箱體結構減速器設計畢業(yè)論文

1、（1） 電動機的選擇計算項目計算及說明結果1、 選擇電動機的類型按工作要求和工作條件,選用 y 系列三相異步電動機y 系列三相異步電動機2、 選擇電動機的容量工作及輸入功率pw=3.15kw從電動機到工作機之間的總效率為分別為=1224324式中1、2 、3、4分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。由手冊取1=0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.96，則： =0.9920.9840.9720.96=0.817所以電機所需功率為 pd=3.488kwpw=2.85kwpd=3.488kw3、選擇電動機的轉速由相關手冊推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比=840,而工作

2、機的輸入轉速 所以電動機轉速可選范圍 符合這一范圍的同步轉速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min四種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000 r/min的電動機。由手冊選定電動機型號y132m1-6其滿載轉速960 960（二）計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比計算項目計算及說明結果1、 計算總傳動比運動裝置的總傳動比 =12.82、分配傳動比，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取故高速級的傳動比為 低速級的傳動比為： =4.233=3.024（三）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)計

3、算項目計算及說明結果1、各軸的轉速軸 軸 軸 =960226.79752、各軸的輸入功率軸 =3.488kw0.99=3.453kw軸 =3.453kw0.980.97=3.283kw軸 =3.283kw0.980.97=3.027kw =3.453kw=3.283kw=3.027kw3、 各軸的輸入轉矩電動機的輸出轉矩為（四）高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算計算項目計算及說明結果1、選精度等級、材料及齒數(shù)1）運輸機為一般工作機器，轉速不高，故選用8級精度2）材料選擇。由機械設計第八版表10-1選擇小齒輪材料為40cr(調質)，硬度為280hbs,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs

4、，二者硬度差為40hbs。3）選小齒輪齒數(shù)z1=24，大齒輪齒數(shù)z2= z1=244.233=101，取3） z2=101，則齒數(shù)比4） ?？蓾M足要求5）選取螺旋角，初選螺旋角。7級精度小齒輪材料為40cr(調質)大齒輪材料為45鋼（調質）z1=24 z2=1012、 按齒面接觸強度設計（1）確定公式內的各計算值1）試選2）計算小齒輪傳遞的扭矩 3）由表10-7選取齒寬系數(shù)=1.04）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)189.85）由圖10-30選區(qū)域系數(shù)=2.433。6）由圖10-26查得，則1.67。7）由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600mpa齒輪的接觸疲勞強度極限=550

5、mpa。8）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。 = = 9) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.93；=0.9610）計算解除疲勞許用應力（取失效率為1%，安全系數(shù)s=1） = = （2）設計計算1) 計算小齒輪分度圓直徑時代入中較小值 = =39.5 2） 計算圓周速度 3)計算齒寬b及模數(shù) 4) 計算齒寬齒高比 5) 計算縱向重合度 6) 計算載荷系數(shù)由工作條件，查表10-2得使用系數(shù)=1.0。根據(jù)v=0.246m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)=1.08；由表10-3查得=1.4由表10-4利用插值法查得=1.417由圖10-13查得=1.34。故載荷系數(shù) 7) 按實際的載荷系

6、數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得 8) 計算法面模數(shù) =39.5=1.94b=39.5=2.53=5.69=1.903=2.14=44.47=1.803、 按齒根彎曲強度設計（1）確定計算參數(shù)1） 計算載荷系數(shù) 2) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500mpa; 大齒輪的彎曲疲勞強度極限=400mpa。3）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.87，=0.94。 4）計算完全疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4 5) 根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88。6) 計算當量齒數(shù) =26.272 =108.667）查取齒形系數(shù)由表10-

7、5利用插值法算得=2.592，=2.1758）查取應力校正系數(shù)由表10-5利用插值法算得=1.596，=1.7959）計算大小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算 由于設計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，取=1.5，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=44.47來計算應有的齒數(shù)。于是取=28，則=2.167=310.71=268.57=26.272=108.66=1.294=28=1194、幾何尺寸計算（1）計算中心距 將中心距圓整為110。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。（3）計算打

8、、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 圓整后取=45； =50=109.76=14291343.29184.5743.29=45=50(五)低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算計算項目計算及說明結果1、選定齒輪的精度等級材料及齒數(shù)1)選用7級精度。2）材料選擇。由機械設計第八版表10-1選擇小齒輪材料為40cr(調質)，硬度為280hbs,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者硬度差為40hbs。3）選小齒輪齒數(shù)z1=24大齒輪齒數(shù),取,則齒數(shù)比，可滿足要求。 4）選取螺旋角，初選螺旋角。7級精度小齒輪材料為40cr(調質)大齒輪材料為45鋼（調質）z1=24z2=732、按齒面

