二级减速 毕业设计论文.doc

青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 I 摘要摘要 减速器是由封闭在刚性壳内所有齿轮的传动组成的一独立完整的机构 通过 此次设计可以初步掌握一般简单机械的完整设计及了解构成减速器的通用零部件 国内的减速器多以齿轮传动 蜗杆传动为主 但普遍存在着功率与重量比小 或者传动比大而机械效率过低的问题 另外 材料品质和工艺水平上还有许多弱 点 由于在传动的理论上 工艺水平和材料品质方面没有突破 因此 没能从根 本上解决传递功率大 传动比大 体积小 重量轻 机械效率高等这些基本要求 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 题 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 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 机器人等领域中 微型发动机已基本研制成功 美国和荷兰近期研制的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 因为齿轮传动能够满足减震器实验台对传动的高度要求 因此 本设计采用 齿轮传动 关键词关键词 减速器 零部件 齿轮传动 机械传动 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 II Abstract Reducer is enclosed by a rigid shell of gear transmission within all composed of an independent complete institutions Through this design can try to grasp the general and simple mechanical complete design and understand the general parts constitutes a reducer Domestic reducer with gear transmission more worm transmission give priority to but there is a widespread power and weight than small or large and transmission ratio low mechanical efficiency In addition the material quality and technology level and many weaknesses Due to the theory on the transmission technique level and material quality no breakthrough therefore it can t fundamentally solve transmission power is great big transmission ratio small volume light weight mechanical efficiency higher these basic requirements Gear reducer in all walks of life is very widely used it is a kind of indispensable mechanical transmission device The current reducer widespread big volume weight or transmission big and mechanical efficiency too low Foreign reducer to Germany Denmark and Japan is in the leading position especially in material and manufacturing process reducer dominate the working reliability good and long service life But its transmission form still with fixed axis gear transmission give priority to volume and weight problem also not solved well Today s reducer is towards high power large transmission small size high mechanical efficiency and long service life direction Therefore in addition to continuously improve material quality and improve technology level of outside still in transmission principle and transmission structure deep discussion and innovation the emergence of translational gear transmission principle is an example Reducer and motor also vigorously exploit conjoined structure of producing a variety of forms