兩級展開式圓柱齒輪減速器的設(shè)計說明書_(1)

- 1 - 兩級展開式 （平行軸） 圓柱齒輪減速器的設(shè)計說明書 例如： 設(shè)計熱處 理車間零件清洗用設(shè)備。該傳送設(shè)備的動力由電動機經(jīng)減速器裝置后傳至傳送帶 。每日兩班制工作，工作期限為 8 年。 熱處 理車間零件清洗用設(shè)備。該傳送設(shè)備的動力由電動機經(jīng)減速器裝置后傳至傳送帶 。每日兩班制工作，工作期限為 8 年。 已知條件：輸送帶帶輪直徑 d=300送帶運行速度 v=s,輸送帶軸所需轉(zhuǎn)矩 T=一、傳動裝置的總體設(shè)計 動方案 的確定 兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動裝置方案如圖所示。 1 2 3 4 5 6動機的選擇 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 1. 選擇電動機的類型 根據(jù)用途選用 Y 系列一般用途的全封閉自冷式 三相異 電動機。 2. 選擇電動機的功率 輸送帶所需的拉力為 F=2T/d=2× 700/4667N 輸送帶所需動率為 v/1000=4667 ×000表取， v 帶傳動效率 帶 =對軸承效率 軸承=齒圓柱齒輪傳動效率 齒輪 =軸器效率 聯(lián) =電動機到工作機間的總效率為 總 = 帶 軸承 4 齒輪 2 聯(lián) =4667N 總 =- 2 - W/ 總 =據(jù)表，選取電動機的額定功率為 O=輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為 000× 60× × 300r/ 表， v 帶傳動的傳動比 i 帶 =2 4，兩級減速器傳動比i=8 40，則總傳動比范圍為 i 總 =i 帶 i 齒 =（ 2 4）×（ 8 40） =16 160 電動 機的轉(zhuǎn)速范圍為 no= 16 160） r/6421r/表可知，符合這一要求的電動機同步轉(zhuǎn)速 1000 r/ 1500r/000r/慮 3000r/ 1000r/電動機的體積大且貴，故選用轉(zhuǎn)速為 1500r/電動機進行試算，其滿載轉(zhuǎn)速為1440r/滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/型號為 m=1440r/動比的計算及分配 各級 傳動比的計算及分配。 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 i 總 =440/i 總 =根據(jù)傳動比范圍，取帶傳動的傳動比 i 帶 =減速器傳動比為 i=i 總 /i 帶 =速級傳動比為 （ i=（ 速級傳動比為 i2=i/i=.4 動裝置的運動、動力參數(shù)計算見表。 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 no=440r/n1=no/i 帶 =1440/76 r/n2=n1/76/30.9 r/n3=n2/0 nw=440r/76 r/30.9 r/- 3 - 2 各軸功率 =2= 承 齒 =3= 承 齒 =W= 承 聯(lián) =1=2=3=W=550 × (PO/9550 ×(440)N· m=· m 550 × (P1/ 9550 ×(76) N· m=· m 550 × (P2/ 9550 ×(N· m=· m 550 × (P3/ 9550 ×(N· m=· m 550 × (PW/ 9550 ×(N· m=· m · m · m · m · m · m 二、傳動件的設(shè)計計算 速器外傳動件的設(shè)計 減速器外傳動件只有帶傳動，故只需對帶傳動進行設(shè)計。帶傳動 的設(shè)計見下表。 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 A× 表 8得工作情況系數(shù) d=440r/圖選擇 A 型帶 選擇 帶 根據(jù)表 8小帶輪直徑為 00大帶輪的直徑為 i 帶 10050mm 00mm 50V 帶 = 0× 1000m/s=20 - 4 - 帶根數(shù) V 帶根數(shù)可用下式計算： Z= ( 表 8 帶所能傳遞的功率 .3 率增量 i) 由表 8得 10表 8得 P=101440（ 1表 8得 表 8L= 帶的根數(shù)為 Z= 四根 Z=4 由表 8得 v 帶質(zhì)量 m=m,則初拉力為 00pd/ （ a） + =500 × × 35/+0=Q=2z =2× 4× =Q=（ 1）小帶輪結(jié)構(gòu)采用實心式，由表 8得電動機軸徑 8，由表 8得 e=15± f=10 2 1輪轂寬 :L 帶輪 =（ 2） 2） × 282 56其最終寬度結(jié)合安裝帶輪的軸段確定 輪轂寬 :B 帶輪 =（ z 1） e 2f=(4 1)× 152× 105 2）大帶輪結(jié)構(gòu) 采用孔板式結(jié)構(gòu)，輪轂寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結(jié) 構(gòu)設(shè)計同步進行 速器內(nèi)傳動的設(shè)計計算 高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算見表。 