二級斜齒圓柱齒輪減速器軸的設計說明書

1 二級斜齒圓柱齒輪減速器軸的設計說明書 一 . 課程設計書 設計課題 : 設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器 載荷變化不大 ,空載起動 ,卷筒效率為 括其支承軸承效率的損失 ),減速器小批量生產(chǎn) ,使用期限 8 年 (300天 /年 ),兩班制工作 ,運輸容許速度誤差為 5%,車間有三相交流 ,電壓 380/220V 表一 : 二 . 設計要求 輪零件圖各一張 ( 三 . 設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5. 設計 6. 齒輪的設計 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 8. 鍵聯(lián)接設計 9. 箱體結(jié)構(gòu)設計 10. 潤滑密封設計 11. 聯(lián)軸器設計 置總體設計 方案 : 1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 2 3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將 其傳動方案 如下： 圖一 :(傳動裝置總體設計圖 ) 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如 :傳動裝置總體設計圖所示。 選擇 V 帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。 傳動裝置的總效率a5423321 a 1 為 V 帶的效率 , 1 為第一對軸承的效率， 3為第二對軸承的效率， 4 為第三對軸承的效率， 5為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為 7 級精度，油脂潤滑 . 因是薄壁防護罩 ,采用開式效率計算 )。 電動機所需工作功率為： P P / 7000 1000 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為 nD60 = 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍， V 帶傳動的傳動比 i 2 4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比 i 8 40， 3 則總傳動比合理范圍為 i 16 160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n i n（ 16 160） 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比， 選定型號為 4 的三相異步電動 機，額定功率為 定電流 載轉(zhuǎn)速 r/步轉(zhuǎn)速 960r/ （ 1） 總傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳動裝置總傳動比為n /n960/ 2） 分配 傳動裝置傳動比 i i 式中10, 為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取0i 減速器傳動比為 i 0/據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為 1i 2i 1/ 案 電動機型號 額定功率 動機轉(zhuǎn)速 電動機重量 N 參考價格 元 傳動裝置的傳動比 同步轉(zhuǎn)速 滿 載轉(zhuǎn)速 總傳動比 V 帶傳動 減速器 1 1000 960 230 心高 外型尺寸 L（ + 腳 安 裝 尺寸 A B 地 腳 螺 栓孔直徑 K 軸伸尺寸 D E 裝 鍵 部 位 尺寸 F 32 515 345 315 216 178 12 36 80 10 41 4 （ 1） 各軸轉(zhuǎn)速 n 0/n1/ n n/ 2i =r/n=n=r/ 2） 各軸輸入功率 P1 Pp 23 PP 23 PP 2 4=各軸的輸出功率： P P P P P P P P 3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 1T =i 1 Nm 所以 : Ti 1 =m TT 1i 1 2 =m TT 2i 2 3=m T=T3 4 =m 輸出轉(zhuǎn)矩： TT m T T m T T m T T m 運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表 軸名 功率 P 矩 T 速 r/入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 60 1 軸 軸 軸 5 4 軸 （一）高速級齒輪傳動的設計計算 齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （ 1） 齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 小齒輪 280取小齒齒數(shù) 1Z =20 高速級大齒輪選用 45 鋼正火，齒面硬度為 大齒輪 240 i 24=取93. 齒輪精度 按 10095 1998，選擇 7級，齒根噴丸強化。 