毕业设计（论文）-洗模机专用减速器设计.doc

成都电子机械高等专科学校毕 业 设 计 （论 文） 设计（论文）题目： 洗模机专用减速器设计 系 部 名 称： 机电工程系 学 生 姓 名： 杨梅如 专 业： 数控技术专业 班 级： 11421 学 号： 07 指 导 教 师： 焦万均 答辩组负责人： 二O一四 年 五 月摘要本课题主要研究的内容是根据洗模机所需要达到的运动条件，设计洗模机专用的减速机构。设计减速器构组成部件（包括电动机的选择、传动部分的设计校核、箱体的设计、以及辅助零件的设计校核）。确立减速器三维参数化设计方法以及减速器（各主要传动件、标准件等）三维模型库、总装配的构建方法。并用UG NX6.0进行减速器的三维建模。本次研究先根据已知的运动条件计算出减速器应达到的要求，计算出基本参数，再用Auto CAD绘出二维装配图，利用装配图绘出各个零件的详细零件图，最后用UG NX6.0对各个零件进行建模。模型库建立后，再将各个零件在UG NX6.0中装配出来。本次研究中二维和三维图及模型均要遵守传统设计的要求。关键词： 减速器二维制图 三维建模 成都工业学院毕业设计（论文）AbstractAbstract This study is mainly based on washing machine conditions required to achieve the sport, designing mold cleaning machine the slowdown. Design reducing mechanism for component parts (including choice of electric motor, drive, box design, design verification and design verification of auxiliary parts). Establishing the method of three dimensional parametric design of reducer and gear reducer (various transmission parts and components) construction method of three-dimension model library, the General Assembly. Three dimensional modeling for reducer with a UG NX6.0. This study based on known requirements to be met by the calculated motion reducer, calculate the basic parameters, then use Auto paint two dimensional CAD Assembly, Assembly to map out detailed parts diagrams for each part, finally, UG NX6.0 to model the individual part. After the establishment of model library, move each part in the Assembly in UG NX6.0 out. In the present study two-and three-dimensional drawings and models are subject to traditional design requirements. Key Words: moderator two-dimensional engineering drawing 3D modeling目录1 绪论11.1洗模机简介11.1.1洗模机清洗原理简介11.1.2洗模机机械原理简介11.2减速器与减速机简介11.3减速器的原理、分类及正确安装方法11.3.1减速器的原理及分类21.3.2减速器的正确安装21.4设计洗模机专用减速器的作用21.4.1设计洗模机专用减速器的原因21.4.2洗模机专用减速器的原始数据31.4.3洗模机专用减速器设计方案的确定32洗模机专用减速器的传动件设计过程72.1电动机机的选择72.1.1电动机类型的选择72.1.2选择电动机容量72.1.3确定电动机转速82.1.4洗模机专用减速器的技术参数82.2传动比的分配82.2.1传动比的分配原则92.2.2分配传动比92.3传动机构参数及动力计算92.3.1各轴的转速92.3.3各轴的输入转矩102.4传动零件的设计计算及校核102.4.1圆柱直齿轮的设计、计算及校核102.4.3传动机构的系数归纳132.5输入、输出轴的设计、计算及校核152.5