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 處理和公差等級 考慮到 帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用 45 鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表 8齒面硬度17 25562 3690 6 30 50 間。 選用 8級精度 45 鋼 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 大齒輪正火處理 8 級精度 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。其設(shè)計公式為 2 d× (u 1)/u× ( / H) 1/3 (1)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 4380N· 2)因 初步選載荷系數(shù) 初選 3)由表 8齒寬系數(shù) d=4)由表 8得彈性系數(shù) 5)初選螺旋角 =12o,由圖 9H=6)齒數(shù)比 u=- 5 - (7)初選 3，則 Z2=23= 01，則端面重合度為 a= 1/ 1/ 101)向重合度為 =d 23× 圖 8 =8)由圖 11得螺旋角系數(shù) 9)許用接觸應力可用下式計算 H= H 由圖 8a 查得接觸疲勞極限應力為 8090齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為 00× 576× 2× 8× 250× 8=109 N1/109/108 由圖 8表 8安全系數(shù)小齒輪的許用接觸應力 3 01 H=580=580齒輪的許用接觸應力 H=390=445 H=445算小齒輪的分度圓直徑 2 d× (u 1)/u× ( / H) 1/3 2× 54380/(1)/(45) 1/3 80 45 H=445(1)計算載荷系數(shù) 由表 8得使用系數(shù) 因 v= 0× 1000=× 576/60× 1000m/s=s,由圖 8V=由圖 8得齒向載荷分配系數(shù) 表 8得齒間載荷分配系數(shù) 載荷系數(shù)為 K= =2)對 與 需對由 d1=K/1/3 1/33)確定模數(shù) mn 3=表 8 4)計算傳動尺寸 中心距為 1 2 = (23 101)2 ×整，取 60螺旋角為 =1 2(23 101)2×160)=與初選值相差較大 ，故對與有關(guān)的參數(shù)進行修正，由圖9H=端面重合度為 K=- 6 - a= 1/ 1/ 101)向重合度為 =d 23× 圖 8 =由圖 11 2 d× (u 1)/u× ( / H) 1/3 2× 54380/(1)/(45) 1/3確計算圓周速度為 V= 0 × 1000= × 576/60 ×1000m/s=s, 由圖 8V=K 值不變 3=表 8 高速級的中心距為 1 2 = (23 101)2 ×160mm 60螺旋角修正為 =1 2a= (23 101)2× 160)=正完畢，故 23/ 101/ b= 6mm b1=b (5 10) 5 =6mm 5齒根彎曲疲勞強度條件為 F=2 F (1) K、 (2) 齒寬 b= 63) 齒形系數(shù) S。當量齒數(shù)為 1/(3=23/(=2/(3=101/(=圖 8圖 8 4）由圖 8 = 5）由圖 11 = 6）許用彎曲應力 【 】 F=F 由圖 8b 查得彎曲疲勞極限應力為 1570圖 8得壽命系數(shù) ,由表 8得安全系數(shù) 【 】 F=1× 215/72 】 F=1× 170/36 =2× 54380/（ 66× 足齒根彎曲疲勞強度 - 7 - 端面模數(shù) mt=mn/2.5/頂高 ha*× 根高 ( c*)1 齒高 h= 隙 c=頂圓直徑為 22× 22× 根圓直徑為 22× 22× h=c=速級斜齒圓柱齒 輪的設(shè)計計算見表。 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 處理和公差等級 大、小齒輪均選用 45 鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表 8齒面硬度 17 25562 36， 90. 6 3050 間。選用 8 級精度 45鋼 小齒輪調(diào)質(zhì)處理 大齒輪正火處理 8級精度 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計。