多级减速器毕业设计1.docx
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多级减速器毕业设计1.docx
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多级减速器毕业设计1
一:
多级减速器的工作原理及结构组成
工作原理:
单级减速器就是一个主动椎齿轮(俗称角齿),和一个从动伞齿轮(俗称盆角齿),主动椎齿轮连接传动轴,顺时针旋转,从动伞齿轮贴在其右侧,啮合点向下转动,与车轮前进方向一致。
由于主动锥齿轮直径小,从动伞齿轮直径大,达到减速的功能。
双级减速器多了一个中间过渡齿轮,主动椎齿轮左侧与中间齿轮的伞齿部分啮合,伞齿轮同轴有一个小直径的直齿轮,直齿轮与从动齿轮啮合。
这样中间齿轮向后转,从动齿轮向前转动。
中间有两级减速过程。
双级减速由于使车桥体积增大,过去主要用在发动机功率偏低的车辆匹配上,现在主要用于低速高扭矩的工程机械方面。
在双级式主减速器中,若第二级减速在车轮附近进行,实际上构成两个车轮处的独立部件,则称为轮边减速器。
这样作的好处是可以减小半轴所传递的转矩,有利于减小半轴的尺寸和
质量。
轮边减速器可以是行星齿轮式的,也可以由一对圆柱齿轮副构成。
当采用圆柱齿轮副进行轮边减速时可以通过调节两齿轮的相互位置,改变车轮轴线与半轴之间的上下位置关系。
这种车桥称为门式车桥,常用于对车桥高低位置有特殊要求的汽车。
按主减速器传动比档数分,可分为单速式和双速式两种。
目前,国产汽车基本都采用了传动比固定的单速式主减速器。
在双速式主减速器上,设有供选择的两个传动比,这种主减速器实际上又起到了副变速器的作用。
二结构组成
1、齿轮、轴及轴承组合
小齿轮与轴制成一体,称齿轮轴,这种结构用于齿轮直径与轴的直径相关不大的情况下,如果轴的直径为d,齿轮齿根圆的直径为df,则当df-d≤6~7mn时,应采用这种结构。
而当df-d>6~7mn时,采用齿轮与轴分开为两个零件的结构,如低速轴与大齿轮。
此时齿轮与轴的周向固定平键联接,轴上零件利用轴肩、轴套和轴承盖作轴向固定。
两轴均采用了深沟球轴承。
这种组合,用于承受径向载荷和不
大的轴向载荷的情况。
当轴向载荷较大时,应采用角接触球轴承、圆锥滚子轴承或深沟球轴承与推力轴承的组合结构。
轴承是利用齿轮旋转时溅起的稀油,进行润滑。
箱座中油池的润滑油,被旋转的齿轮溅起飞溅到箱盖的内壁上,沿内壁流到分箱面坡口后,通过导油槽流入轴承。
当浸油齿轮圆周速度υ≤2m/s时,应采用润滑脂润滑轴承,为避免可能溅起的稀油冲掉润滑脂,可采用挡油环将其分开。
为防止润滑油流失和外界灰尘进入箱内,在轴承端盖和外伸轴之间装有密封元件。
2、箱体
箱体是减速器的重要组成部件。
它是传动零件的基座,应具有足够的强度和刚度。
箱体通常用灰铸铁制造,对于重载或有冲击载荷的减速器也可以采用铸钢箱体。
单体生产的减速器,为了简化工艺、降低成本,可采用钢板焊接的箱体。
灰铸铁具有很好的铸造性能和减振性能。
为了便于轴系部件的安装和拆卸,箱体制成沿轴心线水平剖分式。
上箱盖和下箱体用螺栓联接成一体。
轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承座孔,而轴承座旁的凸台,应具有足够的承托面,以便放置联接螺栓,并保证旋紧螺栓时需要的扳手空间。
为保证箱体具有足够的刚度,在轴承孔附近加支撑肋。
为保证减速器安置在基础上的稳定性并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积,箱体底座一般不采用完整的平面。
3、减速器附件
为了保证减速器的正常工作,除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外,还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。
1)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。
检查孔设在上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。
2)通气器减速器工作时,箱体内温度升高,气体膨胀,压力增大,为使箱内热胀空气能自由排出,以保持箱内外压力平衡,不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏,通常在箱体顶部装设通气器。
3)轴承盖为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷,轴承座孔两端用轴承盖封闭。
轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。
利用六角螺栓固定在箱体上,外伸轴处的轴承盖是通孔,其中装有密封装置。
凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便,但和嵌入式轴承盖相比,零件数目较多,尺寸较大,外观不平整。
4)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,应在精加工轴承孔前,在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。
安置在箱体纵向两侧联接凸缘上,对称箱体应呈对称布置,以免错装。
