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1、機械設計課程設計說明書設計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器 設計者：第四維指導教師：劉博士2011年12月23日目錄一、設計題目 3二、傳動裝置總體設計 3三、選擇電動機 3四、確定傳動裝置傳動比分配5五、計算傳動裝置運動和動力參數5六、齒輪的設計6七、減速機機體結構設計13八、軸的設計14九、聯(lián)軸器的選擇23十、減速器各部位附屬零件設計 23十一、潤滑方式的確定24一.設計題目設計一用于卷揚機傳動裝置中的兩級圓柱齒輪減速器。輕微震動，單向運轉，在室內常溫下長期連續(xù)工作。卷筒直徑D=220mm,運輸帶的有效拉力F=1500N,運輸帶速度,電源380V,三相交流.二.傳動裝置總體設計1. 組成：傳動
2、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。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：三選擇電動機1.選擇電動機類型： 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉型結果，電壓380V，Y型。2.選擇電動機的容量 電動機所需的功率為： 所以 由電動機到運輸帶的傳動總功率為 聯(lián)軸器效率：0.99滾動軸承的傳動效率：0.98圓柱齒輪的傳動效率：0.97卷筒的傳動效率：0.96則：所以 3.確定電動機轉速卷筒的工作轉速為 二級圓柱齒輪減速器傳動比所以電動機轉速可選范圍為 符合這一范圍
3、的同步轉速有750、1000和1500r/min。根據容量和轉速，由書本表14.1或有關手冊選定電動機型號為Y100L-4。其主要性能如下表：電動機型號額定功率KW同步轉速r/min額定轉速r/minY100L1-4 2.2150014202.22.2綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，可見第二方案比較適合。因此選定電動機型號為Y100L1-4，其主要參數如下；四.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 總傳動比： 分配傳動比：，取，經計算注： 為高速級傳動比，為低速級傳動比。五.計算傳動裝置的運動和動力參數將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸；，依次
4、為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和卷筒的的傳動效率。1.各軸轉速： =2.各軸輸入功率： 3.各軸輸入轉矩： 1-3軸的輸出功率、輸出轉矩分別為各軸的輸入功率、輸入轉矩乘軸承傳動效率0.99。運動和動力參數結果如下表：功率P/KW轉矩T/(Nmm)轉速n/(r/min)傳動比i效率電動機軸2.0214201軸2.00142010.992軸1.90312.14.550.953軸1.81963.250.95卷筒軸1.769610.97六.齒輪的設計.高速級大小齒輪的設計1材料選擇,由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr,硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS2
5、選小齒輪齒數，大齒輪齒數，取3按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即（1）確定公式內內的各計算數值1）試選載荷系數2）計算小齒輪的傳遞轉矩3）由表10-7選取齒寬系數4）由表10-6查的材料的彈性系數5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。6）由式計算應力循環(huán)次數。7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數,.8)計算疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數S=1，由式得（2）計算1）試算小齒輪的分度圓直徑，代入中較小的值。2）計算圓周速度v.3)計算齒寬b。4)計算齒寬與齒高之比。 模數 齒高 5）計算載荷系數。根據v=2.44m/s，7級精度，
6、由圖10-8查得動載系數，直齒輪，,由表10-2查得使用系數由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，由查圖10-13得,故載荷系數6)按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式得7）計算模數。4. 按齒根彎曲強度設計由式得彎曲強度的設計公式為(1)確定公式內的各計算數值1）由式查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數,3)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數,由式得4)計算載荷系數K。5)查取齒形系數。由表10-5查得 ，6）查取應力校正系數。由表10-5查得 ，7）計算大小齒輪的并加以比較。大齒輪的數值大。（2）設計
7、計算對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數1.03并就近圓整為標準值m=2.5mm,按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數大齒輪齒數 ，取5幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑(2) 計算中心距(3) 計算齒輪寬度取,.低速級大小齒輪的設計：1. 材料選擇.由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr,硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS。2. 選小齒輪齒數，大齒輪齒數3.按齒面接觸強