.1齿轮输入轴的设计、计算及校核152.5.2齿轮输出轴的设计、计算及校核172.5.3涡轮输出轴的设计、计算及校核202.6轴承的选择及校核232.6.1滚动轴承的失效形式232.6.2齿轮输入轴的轴承的选用及校核232.6.3齿轮输出轴的轴承的选用及校核242.6.4涡轮输出轴的轴承的选用及校核242.7键及联轴器的选择242.7.1键的选择及校核242.7.2联轴器的选择262.8洗模机专用减速器润滑和密封的设计262.8.1洗模机专用减速器润滑的设计262.8.2洗模机专用减速器密封的设计273洗模机专用减速器的结构设计293.1洗模机专用减速器的草图设计293.1.1绘制减速器结构草图的目的293.1.2绘制减速器结构草图的基本内容293.1.3绘制洗模机专用减速器结构草图的步骤293.2洗模机专用减速器辅助零件和箱体的结构设计293.2.1洗模机专用减速器辅助零件的结构设计293.2.2洗模机专用减速器箱体的结构设计323.3洗模机专用减速器装配工作图设计333.3.1洗模机专用减速器装配图的内容333.4洗模机专用减速器零件工作图设计344洗模机专用减速器的三维建模364.1 UG NX及UG NX8.0的介绍364.2 UG 建模的介绍364.3洗模机专用减速器主要零件的建模364.4洗模机专用减速器的虚拟装配415参考文献461 绪论 1.1 洗模机简介1.1.1洗模机清洗原理简介洗模机是由超声波发生系统,电解电路系统，循环过滤系统，专用的电解清洗液和优质防锈液组成。清洗的原理是： 利用电解作用，污垢受电流的作用产生正负分子，通过在金属表面所产生的氧气与氢气的催化作用下，使有污垢的部分进行快速分解，剥离并加以浮出； 利用超声波的空化效应，产生无数小气泡与对象物进行互相撞击。对工件上的污垢进行冲击爆破，使污垢自动剥离。 利用特殊的溶液经充分化学效应使得污垢迅速分解。有效祛除模具上的油，锈，硫化物，瓦斯气体，塑胶积碳等污垢。洗模机可以深入到模具内部去除油、锈、硫化物、树脂碎末及瓦斯气等污垢，彻底清除模具表面的任何污垢使模具返回到原有绚丽本色，并且具有良好的防锈功能。使用洗模机可以让模具反复使用，有效减少了制造成本，提高了生产效率。1.1.2洗模机机械原理简介洗模机机械运动原理：洗模机清洗模具系统分为两个部分，一部分是模具清洗喷头部分，另一部分是安装模具部分。模具清洗喷头部分的运动采用的是丝杆螺母机构，模具清洗喷头安装在螺母上，随着丝杆转动，螺母作直线运动，喷头跟着螺母作直线运动并向上喷出洗模液，洗模液喷到模具上达到清洗模具的效果。安装模具的部分可以旋转和上下运动，这样使模具清洗更为彻底。1.2 减速器与减速机简介机械设备上的减速设备是保证设备正常运行的基础，目前使用最多的就是减速机和减速器。在减速设备的选择上，很多朋友会把减速机与减速器混为一谈，但是他们却是两个不同的概念。下面就和大家一起来认识一下，帮助大家认识减速机和减速器，同时了解其在市场上的应用。减速器属于一种传动装置，位于原动机和工作机之间的闭式独立使用的，以降低机械的转速和增大转矩，使设备可以正常使用。市场上减速器的种类规格非常多，在选用减速器时，最好能够根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素来进行选择，以期能够选到最合适的产品。减速机是一种动力传达机构，通过齿轮的转速调节速度的，其将电机回转数减至所需回转数，并得到较大转矩。目前，用于传递动力与运动的机构中，减速机的应用领域是非常广泛的，据了解，各式机械的传动系统中几乎都需要使用减速机。如船舶、汽车、机车、建筑升降机，生产加工机具及自动生产设备，冰箱等家电等等。通过减速机的运转，以便于这些设备改变运行速度，转换扭矩。1.3 减速器的原理、分类及正确安装方法1.3.1减速器的原理及分类减速器是原动机和工作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，在某些场合也用来增速，称为增速器。 选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。 减速器的分类：减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。减速器的载荷分类：与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：均匀载荷;中等冲击载荷;强冲击载荷。1.3.2减速器的正确安装正确的安装，使用和维护减速器，是保证机械设备正常运行的重要环节。 因此，在您安装减速器时，请务必严格按照下面的安装使用相关事项，认真地装配和使用。第一步是安装前确认电机和减速器是否完好无损，并且严格检查电机与减速器相连接的各部位尺寸是否匹配，这里是电机的定位凸台、输入轴与减速器凹槽等尺寸及配合公差。