5)油面指示器检查减速器内油池油面的高度,经常保持油池内有适量的油,一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位,装设油面指示器。
6)放油螺塞换油时,排放污油和清洗剂,应在箱座底部,油池的最低位置处开设放油孔,平时用螺塞将放油孔堵住,放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。
7)启箱螺钉为加强密封效果,通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶,因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。
为此常在箱盖联接凸缘的适当位置,加工出~2个螺孔,旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。
旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。
小型减速器也可不设启箱螺钉,启盖时用起子撬开箱盖,启箱螺钉的大小可同于凸缘联接螺栓。
基本分类1、减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类,两者的设计、制造和使用特点各不相同。
20世纪70-80年代,世界上减速器技术有了很大的发展,且与新技术革命的发展紧密结合。
其主要类型:
齿轮减速器;蜗杆减速器;齿轮—蜗杆减速器;行星齿轮减
速器。
2、一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。
1)圆柱齿轮减速器
单级、二级、二级以上二级。
布置形式:
展开式、分流式、同轴式。
2)圆锥齿轮减速器
用于输入轴和输出轴位置成相交的场合。
3)蜗杆减速器
主要用于传动比i>10的场合,传动比较大时结构紧凑。
其缺点是效率低。
目前广泛应用阿基米德蜗杆减速器。
4)齿轮—蜗杆减速器
若齿轮传动在高速级,则结构紧凑;
若蜗杆传动在高速级,则效率较高。
5)行星齿轮减速器
传动效率高,传动比范围广,传动功率12W~50000KW,体积和重量小。
3、常见减速器的种类
1)蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能,可以有较大的减速比,输入轴和输出轴不在同一轴线上,也不在同一平面上。
但是一般体积较大,传动效率不高,精度不高。
2)谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的,体积不大、精度很高,但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击,刚性与金属件相比较差。
输入转速不能太高。
3)行星减速器其优点是结构比较紧凑,回程间隙小、精度较高,使用寿命很长,额定输出扭矩可以做的很大。
但价格略贵。
减速器:
简言之,一般机器的功率在设计并制造出来后,其额定功率就不在改变,这时,速度越大,则扭矩(或扭力)越小;速度越小,则扭力越大。
三.设计步骤
1.传动装置总体设计方案:
1.组成:
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点:
齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,
要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案:
考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级
其传动方案如下:
图一:
(传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。
传动装置的总效率a
32
32
1234
=0.96×0.983×0.952×0.97×0.96=0.759;
1为V带的效率,1为第一对轴承的效率,
3为第二对轴承的效率,4为第三对轴承的效率,
5为每对齿轮啮合传动的效率(齿轮为7级精度,油脂润滑因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为:
P=P/η=1900×1.3/1000×0.759=3.25kW,执行机构的曲柄转速为n=100060v=82.76r/min,
D
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i=8~40,
则总传动比合理范围为i=16~160,电动机转速的可选范围为n=i×n=(16~160)×82.76=1324.16~13241.6r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0
额定电流8.8A,满载转速nm1440r/min,同步转速1500r/min。
方
案
电动机
型号
额定
功率
Pedkw
电动机转速rmin
电动机
重量
N
参考价格元
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传
动比
V带
传动
减速器
1
Y112M-4
4
1500
1440
470
230
16.15
2.3
7.02
中心高
外型尺寸
L×(AC/2+AD)×HD
底脚安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸D×E
装键部位尺寸F×GD
132
515×345×315
216×178
