二级斜齿圆柱齿轮减速器轴的设计说明书

1、二级斜齿圆柱齿轮减速器轴的设计说明书一. 课程设计书设计课题 :设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 . 运输机连续单向运转 , 载荷变化不大 , 空载起动 , 卷筒效率为 0.96( 包括其支承轴承效率的损失 ), 减速器小批量生产 , 使用期限 8 年 (300 天/ 年), 两班制工作 , 运输容许速度误差为 5%,车间有三相交流 , 电压 380/220V 表一 :二 . 设计要求1. 减速器装配图一张 (A1) 。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3) 。3. 设计说明书一份。三 . 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分

2、配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计 V 带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1. 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. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 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：图一 :( 传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如: 传动装置总体设计图所示。选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率aa123250

3、.960.9930.972 ；340.990.960.8251为 V 带的效率 ,1 为第一对轴承的效率，3为第二对轴承的效率，4 为第三对轴承的效率，5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7 级精度，油脂润滑 .因是薄壁防护罩 , 采用开式效率计算 ) 。2. 电动机的选择电动机所需工作功率为：PP/ 70000.48/(10000.825) 4.07 5kW, 执行机构的曲柄转速为 n 100060v =22.918 r/min，D经查表按推荐的传动比合理范围， V 带传动的传动比 i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i8 40，则总传动比合理范围为i 16160，电动机转速的可选范围为ni

4、n（ 16160） 82.761324.1613241.6r/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 4.0额定电流 8.8A，满载转速nm960 r/min，同步转速960r/min。方电 动 机额定电动机转速电动机参 考传动装置的传动比案型号功率r重量价格P edminN元同 步满 载总 传V 带减速器kw转速转速动比传动1Y112M-44100096023041.892.67.02中心高外型尺寸底脚安装尺地脚螺栓轴 伸 尺装键部位尺L （ AC/2+AD ） HD寸 AB孔直径 K寸 DE寸 F

5、GD132515 345 315216 1781236 8010 413. 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ia n/n960/22.91841.89（2）分配传动装置传动比i a i0 i式中 i 0 , i1 分别为带传动和减速器的传动比。为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0 2.6，则减速器传动比为i i a / i0 17.40/2.67.57根据各原则，查图得高速级传动比为i1 4.5，则 i 2 i / i1 3.54. 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速n nm / i0 369

6、.23 r/minn n / i 1 80.68 r/minn n / i2 =22.92 r/minn = n =22.92 r/min（2）各轴输入功率P pd 1 3.25 0.963.91kW p 23.76 kWP33.120.980.95P P 2.97 0.980.953.61 kW23P P 24=2.77 0.980.97=3.54kW则各轴的输出功率：P P 0.98=3.87 kWP P 0.98=3.65 kW P P 0.98=3.57 kWP P 0.98=3.40 kW（3）各轴输入转矩T1 = Td i0 1Nm所以 : T Td i 0 1 =21.552.3

7、0.96=101.17N mT T i =47.583.24 0.980.95=444.62 N m112T T i 2 2 3 =143.532.330.98 0.95=1503.8N m T = T 3 4 =311.35 0.95 0.97=1473.17 N m输出转矩： T T 0.98=77.04 NmT T 0.98=304.46 N mT T 0.98=1488.05 NmT T 0.98=1414.24 N m运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩 T Nm转速 r/min输入输出输入输出电动机轴4.0840.539601 轴3.913.87101.1777.04369.

8、232 轴3.763.65444.62304.4680.683 轴3.613.571503.081488.0522.924 轴3.543.401473.171414.2422.926. 齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，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45 钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数 Z1 =20高速级大齿轮选用45 钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2 =i Z1 =3.6 24=91.5取Z 2 =93. 齿轮精度按 GB/T10095 1998，选择 7

9、 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3ZHZE2K t T1u 1)2d1t( H du确定各参数的值 :试选 K t=1.6查课本 P215图 10-30选取区域系数 Z H =2.433由课本 P214图 10-2610.782 0.82则0.780.821.6由课本 P202 公式 10-13 计算应力值环数N1 =60n1 j Lh =60 626.09 1（ 283008）=1.4425 10 9 hN2 = =4.45 108 h #(3.25为齿数比 , 即 3.25= Z 2)Z1查课本 P203 10-19 图 得： K1 =0.93 K2 =0.