第二步是旋下减速器法兰外侧防尘孔上的螺钉，调整夹紧环使其侧孔与防尘孔对齐，插入内六角旋紧。之后，取走电机轴键。第三步是将电机与减速器自然连接。连接时必须保证减速器输出轴与电机输入轴同心度一致，且二者外侧法兰平行。如同心度不一致，会导致电机轴折断或减速机齿轮磨损1.4设计洗模机专用减速器的作用1.4.1设计洗模机专用减速器的原因一般的减速器可以在市场上购买，然而洗模机专用减速器却需要专门的单独设计，主要原因有以下两点：（1）洗模机的工作环境比较恶劣，减速器和丝杆必须在封闭的环境中运行，在这个条件下，就无法对减速器控制的丝杆的运动情况进行观察和监测，而此次的减速器对时间的精度要求比较高，市场上一般的减速器则达不到这一的要求。（2）市场上一般的减速器无法实现频繁正反转，而洗模机喷头喷出的洗模液必须来回清洗模具腔，这就需要设计一个可以频繁正反转的减速器。（3）洗模机的技术要求里要求了在减速器外部安装限位开关，依靠是否碰触限位开关来决定碰头的运动状况，要满足这一要求就需要设计的减速器有换向功能。1.4.2洗模机专用减速器的原始数据电机和齿轮箱需安装在洗模机外部，在洗模机外部需增加上下机械行程开关，当行程走至下限位行程开关，触动下限位接触开关，电机需停顿5秒，然后电机反向旋转，当触动上限位开关时，电机反向旋转。喷头移动的时间为来回分别为25S，来回一个行程完成后，电机停顿5S。.综上所述，减速器的原始数据如表1-1表1-1项目参数喷头移动单程位移900mm单程时间25s停顿时间5s每天工作次数68次/天年工作日335天厂房温度0C40C连续工作时间1小时/次丝杆公称直径32mm丝杆螺距6mm喷头向上喷洗模液时丝杆受到的力20N1.4.3洗模机专用减速器设计方案的确定根据洗模机专用减速器所需要达到的要求和原始数据，除了要设计一个丝杆的减速系统之外，还需要在洗模机的箱体外面安装限位开关，由是否碰到限位开关来控制喷头螺母的运动情况和方向，故要设计一个外部触碰限位开关系统，这个系统需要和丝杆的运动有一定的联系。在箱顶同样设计丝杆传动，初步决定将这个系统安装在减速器箱体的顶部，这样便于观察。将外部触碰系统安装在箱顶的话，就需要设计一个能够垂直传动的减速器，符合这一条件的有锥齿轮传动和涡轮蜗杆传动。故初步拟定以下三种方案：方案一：方案一采用V带和锥齿轮传动，V带的输出轴连接喷头用丝杆，锥齿轮的输出轴连限位开关用丝杆。方案简图如图1-1：图1-1查表得带轮传动比范围i带=24，直齿圆锥齿轮传动比范围i锥5，故本次减速器设计的传动比范围为25，假设箱顶限位开关用丝杆长度L1=100mm，公称直径选14mm，螺距P=2，则限位开关用丝杆转速n限=120rmin，假设圆锥齿轮的传动比为5，则电机转速n电=120rmin5=600rmin，带轮传动比为24，则电机转速n电=726.4rmin1452.8rmin，由上述计算可知，600rmin不在726.4rmin1452rmin范围内，此时若要用此方案就需要两台电动机，而若改小箱顶限位开关用丝杆长度，则限位开关用丝杆的转速更小，也不符合要求，故此假设不合理。假设箱顶限位开关用丝杆长度为200mm，公称直径选择18mm，螺距选择P=2，则限位开关用丝杆转速n限=240rmin，假设圆锥齿轮传动比为4，则电机转速n电=960rmin，则选用的电动机满载转速需大于960rmin，故有以下几种型号的电机可供选择方案型号效率额定功率同步转速满载转速一Y160M-686%7.5kW1000rmin970rmin二Y225M-690.2%30kW1000rmin980rmin三Y315S-692.8%75kW1000rmin990rmin考虑到功率消耗的问题，选择方案一最合适。选择A型V带，主动轮转速n主=970rmin，从动轮转速n从=363.2rmin，故带轮传动比i带2.67，查相关资料选择小轮直径d1=90mm，验算带速V带=d1n1(601000）4.57ms，不在5ms25ms范围内。故不符合要求。若再改大小带轮直径，则大带轮直径也相应的变大，不符合经济性原则，故此假设不合理。综上所述，采用带轮和锥齿轮传动不合理。方案二：方案二采用链和涡轮蜗杆传动，链传动的输出轴连接喷头丝杆，涡轮蜗杆的输出轴连接行程开关用丝杆。方案简图如图1-2：图1-2查表得链传动传动比常用范围为25，涡轮蜗杆传动比常用范围为i50.由以上的计算可知，n丝=363.2rmin，则根据链传动的传动比范围，电机转速范围为n电726.4rmin1816rmin，选择电动机额定转速为1500rmin，则有以下几种电机可供选择：方案型号效率额定功率同步转速满载转速一Y100L2-482.5%3.0kW1500rmin1430rmin二Y132S-485.5%5.5kW1500rmin1440rmin三Y160M-488%11kW1500rmin1460rmin综合考虑，选择第二方案电机，根据满载转速和丝杆转速，得出链传动传动比为i链3.965，在常用的传动比范围内。