12
36×80
10×41
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为ia=n/n=1440/82.76=17.40
(2)分配传动装置传动比
ia=i0×i
式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。
ia/i0
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取i0=2.3,则减速器传动比为i=17.40/2.3=7.57
根据各原则,查图得高速级传动比为i1=3.24,则i2=i/i1=2.33
4.计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速
n=nm/i0=1440/2.3=626.09r/min
nⅡ=nⅠ/i 1=626.09/3.24=193.24r/min
nⅢ=nⅡ/i2=193.24/2.33=82.93r/min
nⅣ=nⅢ=82.93r/min
(2)各轴输入功率
PⅠ=pd×1=3.25×0.96=3.12kW
PⅡ=pⅠ×η2×3=3.12×0.98×0.95=2.90kW
PⅢ=PⅡ×η2×3=2.97×0.98×0.95=2.70kW
PⅣ=PⅢ×η2×η4=2.77×0.98×0.97=2.57kW则各轴的输出功率:
PⅠ=PⅠ×0.98=3.06kW
PⅡ=PⅡ×0.98=2.84kW
PⅢ=PⅢ×0.98=2.65kW
PⅣ=PⅣ×0.98=2.52kW
(3)各轴输入转矩
T1=Td×i0×1N·m
Pd
电动机轴的输出转矩Td=9550d=9550×3.25/1440=21.55N·nm
所以:
TⅠ=Td×i0×1=21.55×2.3×0.96=47.58Nm·
TⅡ=TⅠ×i1×1×2=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53Nm·
TⅢ=TⅡ×i2×2×3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35Nm·
TⅣ=TⅢ×3×4=311.35×0.95×0.97=286.91N·m输出转矩:
TⅠ=TⅠ×0.98=46.63N·m
TⅡ=TⅡ×0.98=140.66N·m
TⅢ=TⅢ×0.98=305.12N·m
TⅣ=TⅣ×0.98=281.17N·m
运动和动力参数结果如下表
轴名
功率PKW
转矩TNm
转速r/min
输入
输出
输入
输出
电动机轴
3.25
21.55
1440
1轴
3.12
3.06
47.58
46.63
626.09
2轴
2.90
2.84
143.53
140.66
193.24
3轴
2.70
2.65
311.35
305.12
82.93
4轴
2.57
2.52
286.91
281.17
82.93
5.设计V带和带轮
⑴确定计算功率
查课本P178表9-9得:
KA1.2
PcakAP1.244.8,式中为工作情况系数,p为传递的额定功率,既电机的额定功率.
⑵选择带型号
根据Pca4.8,kA1.3,查课本P152表8-8和P153表8-9选用带型为A型带.⑶选取带轮基准直径dd1,dd2
查课本P145表8-3和P153表8-7得小带轮基准直径dd190mm,则大带轮基准直径dd2i0dd12.390207mm,式中ξ为带传动的滑动率,通常取(1%~2%),查课本P153表8-7后取dd2224mm。
⑷验算带速v
Vdd1nm9014007.17m/s35m/s在5~25m/s范围内,V
601000601000
带充分发挥
⑸确定中心距a和带的基准长度
由于,所以初步选取中心距a:
a01.5(dd1dd2)1.5(90224)471,初定中心距a0471mm,所以带长,
2
(dd2dd1)2
Ld=2a0(dd1dd2)d2d11444.76mm.查课本P142表8-2选取基准长度
24a0
Ld1400mm得实际中心距
47144.76/2448.62mm
LdLd
aa0
2
取a450mm
⑹验算小带轮包角1
1180dd2dd1180162.94,包角合适。
1a
⑺确定v带根数z
因dd190mm,带速v6.79m/s,传动比i02.3,
查课本P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得p010.7.p00.17.
查课本P142表8-2得KL=0.96.
查课本P154表8-8,并由内插值法得K=0.96由P154公式8-22得
⑻计算预紧力F0
查课本P145表8-4可得q0.1kg/m,故:
单根普通V带张紧后的初拉力为
4.8500(2.51)0.17.172158.80N
57.170.96
⑼计算作用在轴上的压轴力Fp
利用P155公式8-24可得:
6.齿轮的设计
(一)高速级齿轮传动的设计计算
1.齿轮材料,热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
(1)齿轮材料及热处理
1材料:
高速级小齿轮选用45钢调质,齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数Z1=24
高速级大齿轮选用45钢正火,齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=i×
Z1=3.24×24=77.76取Z2=78.