其設(shè)計公式為 2 d× (u 1)/u× ( / H) 1/3 (1)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為 29810N· 2)因 v 值未知， 初步選載荷系數(shù) 初選 3)由表 8齒寬系數(shù) d=4)由表 8得彈性系數(shù) 5)初選螺旋角 =11o,由圖 9H=6)齒數(shù)比 u=7)初選 5，則 Z4=25= 2，則端 面重合度為 a= 1/ 1/ 82)向重合度為 =d 23× 圖 8 =8)由圖 11得螺旋角系數(shù) 9)許用接觸應力可用下式計算 H= H 由圖 8a 查得接觸疲勞極限應力為 8090齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為 3 01 - 8 - 00× 2× 8× 250× 8=108 N3/108/107 由圖 8得壽命系數(shù) 表 8安全系數(shù) 小齒輪的許用接觸應力 H=580=齒 輪的許用接觸應力 H=390=468 H=445算小齒輪的分度圓直徑 2 d× (u 1)/u× ( / H) 1/3 2× 54380/(1)/(45) 1/3 68 H=4683t (1)計算載荷系數(shù) 由表 8得使用系數(shù) 因 v= 0 × 1000= × 60 ×1000)m/s=s,由圖 8得動載荷系數(shù) 由圖8 =表 8 =載荷系數(shù)為 K= =2) 確定模數(shù) ,因 K 與 大，不 需對由 5=表 8 3)計算傳動尺寸 中心距為 3 2 = (25 82)2 ×整，取 90螺旋角為 =3 2(25 82)2×190)=與初選值相差較大，故對與有關(guān)的參數(shù)進行修正，由圖9H=端面重合 度為 a= 1/ 1/ 82)向重合度為 =d 25× 圖 8得重合度系數(shù) 由圖 11得螺旋角系數(shù) 2 d× (u 1)/u× ( / H) 1/3 2× 229810/(1)/(68) 1/3 V= 60× 1000） =× 60× 1000）m/s=s,由圖 8V=K 值不變 5=表 8 中心距為 3 2 = (25 82)2 ×190=90- 9 - 則螺旋角修正為 =3 2a= (25 82)2× 190)=正完畢，故 25/ 82/ b= 8mm b3=b (5 10) 05 =8mm 05齒根彎曲疲勞強度條件為 F=2 F (4) K、 (5) 齒寬 b= 86) 齒形系數(shù) S。當量齒數(shù)為 3/(3=25/(=4/(3=82/(=圖 8得 圖 8得 4）由圖 8得重合度系數(shù) 5）由圖 11 = 6）許用彎曲應力 【 】 F=F 由圖 8b 查得彎曲 疲勞極限應力為 1570圖 8得壽命系數(shù) ,由表 8得安全系數(shù) 【 】 F=1 ×215/72 】 F=1 ×170/36 =2× 229810/（ 98× 足齒根彎曲疲勞強度 端面模數(shù) mt=mn/3.5/頂高 ha*× 根高 ( c*)1 齒高 h= 隙 c=頂圓直徑為 22× 22× 根圓直徑為 22× 22× h=c=、斜齒圓柱齒輪上作用力的計算 - 10 - 齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設(shè)計和校核、鍵的選擇和驗算及軸承的選擇和校核提供數(shù)據(jù)，其計算見表。 計算項目 計算及說明 計算結(jié)果 （ 1）已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 4380N· 速76r/速級齒輪的螺旋角 =齒輪左旋，大齒輪右旋 ，小齒輪分度圓直徑 2)齒輪 1 的作用力 圓周力為 T1/× 54380/方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 =方向為由力的作用點指向輪 1 的轉(zhuǎn)動中心 軸向力為 方向可用左手法則確定，即用左手握住輪 1的軸 線，并使四 的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力方向 法向力為 t1/ = = 3)齒輪 2 的作用力 從動齒輪 2 各個力與主動齒輪 1 上相應的力大小相等，作用方向相反 （ 1）已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 29810N· 速速級齒輪的螺旋角 =使齒輪 3 的軸向力與齒輪 2的軸向力互相抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪分度圓直徑 2)齒輪 3 的作用力 圓周力為 T2/× 229810/方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為 911。9N 其方向為由力的作用點指向輪 3 的轉(zhuǎn)動中心 軸向力為 方向可用右手法則確定，即用右 手握住輪 1的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力方向 法向力為 t3/ =3)齒輪 4 的作用力 從動齒輪 4 各個力與主動齒輪 3 上相應的力大小相等，作用方向相反 911。 9 N 、軸的設(shè)計計算 間軸的設(shè)計計算 - 11 - 中間軸的設(shè)計計算 見下表 計算項目 計算及說明 中間軸傳遞的功率 速 輪分度圓直徑 齒輪寬度6mm,05因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表 8用的材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 查表 9 c=106 135,考慮軸端不承受轉(zhuǎn)矩，只承受少量的彎 矩，故取較小值 c=110,則 c(P2/× (（ 1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸不長，故軸承采用兩端固定方式，然后，按軸上零件的安裝順序，從 始設(shè)計 （ 2） 軸承的選擇與軸段及軸段的設(shè)計 該軸段上安裝軸承，其設(shè)計應與軸承的選擇同步進行?？