减速器设计.doc

一、 设计题目根据学号，选择三号题目带式运输机方案1。带式运输机设计原始数据方案轴承座中心高度H/mm 最短工作年限L/y 工作环境12.21420120231603年3班室外 二、设计工作量 1、设计计算齿轮高速轴以及轴系部件； 2、绘制轴承部件装配图一张； 3、编写计算说明书一份；三、选择电动机根据方案3已知数据，由参考资料3，P164表15.1， 选用Y100L1-4型三相异步电机。四、设计计算说明1、选择材料由于所设计之轴所传递功率不大，并且对质量以及结构尺寸没有特殊要求，因此选用常用材料45#钢，调质处理即可。 2、初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，对于弯矩的影响用降低许用应力的办法来考虑。其计算公式为：，式中， （1）转轴传递功率，；转轴轴速，；转轴材料许用扭剪应力，；转轴材料许用扭剪应力确定的系数；由设计原始数据，所选转轴材料为45#钢，由参考资料2，P193表10.2，查得；考虑轴端弯矩小于转矩，因此取小值，；代入以上数据于（1）式，则得，由于此截面与带轮轮毂相配合，开有键槽，所以，因为轴端传动件为带轮，需要考虑起工作状况，修正传递名义功率，应以设计功率计算，所以以上设计还不足以完全确定最小轴径。设计功率，式中， （2）工作状况系数，修正名义功率；由参考资料1，P102表7.6查得，；代入（2）式，则得，将代入（1）式代替，再考虑键槽影响，最终可得，考虑安全储存以及圆整标准，此取。 3、结构设计3.1轴承部件结构形式为了方便轴承部件的拆装，减速器机体采用分离式结构；由于传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴长不大，因此轴承部件的固定形式采用两端固定。至此，便可按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。3.2带轮与轴段13.2.1带轮结构设计由于上次作业只设计了小带轮，而未设计大带轮，所以这里需要重新设计带轮。由带式运输机V带传动设计大作业，V带带型为型，大带轮基准直径。大带轮转速不高，因此材料选用HT200铸铁，铸造成型；大带轮基准直径，因此结构采用腹板式；由经验公式，可得其他结构尺寸。3.2.2轴段1设计轴段1的直径即为2处所得，由于已于带轮配合，因此；轴段1的长度应比带轮轴毂长度略短，因此；轴与带轮间的连接选用B型平键。3.3密封圈与轴段2由于带轮固定依靠轴肩；由经验公式，代入，可得；从而，；再者由于其与密封圈配合，而密封圈均已标准化，因此轴段2的直径最终需由密封圈确定。由参考资料3，P156表14.2，选用标准FZ/T92010-1991，轴径毡圈油封，那么轴段2的直径。3.4轴承与轴段3、7齿轮减速器啮合齿轮为直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可忽略不计，轴承类型选用深道滚球轴承。轴段3直径应既便于轴承安装，又满足轴承内径系列。暂选轴承型号为6306，由参考资料3，P138表12.1，查得轴承内径，外径，宽度，定位轴肩直径，轴上定位端面的圆角半径；因此轴段3直径，长度；轴段6的尺寸与轴段3尺寸相同，。3.5密封盖与轴段4、6轴承依靠轴肩固定，轴承定位轴肩直径，因此轴段4直径；轴段6直径与轴段4直径相等，。密封盖采用嵌入式密封盖，配合密封圈一起使用；由于密封圈已经标准化，因此其宽度尺寸由与其配合的密封圈确定。由参考资料3，P156表14.2，选用标准FZ/T92010-1991，轴径的毡圈油封，从而密封盖的宽度应为。3.6齿轮与轴段53.6.1齿轮结构设计由于上次作业只设计了大齿轮，而未设计小带轮，所以这里需要重新设计齿轮。由带式运输机齿轮传动大作业，齿轮模数，小齿轮齿数，小齿轮齿宽。