and has several power structure form and types of products At present the research results of the super mini reducer is unclear In the medical and biological engineering robot in the field miniature engine has basic successfully developed U S and Dutch recently developed the size of the molecular motor in nanoscale range if can be complementary with nanoscale reducer the application prospect broad Because gear transmission can satisfy the shock absorber test bench and the height of the transmission requirements so this design USES the gear transmission keywords reducer gear transmission machinery spare parts 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 目录目录 摘要摘要 I ABSTRACTABSTRACT II 一一 绪论绪论 1 二二 电动机的选择电动机的选择 2 2 1 传动装置总体设计方案 2 2 2 电动机的选择 3 2 3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4 2 4 计算传动装置的运动和动力参数 4 三三 齿轮的设计齿轮的设计 6 3 1 高速级齿轮传动的设计计算 6 3 2 低速级齿轮传动的设计计算 11 四四 传动轴的设计传动轴的设计 17 4 1 传动轴承的设计 17 4 2 传动轴承的设计 18 4 3 工艺分析 19 4 4 求轴上的载荷 22 4 5 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 25 4 6 精确校核轴的疲劳强度 25 4 7 键的设计和计算 27 4 8 联轴器设计 28 五五 箱体结构的设计箱体结构的设计 29 六六 润滑密封设计润滑密封设计 32 结论结论 33 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 致致 谢谢 34 参考资料参考资料 35 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 0 一一 绪论绪论 当今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 的问题 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 国内的减速器多以齿轮传动 蜗杆传动为主 但普遍存在着功率与重量比小 或者传动比大而机械效率过低的问题 另外 材料品质和工艺水平上还有许多弱 点 特别是大型的减速器问题更突出 使用寿命不长 本文首先介绍了带式输送机传动装置的研究背景 通过对参考文献进行详细 的分析 阐述了电动机的选择 传动装置的总传动比及其分配 带传动设计 齿 轮传动设计 轴的设计 轴承 键的选择 减速器箱体的设计等的相关内容 在 技术路线中 论述齿轮和轴的选择及其基本参数的选择和几何尺寸的计算 两个 主要强度的验算等在这次设计中所需要考虑的一些技术问题做了介绍 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 1 二二 电动机的选择电动机的选择 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 带式输送机连续单向 运转 载荷变化不大 空载启动 传送带误差 5 室内工作 有粉尘 使用年限 10 年 工作为二班工作制 每班按 8h 计算 大修期 3 年 在中小型机械厂小批量生 产 表 2 1 F kN 2 3 V m s 1 7 D mm 380 2 12 1 传动装置总体设计方案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 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 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 图 2 1 传动装置总体设计 选择 V 带传动和二级圆柱齿轮减速器 展开式 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 2 传动装置的总效率 a 0 96 0 97 0 96 0 759 54 2 3 3 21 a 3 98 0 2 95 0 为 V 带的效率 为第一对轴承的效率 1 1 为第二对轴承的效率 为第三对轴承的效率 3 4 为每对齿轮啮合传动的效率 齿轮为 7 级精度 油脂润滑 5 因是薄壁防护罩 采用开式效率计算 2 22 2 电动机的选择电动机的选择 电动机所需工作功率为 P P 2 3 1 7 0 759 5 15kW 执行机 构的曲柄转速为 n 1000 60 1 7 3 14 380 85 48r min D 60v1000 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 