假设箱顶行程开关用丝杆的长度为100mm，公称直径选14mm，螺距P=2，则箱顶丝杆转速为120rmin，则涡轮蜗杆传动比为i蜗=12，在常用的传动比范围内。故初步确定此方案可行。方案三是采用圆柱齿轮和涡轮蜗杆传动，圆柱齿轮传动的输出轴连接丝杆，涡轮蜗杆传动的输出轴连接箱顶限位开关用丝杆。方案简图如图1-3：图1-3查表得圆柱直齿轮传动比适用范围为i齿=35，涡轮蜗杆传动比常用范围为i50，如图所示喷头用丝杆只经过一次减速，而限位开关用丝杆经过了两次减速，而喷头用丝杆的转速为n丝=363.2rmin，则电机的转速范围为n电=1089.6rmin1816rmin，查表初选Y132S-4电机，满载转速为n=1440rmin，则圆柱直齿轮实际传动比为n齿=3.96，在常用范围内，假设箱顶限位开关用丝杆长度100mm，公称直径14mm，螺距P=2，则限位开关用丝杆转速n限=120rmin，总传动比i=1440120=12，故涡轮蜗杆传动比i涡=123.96=3.03.不满足蜗轮蜗杆的传动比范围，故将箱顶用丝杆的螺距改为P=4，则此时i=6.06满足要求，故初步判定此方案可行。根据以上的三种方案的机构简图和各种传动形式的优缺点归纳以及初步计算结果，对以上的三种方案进行分析：方案一中，带传动不能保证稳定的传动比，而且由初步计算可知此方案不符合经济性和合理性，故方案一不合适。经计算，方案二和方案三都可以达到洗模机专用减速器设计的技术协议，但是，方案二中箱顶限位开关用丝杆只经过了一次减速，涡轮蜗杆的传动比较大，故涡轮蜗杆的尺寸也比方案三中的涡轮蜗杆大，而且方案二中的链传动的制造比方案三中的圆柱直齿轮复杂，而且方案二中的链传动不如方案三中的圆柱直齿轮传动的传动比准确和稳定。综上所述，方案二不如方案三优越。方案三为最佳方案。2洗模机专用减速器的传动件设计过程2.1电动机机的选择2.1.1电动机类型的选择根据洗模机专用减速器技术协议可以得出洗模机专用减速器的工作要求为：工作环境温度0C-45C，频繁正反转，频繁启制动。综合各种条件选用YG系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇式结构，电压380V.2.1.2选择电动机容量丝杆的转速及丝杆的受力分析：有洗模机专用减速器设计的技术协议可测得丝杆长度为L=908mm，考虑到螺纹尾端倒角，故丝杆的有效长度为900mm，而丝杆上的铜螺母来回时间分别为25s，则螺母运行速度为V=36mms，测得丝杆公称直径D1=32mm，螺距P1=6，则丝杆需要达到的转速为N1=360rmin.而在箱体的箱盖上需要设计一个丝杆螺母机构来监测喷头的运动状态。故箱顶需设计一个限位开关用丝杆，假设限位开关用丝杆的有效长度为100mm，选用公称直径为 D2=14mm，螺距P2=1mm，则限位开关用丝杆的转速为N2=60rmin.假设喷头向模具喷洗模液时丝杆受到的垂直向上的力为F=20N,则减速器最终输出功率为P工作=FV1000=0.72Kw.由以上的计算可知，丝杆的输出功率为P工作=0.72Kw从电动机到喷头用丝杆的总效率：从电动机到限位开关用丝杆的总效率：联轴器传动效率为：，一对深沟球轴承的传动效率为：圆柱直齿轮的（假设制造精度为8级）的传动效率为：涡轮蜗杆的传动效率为：则从电动机到喷头用丝杆的总效率为：从电动机到限位开关用丝杆总效率为：所以电动机输出功率2.1.3确定电动机转速由计算可知喷头用丝杆的转速,限位开关用丝杆的转速,则涡轮蜗杆传动的传动比为i2=N1/N2=6,而圆柱直齿轮的最佳传动比范围为i1=35.则电动机的转速范围为,符合这一转速范围的同步转速有.则有以下电机满足要求：表2-1电动机型号额定功率同步转速满载转速质量YGa112L1-41.2Kw1500rmin1410rmin57kg该电机的尺寸表如表2-2表2-2项目ABCDEFGGDH尺寸(mm)190159703280102781122.1.4洗模机专用减速器的技术参数丝杆的转速及丝杆的受力分析：由洗模机专用减速器设计的技术协议可知，喷头用丝杆的有效长度为900mm，而丝杆上的铜螺母来回时间分别为25s，则螺母运行速度为V=36mms，测得丝杆公称直径D1=32mm，螺距P1=6，则丝杆需要达到的转速为N1=360rmin.要达到触碰限位开关的同时喷头也到达单程终点的要求，就必须让限位开关用丝杆和喷头用丝杆之间存在一定的关系。假设设计的限位开关用丝杆的有效长度为100mm，螺距P2=1，根据以上数据可以计算出丝杆的功率为P=0.72Kw.