从而， （3） （4）以上两式中，小齿轮分度圆直径，；小齿轮齿顶圆直径，；小齿轮齿根圆直径，；齿顶高系数，对于标准齿轮，；齿顶隙系数，对于标准齿轮，；齿高变动系数；由参考资料1，P167表5-7，其中为总变位系数，为中心距变动系数，为实际中心距，为标准中心距；由上次设计数据，将以上数据代入（3）、（4）两式，可得，如果齿轮结构采用实心式，其与轴间的连接采用键连接，那么至少对比轴段4的尺寸与其配合，依据轴径选择公称尺寸的普通平键，则齿轮齿根圆至齿轮轮毂键槽底面的距离，式中，齿轮轮毂直径，；齿轮轮毂键槽深度，；显然，所以，须将齿轮与轴做成一体，亦即采用自轴式齿轮；3.6.2轴段5设计由于齿轮为自轴式并且齿根圆直径小于两侧轴径，为了保证其工作时与配对齿轮完全啮合并且不与两侧轴面发生干涉，轴段5的长度应该大于齿轮的齿宽，可取，。3.8轴段2、4、6长度轴段2、4、6的长度除与轴上零件有关外，还与机体以及轴承盖等零件有关。一般从齿轮端面开始向两端展开来确定这些尺寸。3.8.1轴段4、6长度为了避免动件齿轮与不动件机体发生干涉，齿轮端面与机体内壁之间需要留有足够间隙，由参考资料2，P198表10.3，可取；轴承与密封盖之间应该留有适当间隙，可取；至此，轴段4与6的长度即可确定。3.8.2 轴段2长度为了避免动件带轮轮毂端面与不动件轴承盖连接螺栓发生干涉，带轮轮毂端面与轴承盖支间应该留有足够的间距，可取；轴承盖凸缘高度不应太小，一般有，可取；轴承座与轴承盖之间安装调整垫片，可取其厚度；这样，轴段2长度即可确定。3.8主要部件设计3.8.1轴承座设计为保证拧紧轴承座连接螺栓所需的扳手空间，轴承座应该有足够的宽度；由参考资料4，P31，轴承座地脚螺栓直径，其中a为齿轮传动中心距，轴承盖连接螺栓直径，轴承座连接螺栓直径；由参考资料2，P198表10.3，；由参考资料4，P32表7-1，查得与对应的，；至此，轴承座宽度即可确定；显然，满足扳手空间；依据轴承外径以及轴承盖连接螺栓直径，轴承座外径， 考虑螺栓连接需要的周界厚度，可取。3.8.2轴承盖设计设计依照参考资料3，P228；轴承盖凸缘高度前面已经确定，；凸缘厚度由轴承尺寸确定，参照6306型轴承尺寸，可取；轴承盖端面螺孔处厚度，可取；轴承盖端面其余区域厚度与大致相等。轴承盖外径，可取；轴承盖连接螺栓分布圆直径，可取；至此，轴承盖设计完成。3.9固定连接选择3.9.1螺纹连接带轮轴向固定、轴承盖连接、轴承座连接、轴承座地脚固定均采用螺纹连接，螺纹连接件选择依次如下：螺栓；螺栓；螺栓；螺栓。3.9.2键连接带轮与轴的周向连接采用型普通平键连接，连接键选为键。3.9.3销连接轴承座上下箱体定位采用圆锥销，定位销选为销。至此，轴系部件结构设计基本完成，完成的结构设计草图如图1所示。4、受力分析4.1绘制受力简图转轴工作主要受带传动所产生的压轴力，齿轮传动所产生的法向力以及轴承的支承反力；其中，由于齿轮传动未直齿圆柱齿轮，因此法向力的分量只有径向力和周向力，而没有轴向力。为计算方便，可将转轴简化为一简支梁；齿轮、带轮等作用在转轴上的均布载荷简化为集中力；带轮作用于转轴上的转矩简化为作用于带轮轮毂宽度中点，轴承作用于转轴上的支承反力简化为作用在轴承宽度中点。由于带传动压轴力的方向因为安装的不同而不同，所以其方向未知，因此转轴的受力情况就有两种，下面分别予以讨论；由带式运输机V带传动设计大作业，；由带式运输机齿轮传动设计大作业，；转轴的受力简图如图2、图3所示。图1、图24.2计算支承反力对于图2，水平面上，列力系平衡方程，应有，代入数据，可得，；垂直面上，列力系平衡方程，应有， ；代入数据，可得，；即有，对于图3，只需以代替代入上述方程，即可得到， 于是可以轻松得到每处的总支承反力，4.3绘制弯矩图为计算简便计，以下计算均不考虑力的方向。对于图2：水平面上，点处弯矩，点处弯矩，垂直面上：点处弯矩，对于图3：水平面上，点处弯矩，点处弯矩，垂直面上，由于受力情况未变，弯矩与图2相同，合成弯矩：对于图2，点处弯矩，点处弯矩对于图3，点处弯矩，点处弯矩基于以上计算，即可作出水平面与垂直面的弯矩分量图，如图4、图5所示；而合成弯矩图，尚需进一步计算方可作出。图4图54.4绘制扭矩图扭矩图如图8所示。图85、强度校核5.1疲劳强度校核一般减速器中的转轴，在交变应力作用下，其实效的主要形式是疲劳断裂，所以主要校核其疲劳强度。