85 48 1367 68 13676 8r 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 7 5 额定电流 8 8A 满载转速 1440 r min 同步转速 1500r min m n 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 3 2 32 3 确定传动装置的总传动比和分配传动比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 n n 1440 85 48 16 846 a i 2 分配传动装置传动比 a i 0 ii 式中分别为带传动和减速器的传动比 10 i i 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大 初步取 2 3 则减速器传动比为 0 ii 16 846 2 3 7 32 0 iia 根据各原则 查图得高速级传动比为 3 24 则 2 26 1 i 2 i 1 ii 2 42 4 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 1 各轴转速 1440 2 3 626 09r min n 0 inm 626 09 3 24 193 24r min n 1 in 193 24 2 26 85 50r min n n 2 i 85 50r min n n 2 各轴输入功率 5 15 0 96 4 944kW P d p 1 2 4 944 0 98 0 95 4 60kW P p 3 2 4 60 0 98 0 95 4 285kW P P 3 电动机转速电动机转速 min r 传动装置的传动比传动装置的传动比方方 案案 电动机电动机 型号型号 额定额定 功率功率 Ped kw 同步同步 转速转速 满载满载 转速转速 电动机电动机 重量重量 N 参考参考 价格价格 元元 总传总传 动比动比 V 带带 传动传动 减速器减速器 1Y112M 47 51500144047023016 152 37 02 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 4 2 4 4 285 0 98 0 97 4 073kW P P 则各轴的输出功率 0 98 4 845 kW P P 0 98 4 51kW P P 0 98 4 20kW P P 0 98 3 99kW P P 3 各轴输入转矩 N m 1 T d T 0 i 1 电动机轴的输出转矩 9550 9550 5 15 1440 34 15 N d T m d n P 所以 34 15 2 3 0 96 75 40 N m T d T 0 i 1 75 40 3 24 0 98 0 95 227 44 N m T T 1 i 1 2 227 44 2 26 0 98 0 95 478 55N m T T 2 i 2 3 478 55 0 95 0 97 440 98N m T T 3 4 输出转矩 0 98 73 89N m T T 0 98 222 89 N m T T 0 98 468 98N m T T 0 98 432 16 N m T T 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 5 三三 齿轮的设计齿轮的设计 3 13 1 高速级齿轮传动的设计计算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 材料 高速级小齿轮选用钢调质 齿面硬度为小齿轮 280HBS 取45 小齿齿数 24 1 Z 高速级大齿轮选用钢正火 齿面硬度为大齿轮 240HBS 45 Z i Z 3 24 24 77 76 取 Z 78 212 齿轮精度 按 GB T10095 1998 选择 7 级 齿根喷丸强化 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 21 3 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 确定各参数的值 试选 1 6 t K 查课本图 10 30 选取区域系数 Z 2 433 215 P H 由课本图 10 26 214 P78 0 1 82 0 2 则6 182 0 78 0 由课本公式 10 13 计算应力值环数 202 P N 60n j 60 626 09 1 2 8 300 8 11h L 1 4425 10 h 9 N 4 45 10 h 3 25 为齿数比 即 3 25 2 8 1 2 Z Z 查课本 10 19 图得 K 0 93 K 0 96 203 P 1 2 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1 安全系数 S 1 应用公式 10 12 得 202 P 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 6 0 93 550 511 5 H 1 S K HHN1lim1 MPa 0 96 450 432 H 2 S K HHN2lim2 MPa 许用接触应力 MPa HHH 75 4712 432 5 511 2 21 查课本由表 10 6 得 189 8MP 198 P E Z a 由表 10 7 得 1 201 P d T 95 5 10 95 5 10 3 19 626 09 5 11 n P 5 4 86 10 N m 4 3 设计计算 小齿轮的分度圆直径 d t 1 21 3 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d