2齿轮精度
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
确定各参数的值:
1试选Kt=1.6
查课本P215图10-30选取区域系数ZH=2.433
由课本P214图10-2610.7820.82
则0.780.821.6
②由课本P202公式10-13计算应力值环数
N1=60n1jLh=60×626.09×1×(2×8×300×8)=1.4425×109h
N2==4.45×108h#(3.25为齿数比,即3.25=Z2)
Z1
③查课本P20310-19图得:
K1=0.93K2=0.96④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得:
[H]1=KHN1SHlim1=0.93×550=511.5MPa
[H]2=KHN2SHlim2=0.96×450=432MPa许用接触应力
3
2KtT1u1ZHZE2d1t()
du[H]
使用系数KA=1
根据v1.62m/s,7级精度,查课本由P192表10-8得动载系数KV=1.07,
查课本由P194表10-4得KH的计算公式:
KH=1.120.18(10.6d2)d2+0.23×103×b
=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×103×49.53=1.42
查课本由P195表10-13得:
KF=1.35查课本由P193表10-3得:
KH=KF=1.2故载荷系数:
⑴确定公式内各计算数值
①小齿轮传递的转矩=48.6kN·m确定齿数z
因为是硬齿面,故取z=24,z=iz=3.24×24=77.76
传动比误差i=u=z/z=78/24=3.25
Δi=0.032%5%,允许
2计算当量齿数
z=z/cos=24/cos314=26.27
z=z/cos=78/cos314=85.43
3初选齿宽系数
按对称布置,由表查得=1
4初选螺旋角
初定螺旋角=14
5载荷系数K
K=KKKK=1×1.07×1.2×1.35=1.73
6查取齿形系数Y和应力校正系数Y
查课本由P197表10-5得:
齿形系数Y=2.592Y=2.211
应力校正系数Y=1.596Y=1.774
7重合度系数Y11
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]cos=[1.88-3.2×(1/24
Z1Z2
+1/78)]×cos14=1.655
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690
=14.07609
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75cos/=0.673
8
螺旋角系数Y
Y=1-=0.78
安全系数由表查得S=1.25工作寿命两班制,8年,每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/3.24=1.9305×10查课本由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮FF1500MPa大齿轮FF2380MPa
查课本由P197表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
KFN1=0.86KFN2=0.93
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
KFN1FF1[F]1=S
0.86500307.14
1.4
KFN2FF2
S
0.93380252.43
1.4
YF1FS1
[F]1
YF2FS2
[F]2
2.5921.596
307.14
2.2111.774
252.43
大齿轮的数值大.选用.
设计计算计算模数3
0.01347
0.01554
21.734.861040.78cos2140.01554
2mm1.26mm
12421.655对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度
mn
计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.73mm来计算应有的齿数.于是由:
51.73cos14
z1==25.097取z1=25
mn
那么z2=3.24×25=81
②几何尺寸计算
计算中心距a=
(z1z2)mn=(2581)2=109.25mm2cos2cos14
将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角
(12)mn(2581)2
=arccosarccos14.01
22109.25
因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d1=z1mn
cos
252=51.53mm
cos14.01
812
812=166.97mmcos14.01
d2=z2mncos计算齿轮宽度
B=d1151.53mm51.53mm圆整的B250B155
二)低速级齿轮传动的设计计算
[H]2=KHN2Hlim2=0.98×550/1=517MPaS
540.5MPa
查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
选取齿宽系数d1
T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×2.90/193.24
=14.33×104N.m
=65.71mm
b=dd1t=1×65.71=65.71mm
30
齿高h=2.25×mnt=2.25×2.142=5.4621mm
bh=65.71/5.4621=12.03
5.计算纵向重合度
0.318dz1tan0.31830tan122.028
6.计算载荷系数K
KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23×103×b=1.12+0.18(1+0.6)+0.23×103×65.71=1.4231使用系数KA=1同高速齿轮的设计,查表选取各数值
Kv=1.04KF=1.35KH=KF=1.2
故载荷系数
K=KAKvKHKH=1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
3KK
1.776
d1=d1tKKt
=65.71×
72.91mm
1.3
计算模数mn
d1cos
72.91cos122.3772mm
z1
30
3.按齿根弯曲强度设计
2KT1Ycos2YFYS
m≥2FS
dZ21[F]
㈠确定公式内各计算数值
(1)计算小齿轮传递的转
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