5.1.1确定最大弯矩作用截面由弯矩图可知，不论对于图2，还是对于图3，在轴段上，弯矩的水平面分量与垂直面分量单调性不一致，因此合成弯矩的单调性不明显，不经过计算难以确定最大弯矩所在处。下面首先计算最大弯矩发生处。为计算简便计，以下计算均不考虑力的方向。在轴段上任取一点，并设其与点的距离为，那么点处的弯矩表达式应为：对于图2，由的表达式可以看出，随着的增大，先减小，后增大，在处取得最小值；由于，所以在处即轴承宽度中点处取得最大值，弯矩在齿轮两侧近似呈对称分布；对于图3，由的表达式可以看出，随着的增大，也是先减小，后增大，在处取得最小值；由于，所以在处即齿轮宽度中点处取得最大值，弯矩在齿轮两侧呈不对称分布。至此，便可作出合成弯矩图，如图7、图6所示。图6图75.12确定需要校核危险截面由合成弯矩图可以看出，在轴段上，第一种安装布局引起的弯矩与第二种安装布局引起的弯矩处处相等；在轴段上，第一种安装布局引起的弯矩处处小于第二种安装布局引起的弯矩；可见，由于第一种安装布局产生的压轴力与径向力方向相反，互相抵消了部分，因此引起的弯矩明显才小于第二种安装布局引起的弯矩。所以强度校核就以工作状况最为恶劣的第二种情况未标准，如果转轴的各项性能满足第二种情况，那么必然满足第一种情况。这里本着一切为了安全的原则，着重于弯矩最大处、轴径较小处以及重要部件处，选择危险截面校核。处所在截面为齿轮中心截面，弯矩最大，又有扭矩，而且轴径相对较小，因此为危险截面，需要校核；所在截面为轴承中心截面，弯矩相对较大，承受扭矩，而且轴径更小，因此也为危险截面，需要校核。处抗弯截面系数，；抗扭截面系数，；弯曲应力，；弯矩的变化规律按对称循环计算，则有，；扭剪应力，；转矩变化规律按脉动循环计算，则有，；同样，处抗弯截面系数，；抗扭截面系数，；弯曲应力，；弯矩的变化规律按对称循环计算，则有，；扭剪应力，；转矩变化规律按脉动循环计算，则有，；5.13校核疲劳强度安全系数疲劳强度安全系数校核计算公式， （5） （6） （7）以上各式中，只考虑弯矩时的安全系数；只考虑转矩时的安全系数；材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限；弯曲时和扭转时转轴的有效应力集中系数；零件的绝对尺寸系数；零件的表面质量系数；弯曲时和扭转时转轴的平均英里折算为应力幅的等效系数；弯曲应力的应力幅和平均应力，；扭剪应力的应力幅和平均应力，MPa；需用疲劳强度安全系数；45号钢调质处理，由参考资料2，P192表10.1查得 ，；由参考资料2，P192表10.1注2，查得材料的等效系数；由参考资料2，P207附图10.1，查得零件的绝对尺寸系数，截面，；截面，；转轴磨削精加工，由参考资料2，P207附图10.2，查得零件的表面质量系数，；对于处截面，代入数据于（5）、（6）、（7）式，则有，由参考资料2，P202表10.5，查得需用安全系数，显然，因此处截面安全；对于处截面，同理，代入数据于（5）、（6）、（7）式，则有，显然，因此处截面安全；5.2键连接强度校核键连接强度条件，式中， （8）连接接合面挤压应力，；连接传递的转矩，；转轴直径，；键工作长度，对于型键有，其中为键的公称长度，；键与轴毂的接触高度，通常，；连接接合面许用挤压应力，；带入数据于（8）式，那么带轮与转轴键连接挤压应力，由于键、轴以及轴毂的材料分别为Q235,45#钢以及HT200，其中强度最弱的材料为HT200，由参考资料2，P85表6.1查得， ；显然， ，所以键连接强度足够。6轴承寿命校核6.1确定危险轴承处轴承产生支承反力；处轴承产生支承反力；显然，所以只需校核第一种情况下位于处的轴承。6.2计算当量动载荷由于齿轮传动为直齿圆柱齿轮，滚动轴承为深道滚球轴承，所以整个传动系统的轴向力可以忽略不计，于是则有动载荷径向系数和轴向系数，从而可以得出，6.3校核轴承寿命轴承基本额定寿命计算公式如下：，式中， （9）基本额定寿命，；基本额定动载荷，；当量动载荷，；寿命指数，对于滚球轴承，；温度系数；载荷系数；前已算得，；由参考资料3，P138表12.1查得，63