mm53 49 75 471 8 189433 2 25 3 24 4 6 11 1086 4 6 12 2 4 3 计算圆周速度 100060 11 nd t sm 62 1 100060 09 62653 4914 3 计算齿宽 b 和模数 nt m 计算齿宽 b b 49 53mm td d1 计算摸数 mn 初选螺旋角 14 nt mmm Z d t 00 2 24 14cos53 49cos 1 1 计算齿宽与高之比 h b 齿高 h 2 25 2 25 2 00 4 50 nt mmm 11 01 h b 5 4 53 49 计算纵向重合度 0 318 1 903 1 d 14tan241318 0 tan 计算载荷系数 K 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 7 使用系数 1 A K 根据 7 级精度 查课本由表 10 8 得smv 62 1 192 P 动载系数 K 1 07 V 查课本由表 10 4 得 K的计算公式 194 P H K 0 23 10 b H 6 01 18 0 12 1 2 d 2 d 3 1 12 0 18 1 0 6 1 1 0 23 10 49 53 1 42 3 查课本由表 10 13 得 K 1 35 195 P F 查课本由表 10 3 得 K 1 2 193 P H F K 故载荷系数 K K K K K 1 1 07 1 2 1 42 1 82 H H 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d d 49 53 51 73 1t 1 t KK 3 6 1 82 1 3 mm 计算模数 n m n mmm Z d 09 2 24 14cos73 51cos 1 1 4 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 n m cos2 1 2 2 1 3 F SF ad YY Z YKT 确定公式内各计算数值 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 i z 3 24 24 77 76 传动比误差 i u z z 78 24 3 25 i 0 032 5 允许 计算当量齿数 z z cos 24 cos 14 26 27 3 z z cos 78 cos 14 85 43 3 初选齿宽系数 按对称布置 由表查得 1 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 8 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数 K K K K K K 1 1 07 1 2 1 35 1 73 查取齿形系数 Y和应力校正系数 Y 查课本由表 10 5 得 197 P 齿形系数 Y 2 592 Y 2 211 应力校正系数 Y 1 596 Y 1 774 重合度系数 Y 端面重合度近似为 1 88 3 2 1 88 3 2 1 24 21 11 ZZ cos 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 75 cos 0 673 螺旋角系数 Y 轴向重合度 1 825 09 2 14sin53 49 o Y 1 0 78 计算大小齿轮的 F SF FY 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 查课本由表 10 20c 得 204 P 小齿轮 大齿轮 aFF MP500 1 aFF MP380 2 查课本由表 10 18 得弯曲疲劳寿命系数 197 P K 0 86 K 0 93 1FN2FN 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 9 F 1 14 307 4 1 50086 0 11 S K FFFN F 2 43 252 4 1 38093 0 22 S K FFFN 01347 0 14 307 596 1 592 2 1 1 1 F SF FY 01554 0 43 252 774 1 211 2 2 2 2 F SF FY 大齿轮的数值大 选用 设计计算 计算模数 mmmmmn26 1 655 1 241 01554 0 14cos78 0 1086 4 73 1 2 2 24 3 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强 n 度计算的法面模数 按 GB T1357 1987 圆整为标准模数 取 m 2mm 但为了同时 n 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 d 51 73来计算 1 mm 应有的齿数 于是由 z 25 097 取 z 25 1 n m 14cos73 51 1 那么 z 3 24 25 81 2 几何尺寸计算 计算中心距 a 109 25 cos2 21n mzz 14cos2 2 8125 mm 将中心距圆整为 110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos 01 14 25 1092 2 8125 arccos 2 21 n m 因值改变不多 故参数 等不必修正 k h Z 计算大 小齿轮的分度圆直径 d 51 53 1 01 14cos 225 cos 1 n mz mm d 166 97 2 01 14cos 281 cos 2 n mz mm 计算齿轮宽度 B mmmmd53 