9、接觸面強度設計 （1）確定公式內的各計算值1）試選2）計算小齒輪傳遞的扭矩 3） 由表10-7選取齒寬系數(shù)=1.04） 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)189.85）由圖10-30選區(qū)域系數(shù)zh=2.433.6）由圖10-26查得，則 7）由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600mpa； 齒輪的接觸疲勞強度極限=550mpa。8）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。=60238.81(283655)=4.184108 9) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94；=0.9510）計算解除疲勞許用應力（取失效率為1%，安全系數(shù)s=1） （2）設計計算1) 計算小齒輪分度圓直徑 = =

10、62.532）計算圓周速度3)計算齒寬b及模數(shù) =1.062.53 =62.53 =2.534) 計算齒寬齒高比 =2.252.53 =5.69 =11.005) 計算縱向重合度 =0.3181.024tan14=1.9036) 計算載荷系數(shù)由工作條件，查表10-2得使用系數(shù)=1.0。根據(jù)v=0.81m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)=1.04；由表10-3查得=1.4由表10-4利用插值法查得=1.422由圖10-13查得=1.32。故載荷系數(shù) =1.01.041.41.422=2.077) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得 =70.758) 計算法面模數(shù) =

11、2.86.=62.53=0.246=62.53=2.53=5.92=1.903=2.07=70.75=2.863、按齒根彎曲強度設計 （1）確定計算參數(shù)1） 計算載荷系數(shù) =1.01.041.41.32=1.922) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500mpa; 大齒輪的彎曲疲勞強度極限=400mpa。3）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.94，=0.95。 4）計算完全疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4 =335.71 =271.435) 根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.886) 計算當量齒數(shù) =26.272 =75.537）查取齒

12、形系數(shù)由表10-5利用插值法算得=2.592，=2.2298）查取應力校正系數(shù)由表10-5利用插值法算得=1.596，=1.7619）計算大小齒輪的并加以比較。 =0.01232 =0.01446 大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算 =1.91由于設計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，取=2，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=70.75來計算應有的齒數(shù)。于是=34.32取=34，則=2.8834=97.92，取=1.92=335.71=271.43=26.272=75.53=1.91=34=984、幾何尺寸計算（1）計算中心距 =136

13、.04將中心距圓整為136。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =135811因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。（3）計算打、小齒輪的分度圓直徑 =70.06 =201.94（4）計算齒輪寬度： =170.06=70.06圓整后取=70； =75=136.04=13581170.06201.9470.06=70=75 （六）齒輪的主要參數(shù)高速級低速級齒數(shù)3310028119中心距137114法面模數(shù)2.01.5端面模數(shù)1.5792.553螺旋角135245144411法面壓力角端面壓力角203511204027齒寬b50457570齒根高系數(shù)標準值11齒頂高系數(shù) 0.9680.971齒頂系數(shù)標準值

14、0.250.25當量齒數(shù)26.2779.9126.272108.66分度圓直徑67.98206.0143.29184.57齒頂高1.52齒根高1.8752.5齒全高3.3754.5齒頂圓直徑47.93178.0774.06205.94齒根圓直徑50.93181.0778.06188.57 （七）中間軸的設計計算項目計算及說明結果1、確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對重量及機構無特殊要求，故選45鋼，調質處理，取c=112 取=30=302、軸的結構設計軸的裝配方案如1）查手冊取0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30307.其尺寸ddt=358022.75。故。軸承用擋油環(huán)定位。2

15、）取。齒輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07-0.1) =3。軸環(huán)寬度b1.4h=8.左端齒輪寬度b1=75,為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪軸ii-iii段的尺寸應略短于齒輪寬度取=72，同樣由b2=45取=42。3） 齒輪端面距機體內壁的距離2=8取2=12.5， 滾動軸承與內壁應有一段距離s=104）確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為c1.6，軸環(huán)兩側倒圓角r=2，其余倒圓角r=2軸承30307ddt=358022.75待添加的隱藏文字內容2軸端倒角為c1.6軸環(huán)兩側倒圓角r=2其余倒圓角r=23、鍵的選擇齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按選擇a型平鍵，其bh=128鍵長l=63，鍵槽

16、距軸肩距離為6，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪與軸的配合為，同樣按選用a型平鍵 bhl=12832，鍵槽距軸肩距離為7。齒輪與軸配合為。a型平鍵高速級：bhl=12863低速級: bhl=128364、中間軸的校核為使中間軸上的軸向力相互抵消，高速級上小齒輪用右旋，大齒輪用左旋。低速級上小齒輪用左旋，大齒輪用右旋。作用在齒輪上的力：高速級低速級所以水平方向：=1656n+4139n-3112n=2673n將各力移到軸心，產(chǎn)生附加彎矩 鉛垂方向： =1552n-623n-429.1n=499.9n則，b截面的彎矩c截面的彎矩扭矩由彎矩、扭矩圖可知c截面為危險截面。按彎扭合成應力