初步設計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強度設計 2131 )(12 確定各參數(shù)的值 : 試選課本2150選取區(qū)域系數(shù) 由課本 214P 圖 10則 由課本2020算應力值環(huán)數(shù) 60n1 0 1（ 2 8 300 8） =109 h =108 h #(齒數(shù)比 ,即 2查課本203 得： = =齒輪的疲勞強度極限 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,應用2020 H 1 =550= H 2 =450=432 許用接觸應力 6 M P )( 21 查課本由1980=0 d=1 T=105 11/105 104 算 小齒輪的分度圓直徑 (12 = 43 計算圓周速度 100060 11nd t 計算齒寬 b b=td =67算摸數(shù) = t o o 計算齒寬與高之比 齒高 h= =計算縱向重合度 =d 14t a a n =計算載荷系數(shù) K 使用系數(shù) 1 根據(jù) ,7級精度 , 查課本由1920動載系數(shù) 查課本由1940 K KH= )d2d+103 b =+1) 1+103 課本由1950 : KF=課本由1930 : KH=載荷系數(shù) : 7 K K K K=1 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 =3 =計算模數(shù)o o 4. 齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式 )(c 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 m 確定齒數(shù) z 因為是硬齒面，故取 z 24， z i z 24 動比誤差 i u z / z 78/24 i 5，允許 計算當量齒數(shù) z z / 24/ 4 z z / 78/ 4 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得 1 初選螺旋角 初定螺旋角 14 載荷系數(shù) K K K K K K =1 查取 齒形系數(shù) Y 和應力校正系數(shù) Y 查課本由1970 齒形系數(shù) Y Y 應力校正系數(shù) Y Y 重合度系數(shù) Y 端面重合度近似為 2111 ） 1/24 1/78） 8 ） 因為 /則重合度系數(shù)為 Y 螺旋角系數(shù) Y 軸向重合度 o Y 1 計算大小齒輪的 安全系數(shù)由表查得 S 作壽命兩班制， 8 年，每年工作 300 天 小齒輪應力循環(huán)次數(shù) 60 60 1 8 300 2 8 10 大齒輪應力循環(huán)次數(shù) N1/u 10 /10 查課本由2040到彎曲疲勞強度極限 小齒輪大齒輪查課本由1970 取彎曲疲勞安全系數(shù) S= F 1 = 0 F 2 = 8 013 111 Y 222 Y 大齒輪的數(shù)值大 設計計算 計算模數(shù) n o 243 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 1357整為標準模數(shù) ,取 為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 計算應有的齒數(shù) z1= 取 25 9 那么 25=81 幾何尺寸計算 計算中心距 a= 21 = 14)8125( =將中心距圓整為 145 按圓整后的中心距修正螺旋角 =)8125(a r c c o ( 21 因 值改變不多 ,故參數(shù),k, 計算大 度圓直徑 s 225co s 281co 計算齒輪寬度 B= 圓整的 502 B 551 B （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 材料：低速級小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 小齒輪 280取小齒齒數(shù) 1Z =28 速級大齒輪選用 45 鋼正火，齒面硬度為 大齒輪 240 30=圓整取 100. 齒輪精度 按 10095 1998，選擇 7級，齒根噴 丸強化。 按齒面接觸強度設計 1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選 查課本由2150H =試選 ,查課本由 214P 圖 101= 2=力循環(huán)次數(shù) 60 j 0 1 (2 8 300 8) =108 108 由課本2030 查課本由2070齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 701 , 大齒輪的接觸疲勞強度極限 901 10 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,則接觸疲勞許用應力 H 1 = 5641 H 2 =550/1=517 2 )( 2查課本由1980E =dT=105 22 /105 104 242131 )(12 =2. 計算圓周速度 100060 1 nd 3. 計算齒寬 b=d 04. 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) t o o 齒高 h=. 計算縱向重合度 0 2 6. 計算載荷系數(shù) K KH=+2)+10 3 b =+ 10 3 用系數(shù) 1 同高速齒輪的設計 ,查表選取各數(shù)值 KF= KH=KF=載荷系數(shù) K=1 . 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 計算模數(shù) 11 3. 按齒根彎曲強度設計 mc 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 （ 1） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 m （ 2） 確定齒數(shù) z 因為是硬齒面，故取 z 28， z i z 28 動比誤差 i u z / z 0 i 5，允許 （ 3） 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得 1 （ 4） 初選螺旋角 初定螺旋角 12 （ 5） 載荷系數(shù) K K K K K K =1 6） 當量齒數(shù) z z / 28/ 2 z z / 100/ 2 課本1970 和應力修正系數(shù) Y 1 Y 7 5 3 1 Y （ 7） 螺旋角系數(shù) Y 軸向重合度 1 8） 計算大小齒輪的 查課本由2040齒輪彎曲疲勞強度極限 查課本由2020彎曲疲勞壽命系數(shù) S= F 1 = F 2 = 8 計算大小齒輪的 并加以比較 12 0 1 2 6 2111 Y 0 1 5 4 222 Y 大齒輪的數(shù)值大 ,選用大齒輪的尺寸設計計算 . 