5153 511 1 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 10 圆整的 50 2 B55 1 B 3 23 2 低速级齿轮传动的设计计算低速级齿轮传动的设计计算 材料 低速级小齿轮选用钢调质 齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小45 齿齿数 30 1 Z 速级大齿轮选用钢正火 齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2 33 30 69 9 45 2 圆整取 z 70 2 齿轮精度 按 GB T10095 1998 选择 7 级 齿根喷丸强化 按齿面接触强度设计 1 确定公式内的各计算数值 试选 K 1 6 t 查课本由图 10 30 选取区域系数 Z 2 45 215 P H 试选 查课本由图 10 26 查得 o 12 214 P 0 83 0 88 0 83 0 88 1 71 1 2 应力循环次数 N 60 n j L 60 193 24 1 2 8 300 8 12n 4 45 10 8 N 1 91 10 2 33 2 1045 4 8 1 i N 8 由课本图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 203 P K 0 94 K 0 97 1HN2HN 查课本由图 10 21d 207 P 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPa H 600 1lim 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 550 1lim 取失效概率为 1 安全系数 S 1 则接触疲劳许用应力 H 1 S K HHN1lim1 564 1 60094 0 MPa 0 98 550 1 517 H 2 S K HHN2lim2 MPa 540 5 2 2lim1limHH H MPa 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 11 查课本由表 10 6 查材料的弹性影响系数 Z 189 8MP 198 P Ea 选取齿宽系数 1 d T 95 5 10 95 5 10 2 90 193 24 5 22 n P 5 14 33 10 N m 4 3 2 4 21 3 1 5 540 8 18945 2 33 2 33 3 71 1 1 1033 146 12 12 H EH d t t ZZ u uTK d 65 71mm 2 计算圆周速度 0 665 100060 24 19371 65 100060 21 nd t sm 3 计算齿宽 b d 1 65 71 65 71 d t 1 mm 4 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 m nt mm Z d t 142 2 30 12cos71 65cos 1 1 齿高 h 2 25 m 2 25 2 142 5 4621 nt mm 65 71 5 4621 12 03 h b 5 计算纵向重合度 028 2 12tan30318 0 tan318 0 1 z d 6 计算载荷系数 K K 1 12 0 18 1 0 6 0 23 10 b H 22 dd 3 1 12 0 18 1 0 6 0 23 10 65 71 1 4231 3 使用系数 K 1 A 同高速齿轮的设计 查表选取各数值 1 04 K 1 35 K K 1 2 v K F H F 故载荷系数 K 1 1 04 1 2 1 4231 1 776 HHvA KKKK 7 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d d 65 71 1t 1 t KK 3 mm91 72 3 1 776 1 3 计算模数 mm z d mn3772 2 30 12cos91 72cos 1 1 按齿根弯曲强度设计 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 12 m cos2 1 2 2 1 3 F SF d YY Z YKT 确定公式内各计算数值 1 计算小齿轮传递的转矩 143 3kN m 2 确定齿数 z 因为是硬齿面 故取 z 30 z i z 2 33 30 69 9 传动比误差 i u z z 69 9 30 2 33 i 0 032 5 允许 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 12 5 载荷系数 K K K K K K 1 1 04 1 2 1 35 1 6848 6 当量齿数 z z cos 30 cos 12 32 056 3 z z cos 70 cos 12 74 797 3 由课本表 10 5 查得齿形系数 Y和应力修正系数 Y 197 P 232 2 491 2 21 FF YY751 1 636 1 21 SS YY 7 螺旋角系数 Y 轴向重合度 2 03 Y 1 0 797 8 计算大小齿轮的 F SF FY 查课本由图 10 20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限 204 P aFE MP500 1 aFE MP380 2 查课本由图 10 18 得弯曲疲劳寿命系数 202 P K 0 90 K 0 93 S 1 4 1FN2FN F 1a FEFN MP S K 43 321 4 1 50090 0 11 F 2a FFFN MP