10、96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 P202 公式 10-12 得:H 1 = K HN 1 H lim 1 =0.93550=511.5 MPaSH 2 = K HN 2 H lim 2 =0.96 450=432 MPaS许用接触应力H (H 1H 2 ) / 2(511.5432) / 2471.75 MPa查课本由 P198 表 10-6 得： Z E =189.8MP a由 P201 表 10-7 得 : d =155T=95.5 10 P1 / n1 =95.5 10 3.19/626.094=4.86 10 N.m3. 设计计算小齿轮的分度圆直径d1

11、t3d1t2K t T1u 1(ZH ZE )2duH 3104=2 1.64.864.24( 2.433 189.8 ) 251 .33mm11.63.25471.75计算圆周速度d1t n13.1449.53626.09601000602.57 m / s1000计算齿宽 b 和模数 mnt计算齿宽 bb=dd1t =67mm计算摸数 mn初选螺旋角=13.06mnt = d1tcos49.53cos142.00mmZ124计算齿宽与高之比bh齿高 h=2.25mnt =2.25 2.00=4.50mmb= 49.53=11.01h4.5计算纵向重合度=0.318 d1 tan0.318

12、124tan 14 =1.903计算载荷系数 K使用系数 K A =1根据 v 1.62m / s ,7级精度 ,查课本由 P192 表 10-8 得动载系数 KV =1.07,查课本由 P194 表 10-4得 KH的计算公式 :K H=1.12 0.18(10.6 d2 )d2 +0.23 10 3 b=1.12+0.18(1+0.61) 1+0.23 10 3 49.53=1.42查课本由 P195 表 10-13 得: K查课本由 P193 表 10-3 得 : KF =1.35H=K F =1.2故载荷系数 :KKK KH KH=1 1.071.21.42=1.82按实际载荷系数校正

13、所算得的分度圆直径331.82 =51.73 mmd 1 =d 1tK / Kt =49.531.6计算模数 mnmn = d1 cos51.73cos142.5mmZ1244. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3mn 2KT1Y cos2YF YS)2(F d Z 1 a确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩 48.6 kNm确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z24，z i z3.2424 77.76 传动比误差 iuz/ z 78/243.25i 0.0325，允许计算当量齿数z z/cos 24/ cos3 14 26.27zz/cos78/ cos3 14 85.43初选齿宽系数按

14、对称布置，由表查得1初选螺旋角初定螺旋角14载荷系数 KK K K K K=1 1.071.21.351.73查取齿形系数 Y 和应力校正系数 Y查课本由 P197 表 10-5 得:齿形系数 Y 2.592Y 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（ 11 ） cos（）cos14Z1Z2 1.883.21/241/78 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 Yo49.

15、53sin 14轴向重合度1.825,Y 1 0.78计算大小齿轮的YF FS F 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 60nkt60 271.4718300 2 8 6.25510大齿轮应力循环次数N2 N1/u 6.25510/3.241.930510查课本由 P204 表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限小齿轮FF 1500 MPa大齿轮FF 2 380MPa查课本由 P197 表 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 :K FN 1 =0.86KFN 2 =0.93取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F 1=KFN1FF 10.865

16、00307.14S1.4KFN2FF 20.93380252.43F 2=S1.4YF 1FS12.592 1.5960.01347F 1307.14YF2FS 22.2111.7740.01554F 2252.43大齿轮的数值大 . 选用 .设计计算 计算模数3mn2 1.73 4.86 1040.78 cos2 14 0.01554 mm 1.26mm12421.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn =2mm但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

17、 1 =51.73 mm 来计算应有的齿数 . 于是由 :z = 51.73 cos14=25.097取 z=251mn1那么 z 2 =3.24 25=81 几何尺寸计算计算中心距a=(z1z2 )mn= (25 81)2 =144.41 mm2 cos2 cos14将中心距圆整为145按圆整后的中心距修正螺旋角mm(12 )mn(2581) 2=arccos2arccos13.062109.25因值改变不多 ,故参数, k , Z h 等不必修正 .计算大 .小齿轮的分度圆直径d 1z1 mn25 2=51.33mm=cos14.01cosd 2= z2 mn81 2=238.67 mmc

18、oscos14.01计算齿轮宽度B=d1 1 51.53mm 51 .33mm圆整的B250B1 55（二）低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45 钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数 Z1 =28速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz2 =2.33 30=98.6圆整取 z 2 =100.齿轮精度按 GB/T100951998，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 Kt =1.6查课本由 P215 图 10-30选取区域系数 Z H =2.45试选12o ,查课本由P214 图 10-26 查得1 =0.