計算模數(shù) n o 253 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 1357整為標準模數(shù) ,取 為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的 分度圓直徑 計算應有的齒數(shù) . z1= 取 28 30= 取 100 初算主要尺寸 計算中心距 a= 21 = 12)7030( =將中心距圓整為 165 修正螺旋角 = 值改變不多 ,故參數(shù),k,分度圓直徑 )7030(a r c c ( 21 12301270計算齒輪寬度 d 圓整后取 51 02 13 6低速級大齒輪如上圖： V 帶齒輪各設計參數(shù)附表 高速級齒輪 低速級齒輪 14 . 各軸轉(zhuǎn)速 n (r/(r/(r/n n(r/. 各軸輸入功率 P （ （ （ P ( . 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T (kNm) (kNm) (kNm) T(kNm) . 帶輪主要參數(shù) 小 輪 直 徑（ 大輪直徑（ 中心距 a（ 基準長度（ 帶的根數(shù) z 125 325 368 1400 5 1. 傳動軸承的設計 15 . 求輸出軸上的功率 速3n，轉(zhuǎn)矩3 3n=T=m . 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 2d =而 232 3 s 20t 4 8co st =周力 向力 軸向力 . 初步確定軸的最小直徑 先按課本 15步估算軸的最小直徑 ,選取軸的材料為 45 鋼 ,調(diào)質(zhì)處理 ,根據(jù)課本 315361 表o 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合 ,故需同時選 取聯(lián)軸器的型號 查課本 114343 表P,選取 5.1 0 2 7 因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩 ,所以 查機械設計手冊 11222 選取 彈 性 套 柱 銷 聯(lián) 軸 器 其 公 稱 轉(zhuǎn) 矩 為 500半 聯(lián) 軸 器 的 孔 011 與軸配合的轂孔長度為半聯(lián)軸器半聯(lián)軸器的長度故取 . 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求 , -軸段右端需要制出一軸肩 ,故取 -的直徑 7;左端用軸端擋圈定位 ,按軸端直徑取擋圈直徑 0 半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上 , 故 -的長度應比 略短一些 ,現(xiàn)取 2 初步選擇滾動軸承 故選用單列角接觸球軸承 7,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承 7010C 型 . 16 d D B 2d 2D 軸承代號 45 85 19 2095 85 19 209B 45 100 25 309B 50 80 16 010C 50 80 16 0100 90 20 210C 2. 從動軸的設計 對 于 選 取 的 單 向 角 接 觸 球 軸 承 其 尺 寸 為 的 68050 , 故0 ;而 6 . 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位 010C 型軸承定位軸肩高度57, 因此取 取安裝齒輪處的軸段 8;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位 的寬度為 75了使套筒端面可靠地壓緊齒輪 ,此軸段應略短于輪轂寬度 ,故取 2. 齒輪的左端采用軸肩定位 ,軸肩高 5,取 b=8 軸承端蓋的總 寬度為 20減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設計而定 ) 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 0 ,故取0 . 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=16兩圓柱齒輪間的距離 c=20考慮到箱體的鑄造誤差 ,在確定滾動軸承位置時 ,應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取 s=8已知滾動軸承寬度 T=16 高速齒輪輪轂長 L=50則 3)316816()7275( 17 ( 5 0 8 2 0 1 6 2 4 8 ) 6 2l L s c a l lm m m m 至此 ,已初步確定了軸的各端直徑和長度 . 5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖 , 確定頂軸承的支點位置時 , 查機械設計手冊 20 對于 7010a=此 ,做為簡支梁 的軸的支承跨距 . F 5 0 3 4 83231 F 8 4 3 4 83222 0 923231 2 18 0 91 6 3 022 8 7 9 1 H 1 9 6 25 59 2 8 731 7 2 88 9 222 121 1799512 傳動 軸總體設計結(jié)構(gòu)圖 : (從動軸 ) 18 (中間軸 ) (主動軸 ) 從動軸的載荷分析圖 : 19 6. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度 根據(jù) 321 )( = 1(19 625 5 22 前已選軸材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。 查表 15 1 =600 1 此軸合理安 全 7. 精確校核軸的疲勞強度 . . 