综上所述，减速器所需要达到的技术参数如表2-3表2-3：项目参数喷头用丝杆转速360r/min限位开关用丝杆转速60r/min喷头用丝杆输入功率0.74Kw限位开关用丝杆功率0.54Kw圆柱直齿轮传动比3.92涡轮蜗杆传动比62.2传动比的分配2.2.1传动比的分配原则传动比一般按以下原则分配：使各级传动承载能力大致相等；使减速器的尺寸与质量较小；使各级齿轮圆周速度较小；采用油浴润滑时，使各级齿轮副的大齿轮浸油深度相差较小。低速级大齿轮直接影响减速器的尺寸和重量，减小低速级传动比，即减小了低速级大齿轮及包容它的机体的尺寸和重量。增大高速级的传动比，即增大高速级大齿轮的尺寸，减小了与低速级大齿轮的尺寸差，有利于各级齿轮同时油浴润滑；同时高速级小齿轮尺寸减小后，降低了高速级及后面各级齿轮的圆周速度，有利于降低噪声和振动，提高传动的平稳性。故在满足强度的条件下，末级传动比小较合理。减速器的承载能力和寿命，取决于最弱一级齿轮的强度。仅满足于强度能通得过，而不追求各级大致等强度常常会造成承载能力和使用寿命的很大浪费。通用减速器为减少齿轮的数量，单级和多级中同中心距同传动比的齿轮一般取相同参数。当a和i设置较密时，较易实现各级等强度分配；a和i设置较疏时，难以全部实现等强度。按等强度设计比不按等强度设计的通用减速器约半数产品的承载能力可提高10%-20%。和强度相比，各级大齿轮浸油深度相近是较次要分配的原则，即使高速级大齿轮浸不到油，由结构设计也可设法使其得到充分的润滑。2.2.2分配传动比圆柱直齿轮传动比：涡轮蜗杆的传动比为：2.3传动机构参数及动力计算2.3.1各轴的转速小齿轮输入轴的转速：大齿轮输出轴的转速：涡轮输出轴的转速： 2.3.2各轴的输入功率小齿轮轴的输入功率：大齿轮输出轴的功:Kw涡轮输出轴的功率为：2.3.3各轴的输入转矩电动机输出转矩：小齿轮输入轴的输出转矩：大齿轮输出轴的输出转矩：涡轮输出轴的输出转矩：运动和动力参数整理如表2-4：表2-4轴名功率（Kw）转矩（N.mm）转速（rmin）传动比效率电机轴0.79141010.94小齿轮输入轴0.7821141010.99大齿轮输出轴0.743603.920.980.97涡轮输出轴0.546060.750.982.4传动零件的设计计算及校核2.4.1圆柱直齿轮的设计、计算及校核（1）选材，选精度等级考虑此对齿轮传递的功率不大故大小齿轮都选用软齿面。小圆柱直齿轮选用45号钢，调质处理，HB=217255，大圆柱直齿轮选用45号钢，正火处理，HB=169217，因是机床用齿轮，选择8级精度。（2）粗选齿数选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数,取95.则.则传动比误差:,故粗选齿数合理。则齿数比=i1,=3.96.(3)按齿面接触强度设计小齿轮分度圆直径 ,式中=i1,=3.96，因轴承相对齿轮为非对称布置，查表选齿宽系数d=0.9,转矩,查表得载荷系数K=1.3,许用应力,根据齿轮的材料及硬度范围可查得：Hlim1=580MPa,Hlim2=330MPa.应力循环次数：查图可知ZNT1=0.89 ,ZNT2=0.93 ,则 ,其中SN=1.0 ,则,将以上的数代入小分度圆的计算公式中，可得出 ,则模数mm查表取标准模数m=1.25mm.则 .(4)校核齿根弯曲疲劳强度确定有关参数和系数： 取b2=30mm b1=35mm根据齿数Z1=24 Z2=95查表得齿形系数YFa和应力修正系数YSa如下:YFa1=2.65 YFa2=2.19 YSa1=1.59 YSa=1.785查图得：YNT1=0.9 YNT2=0.95 试验齿轮应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25SN=1.0校核两齿轮的需用弯曲应力：(5)计算齿根传动中心距a=m2Z1+Z2=1.25224+95=74.375mm查表可知，大齿轮适合选用8级或者9级精度的齿轮，此处选择8级精度。2.4.2涡轮蜗杆传动的设计、计算及校核（1）选择材料并确定许用应力查表可选蜗杆用45号钢，调质处理，涡轮用铸锡青铜：ZCuSn5Pb5Zn5可查得涡轮许用弯曲应力,涡轮许用接触应力（2）选择蜗杆头数 由i2=6查表，选取蜗杆头数Z1=6,则Z2=66=36（3）确定涡轮转矩(4)确定计算系数使用KA=1.2,材料综合弹性系数ZE=150（钢配锡青铜），确定接触系数Z:假定d1a=0.5,则查图得Z=2.35.(5)蜗杆基本尺寸计算计算中心距: 蜗杆分度圆直径 ,模数 ,查表取标准模数m=3.15 ,根据此模数查得蜗杆直径系数q=11.270 ,根据以上数据查表可得出，蜗杆分度圆直径d1=35.5mm ,涡轮分度圆直径 ,则中心距a=m(q+Z2)2=74.45mm64.83mm ,合理。此时蜗杆圆柱异程角 .(6)校核弯曲强度 涡轮齿形系数当量齿数 ，查图可以得出齿形系数YFa2=2.32 .