S K 43 252 4 1 38093 0 22 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 13 计算大小齿轮的 并加以比较 F SaFaF Y 01268 0 43 321 636 1 491 2 1 11 F SaFa FY 01548 0 43 252 751 1 232 2 2 22 F SaFa FY 大齿轮的数值大 选用大齿轮的尺寸设计计算 计算模数 mmmmmn5472 1 71 1 301 01548 0 12cos797 0 10433 1 6848 1 2 2 25 3 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲 n 劳强度计算的法面模数 按 GB T1357 1987 圆整为标准模数 取 m 3mm 但 n 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 d 72 91来计算应有的齿数 1 mm z 27 77 取 z 30 1 n m 12cos91 72 1 z 2 33 30 69 9 取 z 70 22 初算主要尺寸 计算中心距 a 102 234 cos2 21n mzz 12cos2 2 7030 mm 将中心距圆整为 103 mm 修正螺旋角 arccos 86 13 1032 2 7030 arccos 2 21 n m 因值改变不多 故参数 等不必修正 k h Z 分度圆直径 d 61 34 1 12cos 230 cos 1 n mz mm d 143 12 2 12cos 270 cos 2 n mz mm 计算齿轮宽度 mmdb d 91 7291 721 1 圆整后取 mmB75 1 mmB80 2 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 14 3 2 1 6 图 3 2 低速级大齿轮如上图 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 15 V V 带齿轮各设计参数附表带齿轮各设计参数附表 表 3 1 各传动比 V 带高速级齿轮低速级齿轮 2 33 242 33 表 3 2 各轴转速 n r min r min r min n r min 626 09193 2482 9382 93 表 3 3 各轴输入功率 P kw kw kw kw P 3 12 2 902 702 57 表 3 4 各轴输入转矩 T kN m kN m kN m T kN m 47 58143 53311 35286 91 表 3 5 带轮主要参数 小轮直径 mm 大轮直径 mm 中心距 a mm 基准长度 mm 带的根数 z 9022447114005 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 16 四四 传动轴的设计传动轴的设计 4 14 1 传动轴承的设计传动轴承的设计 求输出轴上的功率 P 转速 转矩 33 n 3 T P 2 70KW 82 93r min 33 n 311 35N m 3 T 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 143 21 2 dmm 而 F t 2 3 2 d T N16 4348 1021 143 35 3112 3 F F rt N o o n 06 1630 86 13cos 20tan 16 4348 cos tan F F tan 4348 16 0 246734 1072 84N at 初步确定轴的最小直径 先按课本 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据课本 取315 361 表P112 o A mm n P Ad o 763 353 3 3 min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 为了使所选的轴与联轴器吻合 d 故需同时选取联轴器的型号 查课本 选取114 343 表P5 1 a K mNTKT aca 0275 46735 3115 1 3 因为计算转矩小于联轴器公称转矩 所以 查 机械设计手册 11222 选取 LT7 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm 半联轴器的孔径 mmL mmLmmdmmd 84 112 40 40 1 1 与轴配合的毂孔长度为 半联轴器半联轴器的长度故取 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求 轴段右端需要制出一轴肩 故取 的直径 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直mmd47 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 17 径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半mmD50 轴配合的轮毂孔长度 联轴器上而不压在轴端上 故 的长度应比 略短一些 现取mml82 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 故选用单列角 接触球轴承 参照工作要求并根据 由轴承产品目录中初步选mmd47 取 0 基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7010C 型 d DB 2 d 2 D轴承代号 45851958 873 