判斷危險截面 截面 A, , ,以 A 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看 ,截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重 ,從受載來看 ,截面 C 上的應力最大 應力集中的影響和截面的相近 ,但是截面不受扭矩作用 ,同時軸徑也較大 ,故不必做強度校核 上雖然應力最大 ,但是應力集中不大 ,而且這里的直徑最大 ,故 截面和顯然更加不必要做強度校核 章 的附錄可知 ,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而 ,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗證即可 . . 截面左側(cè)。 抗彎系數(shù) W=d = 50 =12500 抗扭系數(shù) d =50 =25000 截面的右側(cè)的彎矩 的扭矩33T= 截面上的彎曲應力 M P 5 001 4 4 60 9 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 T = M P 0 0 03 1 1 3 5 0 軸的材料為 45鋼。調(diào)質(zhì) 處理。 由課本3555 551 因 經(jīng)插入后得 T =性系數(shù)為 q q = K =1+ )1( q =1+q（ T =以 綜合系數(shù)為： K=鋼的特性系數(shù) 取 取 全系數(shù)1 S= S= 所以它是安全的 截面右側(cè) 抗彎系數(shù) W=d = 50 =12500 抗扭系數(shù) d =50 =25000 截面左側(cè)的彎矩 M=133560 截面上的扭矩3 3T=295 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 T = K = 綜合系數(shù)為： K= K=鋼的特性系數(shù) 取 取 全系數(shù) S= 所以它是安全的 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般 8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵 . 根據(jù) 55 5 查表 6 鍵寬 16 10 2L =80 22 0 2 3L=50 校和鍵聯(lián)接的強度 查表 6 p=110 222 60 333 00 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 .5 5 .5 由式（ 6： 222322102 p 3333331022 p 兩者都合適 取鍵標記為： 鍵 2： 16 36 A 1096 3： 20 50 A 1096減速器的箱體采 用鑄造（ 成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量， 大端蓋分機體采用67 1. 機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于 12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x H 為 40保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為 3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性 . 鑄件壁厚為 10，圓角半徑為 R=3。機體外型簡單，拔模方便 . 4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強 23 密封，蓋板用鑄鐵制成，用 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加 封油圈加以密封。 C 油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出 . D 通氣孔： 由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡 . E 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋 . F 位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度 . G 吊鉤： 在機蓋上直接鑄 出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體 . 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下： 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 箱座壁厚 a 8 箱蓋壁厚 1 a 8 箱蓋凸緣厚度 1b 11 b 12 箱座凸緣厚度 b 5.1b 12 箱座底凸緣厚度 2b b 20 24 地腳螺釘直徑 ad f 腳螺釘數(shù)目 n 查手冊 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1d 蓋與機座聯(lián)接螺栓直 徑 2d 2d=（ .6）承端蓋螺釘直徑 3 .5）孔蓋螺釘直徑 4d 4d =（ 8 定位銷直徑 d d =（ 2d 8 1d ， 2d 至外機壁距離 1C 查機械課程設計指導書表 4 34 22 18 2d 至凸緣邊緣距離 2C 查機械課程設計指導書表 4 28 16 外機壁至軸承座端面距離 1l 1l = 1C + 2C +（ 812） 50 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 1 1 15 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 2 2 10 機蓋，機座肋厚 1 1m 9 m 承端蓋外徑 2D 2 +（ 53d 120（ 1軸） 125（ 2軸） 150（ 3軸） 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離 S 2 120（ 1軸） 125（ 2軸） 150（ 3軸） 25 10. 潤滑密封設計 對于二級圓柱齒輪減速器， 因為傳