19、832 =0.88=0.83+0.88=1.71应力循环次数N1 =60n 2 j L n =60193.24 1(2 8 3008)=4.45 10 8N =N14.45 1081.91 10822.33i由课本 P203 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN 1 =0.94K HN2= 0.97查课本由 P207 图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1570MPa ,390MPa取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力H 1= KHN1H lim 1 = 0.94 600564 MPaS1H 2=K

20、HN2H lim 2 =0.98550/1=517 MPaS( H lim 1H lim 2 )540.5MPa H 2查课本由 P198 表 10-6查材料的弹性影响系数 Z E =189.8MP a选取齿宽系数d1T=95.510 5 P2 / n2 =95.5 10 5 2.90/193.24=14.33 10 4 N.m3u1ZH ZE32 1.614.33 1043.332.45 189.82K t T122d1tu()11.71()dH 2.33540.5=65.71 mm2. 计算圆周速度d1t n265.71 193.243.01m/ s6010006010003. 计算齿宽b

21、= d d 1t =165.71=60mm4. 计算齿宽与齿高之比bh模数mntd1t cos65.71 cos12mm=302.5Z1齿高h=2.25mnt =2.25 2.5=5.4621mmb=65.71/5.4621=12.03h5. 计算纵向重合度0.318 d z1 tan0.318 30 tan12 2.0286. 计算载荷系数 KK H =1.12+0.18(1+0.6 d2 ) d2 +0.2310 3 b=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23 10 3 65.71=1.4231使用系数 K A =1同高速齿轮的设计 ,查表选取各数值K v =1.04K F =1.3

22、5K H=K F=1.2故载荷系数K K A K v K H K H =1 1.041.21.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径331.776d1 =d1tK K t =65.7172.91mm1.3计算模数 mnd1 cos72.91cos122.5mmz1303. 按齿根弯曲强度设计32KT1Y cos2YF YSm2 F d Z1确定公式内各计算数值（1）计算小齿轮传递的转矩 101.17 kNm（2）确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z28， zi z 3.522898.8传动比误差 iuz/ z69.9/30 2.33i0.0325，允许（3）初选齿宽系数按对

23、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 KK K K K K=1 1.04 1.21.351.6848（6） 当量齿数zz/cos28/ cos3 12 32.056zz/cos100/ cos3 12 74.797由课本 P197 表 10-5 查得齿形系数Y 和应力修正系数YYF 12.491, YF 22.232YS 11.636, YS 21.751（7） 螺旋角系数 Y 轴向重合度 2.03Y 1 0.797（8）计算大小齿轮的YF FSF 查课本由 P204 图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限FE 1500MPaFE 2380MPa查课本由 P202

24、 图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数KFN 1 =0.90KFN 2 =0.93S=1.4KFN1FE 10.90500F1=1.4321.43MPaSF 2KFN2 FF20.93380=S1.4252.43MPa计算大小齿轮的 YFa FSa,并加以比较F YFa 1FSa12.4911.636F 1321.430.01268YFa 2 FSa22.2321.751F 2252.430.01548大齿轮的数值大 , 选用大齿轮的尺寸设计计算 . 计算模数31.68481.433 1050.797 cos2 12 0.01548mn2130 2mm 1.5472mm1.71对比计算结果， 由

25、齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn =3mm但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d1 =72.91 mm 来计算应有的齿数 .z1= 72.91 cos12 =27.77取 z 1 =28mnz 2 =2.33 30=69.9取 z 2 =100初算主要尺寸计算中心距 a=( z1z2 ) mn = (3070 )2 =163.57 mm2 cos2cos12将中心距圆整为 165 mm修正螺旋角=arccos因值改变不多 ,故参数, k , Zh 等不必修正( 12 )

26、 mn( 3070)2分度圆直径2arccos214.14103d1= z1 mn30 2 =72.19 mmcoscos12d 2= z2 mn70 2 =257.81 mmcoscos12计算齿轮宽度bd d1172.9172.91mm圆整后取B175mmB280mm2.31.6低速级大齿轮如上图：V 带齿轮各设计参数附表1.各传动比V 带高速级齿轮低速级齿轮2.64.5763.5202. 各轴转速 n(r/min)(r/min)(r/min)EMBEDEquation.3n n(r/min3. 各轴输入功率 P（）（ kw）（ kw）P (kw)kw3.913.763.613.544.