17、校核軸的強度：進行校核時，通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面（危險截面）因軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6。c截面的總彎矩 軸的計算應力前面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表查得。，故安全。1656.48n622.72n428.15n4139.31 n1552.24n1026.68n3122 n2673n3746535976499.9n429.1 n134076.3-24870202137.8-63762.3t=14500035.8k,安全5、鍵的校核普通平鍵連接的強度條件為：其中為鍵、軸、齒輪三者中最弱材料的許用應力，故=100120mpa因齒輪2處的鍵較1處短，而其

18、他參數(shù)一樣，故只需校核齒輪2處的鍵安全。75.56、軸承的校核選用的是圓錐滾子軸承，為縮短支撐距離選擇正裝。1）求出軸承所受的徑向力 2) 求出軸承所受的軸向力 派生軸向力，由軸承代號30307查表得y=1.9 ，e=0.31，因此： 外加軸向載荷，所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。于是 3）求軸承的當量動載荷 由表查得：1軸承 x=1，y=0 2軸承 x=0.4，y=1.9因軸承在運動中有輕微沖擊 ，取=1.24）驗算軸承壽命因，故只需驗算軸承2，（） 軸承因具有的基本額定動載荷 滿足壽命要求。27193151716829142882932633403292002113492，滿足壽命要求 （

19、八）高速軸的設計計算項目計算及說明結果1、確定軸的最小直徑因高速軸為齒輪軸，材料與小齒輪材料相同為40cr,調質處理，取c=112。 軸上有鍵槽計算值加大3%，=18.28=18.282、選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動裝置的工作條件擬用hl型彈性柱銷聯(lián)軸器。計算轉矩為： 由手冊ml4型聯(lián)軸器中hl1型聯(lián)軸器能滿足傳動轉矩的要求（tn=140nmtc）。其軸孔直徑d=(2440)mm,可滿足電動機的軸徑要求。半聯(lián)軸器長度l=114mm,半聯(lián)軸器與軸配合孔轂長度最后確定減速器高速軸軸伸處的直徑ml4型聯(lián)軸器d=(2440) l=114 3、軸的結構設計軸的裝配方案如下1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，i-i

20、i軸段右端需制出一軸肩，故ii-iii段的直徑;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=32。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，i-ii 段的長度應比l1短一些，現(xiàn)取。2）初步選擇軸承。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據(jù)，由手冊查取0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30306其中故：3）軸承端面應與箱體內壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內壁距離，齒輪端面到內壁的距離。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)軸器的距離為30mm.所以4）軸承用擋油板定位，取.至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。5）確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為

21、c1.6，iv和vi截面倒圓角r=2，其余倒圓角r=1軸承30306軸的尺寸如左圖軸端倒角為c1.6iv和vi截面倒圓角r=2其余倒圓角r=14、鍵的選擇齒輪與聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵連接。按選擇a型平鍵，bh=87鍵長l=40，鍵槽距軸肩距離為3a型平鍵bh=87 鍵長l=70 （九）低速軸的設計計算項目計算及說明結果1、確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對重量及機構無特殊要求，故選45鋼，調質處理，取c=112.取k=1.3由 聯(lián)軸器的計算轉矩：38.82、選擇聯(lián)軸器按照計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩，由=38.8查表選取gyh6型聯(lián)軸器，其公稱轉矩為900 。半聯(lián)軸器孔徑d1=40 ， 半

22、聯(lián)軸器長度l=112m，軸孔長度l1=84 。gyh6型聯(lián)軸器d1=40 l=112 l1=84 3、軸的結構設軸的裝配方案如下：1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，vii-viii軸段左端需制出一軸肩，故vi-vii段的直徑 ;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=50。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，vii-viii 段的長度應比l1短一些，現(xiàn)取。2）初步選擇軸承。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據(jù)，由手冊查取0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30310其故3）軸承端面應與箱體內壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內壁距離，齒輪端面到內壁的距離。為了保證軸

23、承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)軸器的距離為30mm. 所以4）取。齒輪右端用軸環(huán)定位，軸環(huán)高度h=(0.07-0.1) =5。軸環(huán)寬度b1.4h=8.左端用擋油板定位，齒輪寬度b2=70,為了使擋油板端面可靠地壓緊齒輪軸ii-iii段的尺寸應略短于齒輪寬度故取=67，至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。5）確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為c1.6，軸環(huán)左側倒圓角r=5，軸環(huán)右側倒圓角r=4，ii和v截面倒圓角r=4，其余倒圓角r=2軸承30310軸的尺寸如左圖軸端倒角為c2軸環(huán)左側圓角r=2軸環(huán)右側倒圓角r=2ii截面倒圓角r=3v截面倒圓角r=2其余倒圓角r=24鍵的選擇聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按選擇a型平鍵，b h=1610鍵長l=56，鍵槽距軸肩距離為8a型平鍵bh=1610鍵長l=56 （十）箱體結構及減速器附件設計名稱符號減速器形式及尺寸關系齒輪減速器機體壁厚8機蓋壁厚8機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度12機座底凸緣厚度p20地腳螺釘直徑1