27209AC 45851960 570 27209B 451002566 080 07309B 50 80 16 59 270 97010C 50 80 16 59 270 97010AC 50 90 20 62 477 77210C 4 24 2 传动轴承的设计传动轴承的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 故mmmmmmBDd168050 而 mmdd50 mml16 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 由手册上查得 7010C 型轴承定位轴肩 高度mm 57 5 3 07 0 因此取dmmhdh 取安装齿轮处的轴段 齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位 mmd58 已知齿轮的宽度为 75mm 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂 毂宽度 故取 齿轮的左端采用轴肩定位 轴肩高 3 5 取 mml72 mmd65 轴环宽度 取 b 8mm hb4 1 轴承端盖的总宽度为 20mm 由减速器及轴承端盖的结构设计而定 根据轴 承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与半联轴器右端面 间的距离 故取 mml30 mml50 取齿轮距箱体内壁之距离 a 16 两圆柱齿轮间的距离 c 20 考虑到mmmm 箱体的铸造误差 在确定滚动轴承位置时 应距箱体内壁一段距离 s 取 s 8 已知mm 滚动轴承宽度 T 16 mm 高速齿轮轮毂长 L 50 则mm mmmmasTl43 316816 7275 mmmm llacsLl 62 8241620850 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 18 至此 已初步确定了轴的各端直径和长度 4 34 3 工艺分析工艺分析 1 轴的工作原理 轴套上的两个齿轮一端置于减速箱内 一端置于输出终端 作用是输出转矩 传 递动力 所以材料具有较高的抗弯强度 扭转强度 2 零件图样分析 1 该零件轴段的安排是呈阶梯型 中间粗两端细 符合强度外形原则 便于 安装和拆卸 其加工精度要求较高 要有较高的形位公差 表面粗糙度最高达到 了 0 8 m 零件的中心轴是设计基准和工艺基准 2 35 mm 对公共轴线的圆跳动为 0 012mm 3 48mm 的左端面对公共轴线的圆跳动度为 0 012mm 4 40 mm 35mm 键槽对基准 D 平行度为 0 08mm 5 30mm 50mm 键槽对基准 C 的平行度为 0 06mm 6 零件的材料为 45 钢 7 热处理 224 8 35 mm 为轴承配合 所以轴表面的精度 配合要求较高 Ra 为 0 8 m 9 各轴肩处过度圆角 R 1 10 轴端加工出 45 倒角 是为了便与装配 3 零件的工艺分析 1 零件的毛坯材料为 45 是典型的轴用材料 综合机械性能良好 该材料是 优质碳素钢 经调制处理之后具有良好的力学性能和切削加工性能 经淬火加高 温回火后具有良好的综合力学性能 具有较高的强度 较好的韧性和塑性 2 该轴式阶梯轴 其结构复杂程度一般 其有三个过渡台阶 一个锥度台阶 根据表面粗糙度要求和生产类型 表面加工根围粗加工和精加工 加工时应把精 加工和粗加工分开 这样经多次加工以后逐渐减少了零件的变形误差 3 此零件的毛坯为模锻件 外形不需要加工 4 该轴的加工以车削为主 车削时应保证外圆的同轴度 5 在精车前安排了热处理工艺 以提高轴的疲劳强度和保证零件的内应力减 少 稳定尺寸 减少零件变形 并能保证工件变形之后能在半精车时纠正 6 同一轴心线上各轴 孔的同轴度误差会导致轴承装置时歪斜 影响轴的同轴 度和轴承的使用寿命 所以在车削磨削过程中 要保证其同轴度 4 审查零件的结构工艺性 1 结构力求简单 对称 横截面尺寸不应该有突然地变化 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 19 2 应有合理的模面和圆角半径 3 45 刚具有良好的锻性 由于 48 的左端面的粗糙度为 1 6 m 要求较高 需要磨削工艺 为了磨削加 工方便 不损坏 轴面粗糙度 应在该处加褪刀槽 2 0 5mm 一方面在加工 轴面时退刀需要 另一方面在磨削加工时能给刀具足够的进退空间 5 选择毛坯 确定毛坯尺寸 设计毛坯图 1 因为减速箱输出轴在工作过程中要承受冲击载荷 扭转力矩 且载荷比较 大 为增强它的抗扭强度和冲击韧度 毛坯应选用优质低碳钢 应为生产类型属 于小批量生产 为了提高生产效率宜采用模锻方法制造毛坯 2 确定毛坯的尺寸公差及机械加工余量 1 公差等级 根据零件图个部分的加工精度要求 锻件的尺寸公差等级为 8 12 级 加工余量 等级为普通级 故取 IT 12 级 2 锻件的质量估算与形状复杂系数 S 的确定 锻件的质量为 mf 2 2kg 形状系数 S 等于 mf mn 其中 mf 为锻件的质量 mn 为相应的锻件外廓包容体质量 S 2 2 2 8 0 786 根据 S 值查相关文献可知锻件的形状复杂系数为 S1 级 既简单级 3 零件表面粗糙度 根据零件图可知该轴各加工表面的粗糙度至少为 0 8 m 4 毛坯加工余量的确定 根据上面估算的锻件的质量 形状复杂系数与零件的长度 查表可得单边余量的 范围为 1 7 2 2mm 由于零件为阶梯轴 可以把台阶相差不大的轴的毛坯合成为 同一节 a 对轴左端 40 的外圆表面粗糙度 0 8 m 的要求 对其加工方案为粗车 半精车 磨削 查工艺手册得 磨削的加工余量为 0 4 半精车的加工余量为 1 