27、各轴输入转矩 T(kNm)(kNm)(kNm)EMBEDEquation.3T(kN m)101.17444.621503.081473.175. 带轮主要参数小轮直径（ mm） 大轮直径（ mm）基准长度（ mm）中心距 a（ mm）带的根数 z125325368140057. 传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计.求输出轴上的功率P 3 ，转速 n3 ，转矩 T3P 3 =3.61KWn3 =22.92r/minT3 =1503.08Nm . 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d 2 =257.81 mm而2T32311.354348.16NF t =143.2110

28、 3d 2F r = Fttanntan 20ocos4348.16cos13.86o1630.06 NF a = F t tan=4348.160.246734=1072.84N圆周力 F t ，径向力 F r 及轴向力 F a 的方向如图示 :.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 P361表15 3 取Ao112d minAo 3P320.93mmn3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d , 为了使所选的轴与联轴器吻合 , 故需同时选取联轴器的型号查课本 P343 表141, 选取 K a 1.5TcaK aT

29、31.5311.35 467.0275Nm因为计算转矩小于联轴器公称转矩, 所以查机械设计手册22112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d140mm,故取 d 40mm.半联轴器的长度 L112mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L184mm.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 d 47mm ; 左端用轴 端挡圈 定位 , 按轴端 直径取 挡圈直径 D50mm 半联 轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而

30、不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些 , 现取 l 82mm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 d 47mm , 由轴承产品目录中初步选取0 基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7010C型.dDBd2D 2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2. 从动轴的设计对 于 选 取 的 单 向 角 接 触 球 轴 承

31、 其 尺 寸 为 的 d DB 50mm80mm 16mm , 故d d 50mm; 而 l 16mm .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h 0.07d ,取 h 3.5mm,因此 d 57 mm,取安装齿轮处的轴段 d 58mm ; 齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 毂的宽度为 75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮, 此轴段应略短于轮毂宽度 , 故取 l 72mm . 齿轮的左端采用轴肩定位 , 轴肩高 3.5, 取 d 65mm . 轴环宽度 b 1.4h , 取 b=8mm.轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴承端盖的结构

32、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l 30mm , 故取l 50mm . 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm , 两圆柱齿轮间的距离 c=20 mm . 考虑到箱体的铸造误差 , 在确定滚动轴承位置时 , 应距箱体内壁一段距离 s, 取 s=8 mm ,已知滚动轴承宽度 T=16mm ,高速齿轮轮毂长L=50mm, 则l Tsa(7572)(168163) mm43mml L s c a l l (508 20 16 24 8)mm 62mm至此 , 已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷首先根据结构图作出轴

33、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 .L2L3 114.8mm60.8mm175.6mmFNH1L3Ft4348.1660.81506 NL2L3175.6FNH 2L2Ft4348.16114.82843NL2L3175.6Fr L3Fa D2FNV1809NL2L3FNV2FrFNV 21630 809821NM H172888.8NmmM V 1FNV1 L2809114.892873.2NmmM V 2FNV 2 L382160.849916

34、.8NmmM 1M H2M V211728892928732196255N mmM 2179951Nmm传动轴总体设计结构图 :(从动轴 )(中间轴 )(主动轴 )从动轴的载荷分析图 :6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据M 12(T3 )21962552(1 311.35) 2ca =W=10.820.127465前已选轴材料为45 钢，调质处理。查表 15-1得 1 =60MP aca 1 此轴合理安全7. 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

35、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 d 3 = 0.150 3 =12500抗扭系数wT =0.2d 3 =0.250 3 =25000截面的右侧的弯矩 M为 M60.816M 1144609N mm60

36、.8截面上的扭矩 T3 为T3 =311.35 Nm截面上的弯曲应力M14460911.57MPab12500W截面上的扭转应力T=T3= 31135012.45MPaWT25000轴的材料为 45 钢。调质处理。由课本 P355 表 15-1 查得：B640MPa1275MPaT 1155MPa因 r2.00.04D581.16d50d50经插入后得2.0T =1.31轴性系数为q0.82q =0.85K=1+(1)=1.82qK =1+q （T -1 ） =1.26所以0.670.820.92综合系数为：K=2.8K =1.62碳钢的特性系数0.1 0.2取 0.10.050.1取 0.0

37、5安全系数 ScaS =125.13Kaa mS113.71kat mS S10.5S=1.5所以它是安全的ScaS2S2截面右侧抗弯系数W=0.1d 3 = 0.1503 =12500抗扭系数wT =0.2d 3 =0.250 3 =25000截面左侧的弯矩M为M=133560截面上的扭矩 T3 为T3 =295截面上的弯曲应力M13356010.68b12500W截面上的扭转应力T=T3= 29493011.80 K= K11 2.8WT25000K = K111.62所以0.670.820.92综合系数为：K =2.8K=1.62碳钢的特性系数0.2取 0.1取 0.050.10.05 0.1安全系数 ScaS =125.