）2=126mm齿轮模数 m=（0.010.02）a=（0.010.02） 126=1.262.52mm由表65，取标准模数m=2.5mm（因为载荷平稳，有轻微冲击）。齿数 z1=2am（1+i）=21262.5（1+3.2）=24 z2= iz1=3.224=76.8取z2=76齿轮宽度 大齿轮 b2=dd1=1

17、60=60mm 小齿轮 b1=b2+（510） =67mm6.1.5.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 F1=Flim1SHmin=207 MPa F2=Flim2SHmin=199 MPa比较YFF值： YF1F1=2.66207=0.0128 YF2F2=2.25199=0.0113将较大值YF1F1和其他参数代入公式。 F1=2 KT1YFbm2z1=21.4668002.66602.5224=55.28F=207 MPa齿根弯曲强度足够6.1.6.齿轮其他尺寸计算分度圆直径 d1m z1=2.524=60mm d2m z2=2

18、.576=190mm齿顶高 =1.0,则两齿轮的许用接触应力为H1=HLim1SHmin=559 MPa H2=HLim2SHmin522 MPa6.2.2.齿面接触强度设计d1 （671H ）2 （KT1 d ）（ i31） i3 13 小齿轮的转矩T1=427.19Nm=427190Nmm ，载荷系数K查表64，取K=1.4；取d1116mm6.2.3.几何尺寸计算中心距 a= d1（ 1i3）2=116（1+2.5）2=203mm203=2.034.06mm由表65，取标准模数m=3mm（因为载荷平稳，有轻微冲击）。齿数 z1=2am（1+ i3）=22033（1+2.5）=38.66

19、取 z1=40 z2= i3z1=2.540=100齿轮宽度 b2=dd1=1116=116mm b1=b2+（510） =121mm6.2.4.校核齿根弯曲强度校核公式 F=2 KT1 YFbm2 z1F查表6-6，得齿形系数为z1=40 YF1=2.40 z2=100 YF2=2.19查表6-2，弯曲疲劳极限为 Flim1=207 MPaFlim2 =199 MPa 查表6-3，弯曲疲劳强度的最小安全系数SHmin=1.0 YF1F1=2.40207=0.0115 YF2F2=2.19199=0.0110 F1=2 KT2YFbm2 z14721902.401163240=75.986.2

20、.5.齿轮其他尺寸计算分度圆直径 d1m z1=340=120mm d2m z2=3100=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=24mm7.1.3.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，

21、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7-17.2.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b600 MPa，由表7-2查得b-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=30.48mm7.2.3.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