紤]齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段、上安裝軸承， 其直徑既應便于軸承安裝，又應符合軸承內(nèi)徑系列。 暫取軸承為 7207C,經(jīng)過驗算，軸承 7207C 的壽命不滿足減速器的預期壽命要求，則改變直徑系列，取 7210C 進行設(shè)計計算，由表 11軸承內(nèi)徑 d=50徑 D=90度 B=20位軸肩直徑 7徑定位直徑 3軸的力作用點與外圈大端面的距離 0常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則 0 3） 軸段和軸段的設(shè)計 軸段上安裝齒輪 3，軸段上安裝齒輪 2，為便于齒輪的安裝， 初定 d2=2 齒輪 2 輪轂寬度范圍為（ 78其輪轂寬度與齒輪寬度 6等，左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪 3 的直徑比較小，采用實心式，取其輪轂寬度與齒輪寬度 05右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸端和軸端的長度應比相應齒輪的輪轂略短，故 024=644)軸端 該段為中間軸上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范 圍為（ 其高度為 h=5 2輪 3 左端面與箱體內(nèi)壁距離與高速軸齒輪右端面距箱體內(nèi)壁距離均取為 1=10輪 2 與齒輪 3 的距離初定為3=10箱體內(nèi)壁之間的距離為 1 3 (b12=(2× 10 10 105 (75 66)/2)3=箱體內(nèi)壁距離為 的右端面與箱體內(nèi)壁的距離 0mm 0mm d2=22=1024=64mm 2X=2063=- 12 - 2= 1（ 10 (75 66)/2軸段的長度為 3=5)軸段及軸段的長度 該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s,故軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油漸入軸承座，軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為 =12間軸上兩個齒輪的固定均由擋油環(huán)完成，則軸段的長度為 1 320 12 10 3)5段的長度為 2 220 12 2) 6）軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離 由圖 4得軸的支點及受力點距離為 1 345 105/2 3)3 (2=(66 105)/2=96mm 5 366/2 2)1=455=6mm 齒輪與軸間采用 A 型普通平鍵連接，查表 8鍵的型號分別為鍵 16× 1001096鍵 16× 631096（ 1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖 如圖 4示 （ 2）計算支撐反力 在水平面上為 /( (96 /( 96 =2H= 中負號表示與圖中所畫力的方向相反 在垂直平面上為 ( =(96 ( 962V= 承 1 的總支撐反力為 承 2 的總支撐反力為 3)畫彎矩圖 彎矩圖如圖 4d和 在水平面上， 面圖左側(cè)為 1mm 面圖右側(cè)為 M =N· mm 面圖右側(cè)為 M 29466N· M =N· 垂直平面上為 1V=2V=1=2=- 13 - 12成彎矩，在 面左側(cè)為 mm 面右側(cè)為 M a= M 2 mm 面左側(cè)為 mm 面右側(cè)為 M b= M 2 4)畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖 429810 N· a= a=b= b=2=229810 N· 雖然 面右側(cè)除作用有彎矩外還作用有轉(zhuǎn)矩，故 面兩側(cè)均有可能為危險剖面，故分別計算 a- W= 2 bt(t)2/2× 523/3216× 6(52 6)2 /2× 52扭截面系數(shù)為 6 bt(t)2/2× 523/1616× 6(526)2/2× 52面左側(cè)彎曲應力為 b=面右側(cè)彎曲應力為 b=M a/W=剪應力為 =T=229810/彎矩合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù) =當量應力為 e= b 2 4( )2= 4× ( e b,故 面右側(cè)為危險截面 由表 85鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極 限 B=650表8得軸的許用彎曲 應力【 =60 e 強度滿足要求 