5 粗车的加工余 量为 4 5 总得加工余量为 6 4 所以去总的加工余量为 6 将粗车的加工余量修 正为 4 1 精车后工序的基本尺寸为 35mm 其它各工序的基本尺寸为 磨削 35 0 4 35 4 半精车 35 4 1 5 36 9 粗车 36 9 4 1 41 确定各工序的加工经济精度和表面粗糙度 由工艺手册查得 精车后为 IT7 Ra 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 20 为 0 8 m 半精车后为 IT8 Ra 为 3 2 m 粗车后为 IT11 Ra 为 16 m b 对于 48 和 40 的外圆端面 为了提高加工效率 可以作为同一台阶 40 的外圆表面粗糙度为 1 6 m 确定其加工方案为 粗车 半精车 精车 由工艺手册查得 精车的加工余量为 1 1 半精车的加工余量为 1 5 粗车的加 工余量为 4 5 所以总加工余量为 7 1 取加工余量为 10 修正粗车余量为 7 4 精车后工序的基本尺寸为 40 其他各工序的基本尺寸为 精车 40 1 1 41 1 半精车 41 1 1 5 42 6 粗车 42 6 7 4 50 确定各工序的加工经济精度和表面粗糙度 精车后为 IT7 Ra0 8 m 半精车后 为 IT8 Ra3 2 m 粗车后为 IT11 Ra16 m 对 48 的外圆端面 加工方 案为粗车 粗车的加工余量为 2 0 其工序尺寸为 粗车 48 2 0 50 c 35 和 30 的毛坯加工余量的确定 由于台阶相差较小 在确定毛坯时可 处于同一台阶面 以 35 为对象 其外圆的表面粗糙度为 Ra0 8 m 确定其加 工法案为 粗车 半精车 磨削 精车后的尺寸为 35 其它各工序的基本尺寸为 磨削 35 0 4 35 4 半精车 35 4 1 5 36 9 粗车 36 9 4 1 41 确定各工序的加工经济精度和表面粗糙度 由工艺手册查得 磨削后为 IT7 Ra 为 0 8 m 半精车后为 IT8 Ra 为 3 2 m 粗车后为 IT11 Ra 为 16 m 所以 30 的总加工余量为 41 30 11 d 对轴端面加工余量的确定 根据轴的尺寸长度与零件直径 查工艺手册得端面的加工余量为 2 6 轴的数控编程 毛坯按 85 来定位 未注倒角 c1 由于没有公差要求及粗糙度 只进行一遍精车 材料按钢料加工 若是铝 吃刀量 转速要降低 先加工左端 左端伸出一定要 大于 131mm 因为工件很长很大 加工时一定用上中心钻 顶尖 由于找正比较困难 可能 还需要其他辅助设备 若有精车刀可在精加工前换 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 21 4 44 4 求轴上的载荷求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图 确定顶轴承的支点位置时 查 机械设计手册 20 149 表 20 6 7 对于 7010C 型的角接触球轴承 a 16 7mm 因此 做为简支梁的轴的支承跨距 mmmmmmLL 6 175 8 60 8 114 32 NF LL L F tNH 1506 6 175 8 60 16 4348 32 3 1 NF LL L F tNH 2843 6 175 8 114 16 4348 32 2 2 N LL DF LF F a r NV 809 2 32 3 1 NFFF NVrNV 8218091630 22 mmNMH 8 172888 mmNLFM NVV 2 92873 8 114809 211 mmNLFM NVV 8 49916 8 60821 322 mmNMMM VH 19625592873172889 222 1 2 1 mmNM 179951 2 传动轴总体设计结构图 图 4 1 从动轴 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 22 图 4 2 中间轴 图 4 3 主动轴 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 23 从动轴的载荷分析图 4 4 青岛理工大学琴岛学院专科毕业设计说明书 论文 24 4 54 5 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据 ca W TM 2 3 2 1 82 10 274651 0 35 3111 196255 22 前已选轴材料为 45 钢 调质处理 查表 15 1 得 60MP 1 a 此轴合理安全 ca 1 4 64 6 精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 截面 A B 只受扭矩作用 所以 A B 无需校核 从应力集中对轴的 疲劳强度的影响来看 截面 和 处过盈配合引起的应力集中最严重 从受载来看 截 面 C 上的应力最大 截面 的应力集中的影响和截面 的相近 但是截面 不受扭 矩作用 同时轴径也较大 故不必做强度校核 截面 C 上虽然应力最大 但是应力集 中不大 而且这里的直径最大 故 C 截面也不必做强度校核 截面 和 显然更加 不必要做强度校核 由第 3 章的附录可知 键槽的应力集中较系数比过盈配合的小 因而 该轴只需胶合截面 左右两侧需验证即可 截面 左侧 抗弯系数 W 0 1 0 1 12500 3 d 3 50 抗扭系数 0 2 0 2 25000 T w 3 d 3 50 截面 的右侧的弯矩 M 为 mmNMM 144609 8 60 16 8 60 1 截面 上的扭矩为 311 35 3 T 3 TmN 截面上的弯曲应力 W M b MPa57 11 12500 144609 截面上的扭转应力 T T