涡轮齿根弯曲应力说明涡轮弯曲强度足够，涡轮蜗杆传动设计合理。 2.4.3传动机构的系数归纳圆柱直齿轮传动系数如表2-5：表2-5名称符号 结果模数mm=1.25压力角分度圆直径dd1=30mm d2=118.75mm齿顶圆直径dada1=32.5mm da2=121.2mm齿根圆直径dfdf1=26,875mm df2=115.625mm标准中心距aa=74.375mm齿宽bb1=35mm b2=30mm涡轮蜗杆传动系数如表2-6：表2-6名称符号结果模数mm=3.15分度圆直径dd1=35.5mm d2=113.4mm齿顶圆直径dada1=41.8mm da2=119.7mm齿根圆直径dfdf1=27.94mm df2=105.84mm齿宽bb1=48mmb2=30mm中心距aa=74.45mm齿距pp=9.891mm2.5输入、输出轴的设计、计算及校核2.5.1齿轮输入轴的设计、计算及校核(1)选材：由于传递中功率小，转速不高，故选用45号钢，调质处理，查表可知：硬度HB=217255 ,抗拉强度b=650MPa ，疲劳极限-1=300MPa ,屈服极限s=360MPa 。(2）确定轴最小端直径P1=0.7821Kw , ,n1=1410rmin ,查表取C=118 .按扭转强度估算轴最小端直径： .由于该轴有键槽，故轴的最小直径应加大5%7% ，即 ,又因为齿轮输入轴与电动机轴相连，为使所选的轴的直径d1与联轴器的孔相适应，需同时选择联轴器型号，此处选择套筒联轴器，联轴器具体尺寸见附图1-5.取d1=12mm .（3）齿轮输入轴的结构设计轴上零件的定位、固定和装配。在本次设计中齿轮输入轴的最小直径端与电机相连，即需要与输入轴键套配合，紧接着安装轴承，轴承左面用轴肩定位，右面用输入轴法兰轴承套定位。紧挨着轴肩设计齿轮轴部分，最后根据箱体的大小设计左边的轴承轴肩长度。左轴承从左面装入，右轴承和输入轴键套依次从右面装入。齿轮输入轴的基本结构如图2-1：图2-1确定轴各段直径和长度。右起第一段直径即与电机相连端直径d1=12mm ,其长度应结合电机输出轴的长短和输入轴键套设计，取L1=25mm .右起第二段上安装有轴承，轴径与轴承内圈配合，右起第一段的轴肩圆角R1=0.8mm ,取轴肩高度h=2R1=1.6mm ,则 ,初选轴承6003，内圈直径为17mm，宽度10mm。故右起第二段轴径d2=17mm ,L2应比轴承的宽度大，取L2=20mm ,右起第三段紧挨轴承，轴径应与轴承的安装相关联，故第三段轴径d3=da=19.4mm ,取L3=18mm .第四段即齿轮轴，齿宽b1=35mm,分度圆直径d1=30mm.齿顶圆直径:,其中ha*=1.齿根圆直径,其中ha*=1,c*=0.25,第四段总长度L4=40mm.第五段与轴承的安装关联，故d5=da=19.4mm,第五段上为安装任何零件，根据箱体大小暂定第五段长度L5=140mm。第六段安装轴承，故d6=17mm,第六段长度应比轴承的宽度大，取L6=20mm.由上述轴各段长度可算得轴支撑跨距L=208mm.(4)按弯扭合成强度校核轴的强度分度圆直径d1=30mm,转矩T1=5297N.mm,则作用在齿轮上的圆周力,径向力,两轴承相对于齿轮不是对称布置，LA=165mm,LB=43mm.由于选用的是深沟球轴承，故轴向力Fa=0 .则轴承支反力如下：水平面支反力分别为：,垂直面支反力分别为：, 右起第四段即齿轮轴部分C处弯矩如下：水平面弯矩：C处左侧水平面的弯矩：,C处右侧水平面弯矩：垂直面弯矩如下：C处左侧垂直面弯矩：,C处右侧垂直面弯矩：危险截面C左侧合成弯矩： 。转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩为： .校核危险截面C的强度： .强度足够。 2.5.2齿轮输出轴的设计、计算及校核（1）选材：由于传递功率小，转速不高，故选用45钢，调质处理，查表可知：硬度HB=217255 ,抗拉强度b=650MPa ，疲劳极限-1=300MPa ,屈服极限s=360MPa 。（2）确定轴最小端直径P2=0.74Kw , ，n2=360rmin ,查表取C=118按扭转强度估算轴最小端直径： ，由于该轴有键槽，故该轴直径应加大5%7% ，则 ，故取d1=17mm 。（3）齿轮输出轴的结构设计轴上零件的定位、固定和装配。在本次设计中齿轮输出轴的最小直径一端安装轴承，与轴承内圈配合，轴承的左端以轴肩定位。紧接着安装螺母式套筒，用于大齿轮的定位，紧挨螺母式套筒安装大齿轮。在大齿轮的左面设计轴肩结构，轴肩结构后根据蜗杆的各个尺寸要求设计蜗杆轴部分，蜗杆轴设计完成后设计齿轮输出轴与丝杆的连接部分，法兰轴承套与箱体连接块连接，使得箱体与法兰轴承套的相对位置固定，再设计一个输出轴防护套与法兰轴承套连接，使齿轮输出轴与丝杆相连。