毕业设计论文一级直齿圆柱齿轮减速器的设计全套图纸Word格式文档下载.docx
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3.3齿轮传动的设计11
3.4传动轴的设计12
3.5箱体的设计16
3.6键连接的设计16
3.7滚动轴承的设计16
3.8润滑和密封的设计16
3.9联轴器的设计16
结论40
参考文献41
致谢42
1绪论
1.1本课题研究目的与意义
在机械工业中,减速器是不可或缺的基础动力装置。
作为重要的机械产业,减速器行业的发展程度成为一个国家社会发展水平和综合实力的重要衡量指标。
我国经济正处于高速发展期,机械工程建设成为国内机械领域投资最主要的方式。
因此,减速器作为最主要的动力装置之一,必然也处于扩张阶段。
减速器的运转精度和传动效率,与其内部的传动轴和传动齿轮等主要零件密切相关,还有减速器内部的润滑等等因素都是影响减速器精度的重要原因。
在新的市场需求的驱动下,减速器的更新和优化升级更加迫切。
国内减速器生产企业充分挖掘市场潜力,大力发展大型环保节能的一级直齿圆柱齿轮减速器,在推动机械工程不断向前的过程中发挥了积极作用。
一般生产减速器设备的企业对设备减速器内部零部件的质量指数上都有严格的要求。
各企业在生产设备时,都充分考虑到设备在运行中可能会出现的种种问题,从而减少减速器因为振动或者操作不当而引起的噪音大、污染重等现象。
1.2本课题国内外发展概况
减速器的发展史可以追溯到19世纪50年代,当世界上第一台减速器诞生于美国时,不久以后随着生产力的发展,减速器已经不能满足减速技术的需要,于是在减速器的基础上,人们又设计出了多种级别的减速器。
到目前为止,减速器行业已经走过了相当长的一段时间,中国的减速器行业也日渐成熟。
也有很多的机械设备制造厂家不断的崛起,为中国机械的发展做着巨大的贡献。
2、传动方案拟定
本次设计的是一级直齿圆柱齿轮减速器,其具体的工况参数如下:
1、工作条件:
使用年限10年,工作为三班工作制,中等载荷。
2、原始数据:
,速比i=3~3.5.
方案拟定:
采用三相电机与一大一小齿轮传动的组合,即可满足传动比要求。
3、一级直齿圆柱齿轮减速器传动机构设计
3.1确定总传动比和分配各级传动比
由给定的齿数和速比范围以及电机的最高转速可知:
A一级齿轮传动的传动比为:
i=n1/n2=z2/z1,已知,在这里我们选择z1=18z,
根据《机械设计手册》可知,齿轮传动的传动比一般在i=3~3.5之间合适,所以有:
假设电机转速n1=940r/m,那么就有i=940/n2,n2=940/3.5=268.5r/m.根据公式
n1/n2=z2/z1可知,z2=n1/n2xz1=63z.反之,则有:
速比i=3.5。
3.2传动装置的运动和动力设计
1、运动参数及动力参数的计算
(1)计算各轴的转数:
高速轴:
nⅠ=n1
=940(r/min)
低速轴:
nⅡ=n1/i
=940/3.5=268.5(r/min)
3.3、齿轮传动的设计:
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选软齿面,大齿轮选软齿面,小齿轮的材料为45号钢调质,齿面硬度为250HBS,大齿轮选用45号钢正火,齿面硬度为220-255HBS。
齿轮精度初选8级
(2)、初选主要参数
Z1=18,i=3.5
Z2=Z1·
i=18x3.5=63z
取ψa=0.3,则ψd=0.3·
(i+1)·
=1.67
(3)按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1≥
确定各参数值
载荷系数查课本表6-6取K=1.25
小齿轮名义转矩
T1=9.55×
106×
P/n1=9.55×
3.0/960
=0.2984×
105N·
mm
材料弹性影响系数
由课本表6-7ZE=189.8
区域系数ZH=2.5
重合度系数
εt=1.88-3.2·
(1/Z1+1/Z2)
=1.88-3.2×
(1/20+1/91.4)=1.68
Zε=
许用应力查课本图6-21(a)
查表6-8按一般可靠要求取SH=1.0
则
取两式计算中的较小值,即[σH]=400Mpa
于是d1≥
=35.7mm
(4)确定模数
m=35.7/Z1≥35.7/20=1.785
取标准模数值m=2
(5)按齿根弯曲疲劳强度校核计算
校核
式中小轮分度圆直径d1=m·
Z=2×
18=36mm
齿轮啮合宽度b=Ψa·
a=0.3×
110=33.3mm
复合齿轮系数YFS1=4.38YFS2=3.95
重合度系数Yε=0.25+0.75/εt
=0.25+0.75/1.68=0.6943
许用应力查图6-22(a)
σFlim1=245MPaσFlim2=220Mpa
查表6-8,取SF=1.25
计算大小齿轮的并进行比较
<
取较大值代入公式进行计算则有
=57<
[σF]2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
(6)几何尺寸计算
分度圆直径d1
d1=m*z1=2*18=36mm
分度圆直径d2
d2=m*z2=3.5*36=126mm
齿顶高ha1
ha1=ha'
*m=1*2=2mm
齿顶高ha2
ha2=ha'
齿根高hf1
hf1=(ha'
+c'
)*m=(1+0.25)*2=2.5mm
齿根高hf2
hf2=(ha'
齿高h1
h1=ha1+hf1=2+2.5=4.5mm
齿高h2
h2=ha2+hf2=2+2.5=4.5mm
齿顶圆直径da1
da1=d1+2*ha1=36+2*2=40mm
齿顶圆直径da2
da2=d2+2*ha2=126+2*2=130mm
齿根圆直径df1
df1=d1-2*hf1=36-2*2.5=31mm
齿根圆直径df2
df2=d2-2*hf2=126-2*2.5=121mm
中心距
a=m/2*(z1+z2)=2/2*(36+126)=81mm
(7)验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度v=π·
d1·
n1/(60×
1000)
=3.14×
36×
960/(60×
=1.8m/s
对照表6-5可知选择8级精度合适。
3.4轴的设计
1,齿轮轴的设计
(1)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)
1,5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒
6—密封盖7—轴端挡圈8—轴承端盖9—带轮10—键
(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质,硬度220~250HBS
转速为nⅠ=940r/min
根据课本P205(13-2)式,并查表13-2,取c=110
d≥=21.53mm
(3)确定轴各段直径和长度
从大带轮开始右起第一段,由于带轮与轴通过键联接,则轴应该增加5%,取D1=Φ22mm,又齿轮宽度B=(Z-1)·
e+2·
f
=(3-1)×
15+2×
10=50mm
则第一段长度L1=50mm
右起第二段直径取D2=Φ25mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度,取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为10mm,还考虑到有密封毡圈,则取第二段的长度L2=37mm
右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴承有径向力,而轴向力为零,选用6206型轴承,其尺寸为d×
D×
B=30×
62×
16,那么该段的直径为D3=Φ30mm,长度为L3=16mm
右起第四段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取D4=Φ33mm,长度取L4=32mm
右起第五段,该段为齿轮轴段,由于齿轮的齿顶圆直径为Φ44mm,分度圆直径为Φ40mm,齿轮的宽度为40mm,长度为L5=40mm
右起第六段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取D6=Φ33mm
长度取L6=25mm
右起第七段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径为D7=Φ30mm,长度L7=20mm
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径:
d1=36mm
作用在齿轮上的转矩为:
T1=0.016×
105N·
求圆周力:
Ft
Ft=2T2/d2=2×
0.0
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