軸的強度滿足要求 齒輪 2 處鍵 連接的擠壓應力為 p=4T2/× 229810/52× 10× (63 16)鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由表 8得【】 p=125150 p【】 p,強度足夠 齒輪 3 處的鍵長于齒輪 2 處的鍵，故其強度要求也足夠 鍵連接的強度要求也足夠 軸承壽命 （ 1 ） 計 算 軸 承 的 軸 向 力 由表 117210C=42800N,得 7210C 軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承 1、 2的內(nèi)部軸向力分別為 2=- 14 - 外部軸向力 A=軸向力方向如圖 4示 A=兩軸承的軸向力分別為 1=1 A= 只需校核軸承 1的壽命 （ 2 ） 計 算 軸 承 1 的 當 量 動 載 荷 由 2000=查得 11 e= e,故 X=1， Y=0，則當量動載荷為 P=× 0× 3)校核軸 承壽命 軸承在 100下工作，查表 8得 8載荷系數(shù) 承 1 的壽命為 106/(603=106/(60 × 1 ×42800/(3h=38195h 減速器預期壽命為 L h=2× 8× 250× 8h=32000h L h,故軸承壽命足夠 軸承壽命滿足要求 速軸的設(shè)計計算 高速軸的設(shè)計計算見下表 計算項目 計算及說明 高速軸傳遞的功 率 速 76r/齒輪分度圓 直徑 齒輪寬度 5因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表 8用的材料 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理 查表 9c=106 135,考慮軸端 即承受轉(zhuǎn)矩，又承受 彎矩，故取較小值 c=120,則 c(P1/× (76)1/3與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大 3% 5%，軸端 最細處直徑為 ( 3mm 3軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如 圖 41)軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)， 該減速器發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式， 按軸上零件的安裝順序，從 軸的最細處開始設(shè)計 （ 2）軸段 軸段 上安裝帶輪 ， 此段軸的設(shè)計應與帶輪輪轂軸孔的設(shè)計 同步進行。 根據(jù)第三步初算的結(jié)果， 考慮 到如該段軸徑取得太小，軸承的壽命可能 滿足不了減速器預期壽命的要求，初定 軸段 的軸徑 0輪輪轂的寬度為（ 30560合帶輪結(jié)構(gòu) L 帶輪 =42 56帶輪輪轂的寬度 L 帶輪 =50段0- 15 - 的長度略小于轂孔寬度，取 83)密封圈與軸段 在確定軸段的軸徑時，應考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸。帶輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.1) 30軸徑 d2=2× (3)36最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于 3m/s,可選用氈圈油封，查表 85 54)軸承與軸段及軸段 考慮齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承。軸段 上安裝軸承， 其直徑 應符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為 7208C,經(jīng)過驗算， 由表 11軸承內(nèi)徑d=40徑 D=80度 B=18內(nèi)圈 定位軸肩直徑7圈 定位直徑 3軸上 力作用點與外圈大端面的距離 7 軸段的直徑 0承采用脂 潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離取，擋油環(huán)的擋油凸緣內(nèi)側(cè)面凸出箱體內(nèi)壁 12油環(huán)軸孔寬度初定為 5 1815)07=B 8 15=335)齒輪與軸段 該段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，初定 2由表 8該處的鍵的截面尺寸為 b× h=128轂鍵槽深度 為 該處齒輪上齒根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為 e= ) 軸設(shè)計成齒輪軸，則有 L5=5 (6)軸段和軸段的設(shè)計 該軸段直徑可取略大于軸承定位軸肩的直徑，則 d4=8輪右端距箱體內(nèi)壁距離為1，則軸段的長度 1 12 10 15)長度為 X 1 206 12 10 7515)187)軸段的長度 該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的寬度為 L= (5 8)表 4知，下箱座壁厚= 3190 3).7