8、度設計由設計計算公式進行試算，即（1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數2）計算小齒輪的傳功轉矩3）由表10-7選取齒寬系數4）由表10-6查得材料的彈性影響系數5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限6）由式計算應力循環(huán)次數7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數,8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，由式得（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值2）計算圓周速度v3）計算齒寬b4）計算齒寬與齒高之比模數 齒高 5）計算載荷系數。根據v=0.87m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數直齒輪，由表10-2查得使用系數由
9、表10-4用差值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時由,查圖10-13得,故載荷系數6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，有式得7）計算模數m4. 按齒根彎曲強度設計由式得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各計算數值1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數, 3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式得4）計算載荷系數K5）查取齒形系數由表10-5查得 , 6）查取應力校正系數。由表10-5查得 , 7）計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大（2）設計計算對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模
10、數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度做決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數1.65并就近圓整為標準值m=2，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數大齒輪齒數 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊。避免浪費5. 幾何尺寸計算（1）幾何分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度取， 七減速器機體結構尺寸如下名稱符號計算公式結果機座厚度10機蓋厚度10機蓋凸緣厚度15機座凸緣厚度15機座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M16地腳螺釘數目4軸承旁聯(lián)結螺
11、栓直徑M12蓋與座聯(lián)結螺栓直徑=（0.5 0.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）5定位銷直徑=（0.70.8）8，至外箱壁的距離查手冊表112342218，至凸緣邊緣距離查手冊表1122816外箱壁至軸承端面距離=+（510）50大齒輪頂圓與內箱壁距離1.215齒輪端面與內箱壁距離16箱蓋，箱座肋厚77軸承端蓋外徑軸承孔直徑+（55.5）72（I 軸）77（II 軸）97（III軸）軸承旁聯(lián)結螺栓距離72（I 軸）77（II 軸）97（III軸）八軸的設計 軸的設計軸是減速器的主要零件之一，軸的結構決定軸上零件的位置和有關尺寸。1中間軸圖4-1 軸的
12、材料選用45鋼，調質處理。按文獻【一】表15-3，取A0=110mm。于是，取。輸出軸最小直徑顯然是安裝軸承處直徑，由文獻【二】表12.1，根據軸最小直徑是30mm，軸承可選圓柱滾子軸承N205E型，其基本尺寸為dDB=255215mm,故此處軸的直徑為25mm，即段上的直徑d1=25mm。此段長度l1=15mm。 段軸直徑取,段處軸肩的高度h=（0.070.1）d1=2.13mm。因為該軸肩不承受軸向力，故取h=2mm，此處有鍵，直徑增大5%，則此處軸的直徑d3=35mm。又因為此處與齒輪配合，故其長度應略小于齒寬，取l3=32mm。段，齒輪的定位軸肩高度h=（0.070.1）d2=2.53
13、.4mm，因為它不承受軸向力，故取h=3mm，即d4=47mm。取l4=20mm。段與齒輪配合，其直徑與處相等，即d5= =35 mm。該段長度應略小于齒輪的寬度，取l5=58 mm。段軸直徑與段相等，即d6= =30 mm。l6=27mm。段軸直徑與段相等，即，。中間軸的總長2 輸入軸圖 4-2 軸的材料選用45鋼，調質處理。按文獻【一】表15-3，取A0=110mm。于是，因為處有單鍵槽軸應增大5%，則取，即d1=14mm。l1=32mm。段處軸肩的高度h=（0.070.1）d1=1.261.8mm。而且該段安裝軸承，軸需與軸承配合，由文獻【二】表12.1，故軸承可選圓柱滾子軸承N204E
14、,其基本尺寸為,故軸的直徑，。段與齒輪配合，其長度應略小于齒寬B，軸肩的高度，取，故，段定位軸肩高度，取，故，。段軸直徑，。段軸直徑，輸入軸的總長3 輸出軸圖 4-3軸的材料選用45鋼，調質處理。按文獻【一】表15-3，取A0=110mm。于是，有單鍵槽軸應增大5%，故取，即。段安裝軸承，軸需與軸承配合。由文獻【二】表12.1，故軸承可選圓柱滾子軸承N207E型，其基本尺寸為。故軸的直徑，。段，故軸的直徑。軸長。 段軸肩的高度h=（0.070.1）d3=3.855.5mm，取h=4mm，故d4=55mm。l4=10mm。段與齒輪配合，其長度略小于齒寬B，。段軸直徑，。輸出軸的總長 軸的校核1