轴做成阶梯型，左轴承和输出轴键套从左面装入，大齿轮、螺母式套筒、右轴承一次从右面装入。齿轮输出轴的基本结构如图2-2：图2-2确定轴各段直径和长度。右起第一段上安装有轴承，轴与轴承内圈配合，初选轴承6003，内圈直径为17mm，宽度10mm。第一段的长度应比轴承的宽度大，故取d1=17mm ,L1=15mm 。第二段轴与轴承的安装有关，即d2=da=19.4mm ,根据箱体的大小以及齿轮啮合情况取L2=45mm 。第三段安装套筒，若第三段制成光滑轴，则套筒会移动进而导致齿轮的定位松动，则第三段应制作螺纹，制作M24的螺纹，安装两个螺母取L3=31mm 。第四段取d4=30mm ，L4=b2-2=30-2=28mm .取L5=5mm ,d5=42mm ,L6=3mm ，d6=30mm .d7=25mm ,L7=39mm ,第八段即蜗杆轴部分，蜗杆宽度为48mm，左右两端各取3mm的倒角，则L8=53mm .根据涡轮的尺寸和涡轮蜗杆啮合情况取d9=25mm ,L9=54mm .第十段与轴承的安装相关联，取d10=da=19.4mm ,L10=5mm .第十一段安装轴承则d11=17mm ,L11=15mm . 右起第十二段直径即与丝杆轴相连端直径d12=15mm ,其长度应结合丝杆轴的长短和输出轴键套设计，取L12=30mm .由上述计算可算得轴总长度为324mm，轴支撑跨距为L=274mm 。（4）按弯扭合成强度校核轴的强度分度圆直径d2=118.75mm,转矩T2=5138N.mm,则作用在齿轮上的圆周力,径向力Fr=Fttan=86.53tan20=31.5N,两轴承相对于齿轮不是对称布置，LA=180mm,LB=94mm.由于选用的是深沟球轴承，故轴向力Fa=0 .轴承相对于涡轮不是对称布置，LA,=91mm,LB,=183mm .则轴承支反力如下：水平面支反力分别为：, .垂直面支反力分别为：, .估计齿轮输出轴有两个较危险截面，即截面D和截面E. 右起第四段即安装大齿轮轴部分D处弯矩：水平面弯矩如下：D处左侧水平面的弯矩：,D处右侧水平面弯矩：垂直面弯矩如下：D处左侧垂直面弯矩：,D处右侧垂直面弯矩：危险截面D左侧合成弯矩： 。转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取=0.6，截面D处的当量弯矩为： .校核危险截面D的强度： .强度足够。右起第八段即蜗杆轴部分E处弯矩如下：水平面弯矩分别为：E处左侧水平面的弯矩：,E处右侧水平面弯矩：垂直面弯矩分别为：E处左侧垂直面弯矩：,E处右侧垂直面弯矩：危险截面E右侧合成弯矩： 。转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取=0.6，截面E处的当量弯矩为 .校核危险截面E的强度： .强度足够。2.5.3涡轮输出轴的设计、计算及校核（1）选材：由于传递功率小，转速不高，故选用45钢，调质处理，查表可知：硬度HB=217255 ,抗拉强度b=650MPa ，疲劳极限-1=300MPa ,屈服极限s=360MPa 。（2）确定轴最小端直径P3=0.54Kw , ，n2=60rmin ,查表取C=118按扭转强度估算轴最小端直径： ，由于该轴有键槽，故该轴直径应加大5%7% ，则 ，故取dmin=27mm 。第一段安装轴承，初选轴承6006，则第一段直径d1=30mm,第一段应长度比轴承的宽度大，故取L1=20mm .（3）齿轮输出轴的结构设计轴上零件的定位、固定和装配。在本次设计中涡轮输出轴右起第一段安装轴承，与轴承内圈配合，轴承的左端以轴肩定位。紧挨轴肩的是安装涡轮时需要设计的轴肩，紧接着是安装涡轮的轴段，与涡轮紧挨着的是套筒，用于涡轮的定位。随后又设计安装轴承部分，轴承安装部分设计完成后设计涡轮输出轴与外部连接部分。减速器外部涡轮输出轴与铜螺母连接，应设计一段螺纹。涡轮输出轴的基本结构如图2-3：图2-3确定轴各段直径和长度。右起第一段上安装有轴承，轴与轴承内圈配合，初选轴承6006，内圈直径为30mm，宽度13mm。第一段的长度应比轴承的宽度大，故取d1=30mm ,L1=20mm 。右起第二段与轴承的安装关联故d2=da=36mm ,L2=44mm .第三段用于涡轮的定位，轴径由涡轮的大小确定，取d3=48mm ,L3=5mm .第四段安装涡轮，d4=40mm ,L4=47mm .第五段安装套筒，若设计成光滑轴形式则套筒会滑动，进而影响涡轮的定位，故将第五段设计成螺纹形式，套筒采用螺母式套筒，取第五段螺纹公称直径d5=M36mm ,长度L5=26mm 。第六段为加工螺纹设计的退刀槽，取d6=28mm ,L6=5mm .第七段与轴承的安装关联故d7=da=36mm ,L2=40mm .第八段安装轴承，轴与轴承内圈配合，内圈直径为30mm，宽度13mm。第一段的长度应比轴承的宽度大，而且应该根据箱体的大小以及与涡轮输出轴与外部的连接相关，故取d8=30mm ,L8=60mm 。第九段为与外部铜螺母相连部分，d9=M14mm ,L9=100mm 。第十段取d10=10mm ,L10=16mm .由上述计算可算得轴总长度为300mm，轴支撑跨距为L=180mm 。（4）按弯扭合成强度校核轴的强度分度圆直径d2=113.4mm,转矩T3=4881N.mm,则作用在齿轮上的圆周力,径向力Fr=Fttan=86.08tan20=31.33N,两轴承相对于齿轮不是对称布置，LA=100mm,LB=80mm.由于选用的是深沟球轴承，故轴向力Fa=0 .则轴承支反力如下：水平面支反力分别为：, .垂直面支反力：, .右起第四段即安装大齿轮轴部分F处弯矩：水平面弯矩分别为：F处左侧水平面的弯矩：,F处右侧水平面弯矩：垂直面弯矩分别为：F处左侧垂直面弯矩：,F处右侧垂直面弯矩：危险截面F左侧合成弯矩： 。转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取=0.6，截面F处的当量弯矩为： .校核危险截面F的强度： .强度足够。2.6轴承的选择及校核2.6.1滚动轴承的失效形式滚动轴承的失效形式主要有疲劳剥落、过量的永久变形和磨损等。轴承在正常的条件下使用，内圈、外圈和滚动体上的接触应力都是变化的，工作一定时间后，接触表面就可能发生疲劳点蚀，以造成疲劳剥落。故疲劳剥落是轴承的正常失效形式，它决定了轴承的工作寿命，故轴承的寿命一般是指疲劳寿命。此外轴承还有胶合、烧伤、套圈断裂、滚动体压碎、保持架磨损和断裂、锈蚀等失效形式，在正常的使用条件下，这些失效是可以避免的，因此称之为非正常失效。2.6.2齿轮输入轴的轴承的选用及校核初选轴承6003，根据减速器工作条件预计需要的轴承寿命： .而轴承寿命与基本额定动载荷关系可表示如下： 式中：Lh代表基本额定寿命，单位h C代表基本额定动载荷，单位N P代表当量动载荷，单位N ft代表温度系数 fp代表载荷系数 n代表轴承工作转速，单位rmin 代表寿命指数（球轴承=3，滚子轴承查表得,P1=XFt+YFa,因此处选择的是深沟球轴承所以Fa=0,即则齿轮输入轴的轴承基本额定寿命为：,故齿轮输入轴选用6003轴承合理。2.6.3齿轮输出轴的轴承的选用及校核初选轴承6003，根据减速器工作条件预计需要的轴承寿命： .而轴承寿命与基本额定动载荷关系可表示如下： , 查表得,P2=XFt+YFa,因此处选择的是深沟球轴承所以Fa=0,则P2=186.53=86.53N ,则齿轮输出轴的轴承基本额定寿命为： ,故齿轮输出轴轴承选用6003合理。2.6.4涡轮输出轴的轴承的选用及校核初选轴承6006，根据减速器工作条件预计需要的轴承寿命： .而轴承寿命与基本额定动载荷关系可表示如下： , 查表得,P2=XFt+YFa,因此处选择的是深沟球轴承所以Fa=0,则P3=186.08=86.08N ,则涡轮输出轴的轴承基本额定寿命为： ,故齿轮输出轴轴承选用6006合理。2.7键及联轴器的选择2.7.1键的选择及校核在此次设计中统一选用圆头普通平键（A型），此类键有如下特点：靠侧面传递转矩，对中好，易拆卸。无轴向固定作用。精度较高，用于高速轴或受冲击、正反转的场合。薄型平键用于薄壁结构和传递力矩较小的传动。A型用端铣刀加工键槽，键在槽中固定好，但应力集中较大。键连接的校核按下表2-7中所列公式：表2-7：键的类型计算内容强度校核公式说明半圆键连接工作面挤压T-传递的转矩，N.mmd-轴的直径，mml-键的工作长度，mmk-键与轮毂的接触高度，mm，平键k=0.4hb-键的宽度，mmt-切向键工作面宽度，mmc-切向键倒角的宽度，mm-摩擦因数，对钢和铸铁-键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPap-键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用压强，MPa平键静连接动连接连接工作面压强楔键连接工作面挤压切向键连接工作面挤压端面键连接工作面挤压齿轮输入轴与电机相连选用的键为:圆头普通平键（A型），b=5mm,h=5mm,L=18mm 。查表得许用挤压应力 ,键与键槽接触长度l=L-b=18-5=13mm ,则挤压强度： ，故齿轮输入轴与电机连接处的键能安全工作，此键为518(GB/T1095-1979)。齿轮输出轴与丝杆连接选用的键为：圆头普通平键（A型），b=5mm，h=5mm，L=22mm 。查表得许用挤压应力 ,键与键槽接触长度l=L-b=22-5=17mm ,则挤压强度： ，故齿轮输出轴与丝杆连接处的键能安全工作，此键为522(GB/T1095-1979)。大齿轮与齿轮输出轴连接选用的键为：圆头普通平键（A型），b=