15、輸入軸的校核 (1).計算齒輪受力圓周力： 徑向力： (2).計算支反力F=0, Ft1+Ft2Ft=0MD=0，F(xiàn)tL3Ft1(L2+L3)=0 解得：Ft1=549.35N, Ft2=216.35NF=0,Fr1+ Fr2 =FrMD=0，F(xiàn)rL3Fr1(L2+L3)=0解得：Fr1=200N, Fr2=78.7NC處水平彎矩MH= Ft1L2=549.3551= Nmm垂直彎矩MV= Fr1L2=20051= Nmm合成彎矩M=MH2+MV2= Nmm彎矩合成強度校核 =0.6,查文獻【一】表15-1知，=60MPa所以，安全。 (3).精確校核軸的疲勞強度 1）危險截面為齒輪截面 2）
16、齒輪截面左側截面校核抗彎截面系數 抗扭截面系數 彎矩為截面彎曲應力為 扭轉切應力為 由文獻【一】表15-1，B=640MPa，-1=275 MPa，-1=155 MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及，按文獻【一】附表3-2查取 =2.01，=1.38又由附圖3-1查取軸材料的敏性系數， =0.74，=0.77故有效應力集中系數為 1=1.75 1=1.29由附圖3-2的尺寸系數由附圖3-3的扭轉尺寸系數軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數軸未經表面強化處理，即。綜合影響系數為：1=2.08 1=1.52鋼特性系數為 ，取 ，取計算安全系數的值，則，故可知其安全。3）齒輪截面右
17、側截面校核抗彎截面系數 抗扭截面系數 彎矩M為截面彎曲應力為 扭轉切應力為 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及，按文獻【一】附表3-2查取 =2.0，=1.31又由附圖3-1查取軸材料的敏性系數， =0.74，=0.77故有效應力集中系數為 1=1.74 1=1.24由附圖3-2的尺寸系數 由附圖3-3的扭轉尺寸系數軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數 軸未經表面強化處理，即。綜合影響系數為：1=2.2 1=1.5鋼特性系數為 ，取 ，取計算安全系數的值，則，故可知其安全。因無瞬時過載以及嚴重的應力循環(huán)對稱性，故可略去靜強度校核。所以，該軸是合格的。 2 輸出軸的校核 (1). 計
18、算齒輪受力圓周力： 徑向力：(2).計算支反力F=0, Ft1+Ft2Ft=0 MD=0，F(xiàn)tL3Ft1(L2+L3)=0解得：Ft1=679N, Ft2=1299NF=0,Fr1+ Fr2 =Fr MD=0，F(xiàn)rL3Fr1(L2+L3)=0 解得：Fr1=247.2N, Fr2=472.8N C處水平彎矩MH= Ft1L2=679120.5= Nmm垂直彎矩MV= Fr1L2=247.2120.5=2.98104 Nmm合成彎矩M=MH2+MV2= Nmm彎矩合成強度校核 =0.6,查文獻【一】表15-1知，=60MPa所以，安全。 (3).精確校核軸的疲勞強度 1）危險截面為齒輪截面 2）
19、齒輪截面左側截面校核 抗彎截面系數 抗扭截面系數 彎矩為截面彎曲應力為 扭轉切應力為 由文獻【一】表15-1，B=640MPa，-1=275 MPa，-1=155 MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及，按文獻【一】附表3-2查取 =1.91，=1.28又由附圖3-1查取軸材料的敏性系數， =0.78，=0.81故有效應力集中系數為 1=1.71 1=1.23由附圖3-2的尺寸系數 由附圖3-3的扭轉尺寸系數 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數軸未經表面強化處理，即。綜合影響系數為：1=2.50 1=1.57鋼特性系數為 ，取 ，取m=0,m=7.035 MPa; a=4.1
20、5 MPa, a=7.035 MPa計算安全系數的值，則，故可知其安全。3）齒輪截面右側截面校核抗彎截面系數 抗扭截面系數 彎矩M為截面彎曲應力為 扭轉切應力為 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及，按文獻【一】附表3-2查取 =1.35，=1.11又由附圖3-1查取軸材料的敏性系數， =0.75，=0.79故有效應力集中系數為 1=1.26 1=1.09由附圖3-2的尺寸系數 由附圖3-3的扭轉尺寸系數 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數 軸未經表面強化處理，即。綜合影響系數為：1=1.97 1=1.37鋼特性系數為 ，取 ，取m=0,m=8.25 MPa; a=4.87 MPa
21、, a=8.25 MPa計算安全系數的值，則，故可知其安全。 因無瞬時過載以及嚴重的應力循環(huán)對稱性，故可略去靜強度校核。所以，該軸是合格的。九.聯(lián)軸器的選擇輸入軸聯(lián)軸器選擇 聯(lián)軸器的計算轉矩,查表14-1,考慮到轉矩變化很小,故取,則:,按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩條件,查手冊,選用ML1型彈性聯(lián)軸器,其公稱轉矩為,軸孔直徑14mm,半聯(lián)軸器長度。輸出軸聯(lián)軸器選擇 ，查手冊，選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250000，軸孔直徑35mm,半聯(lián)軸器長度。十. 減速器的各部位附屬零件的設計1窺視孔蓋與窺視孔：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進操作可。以便
22、檢查齒面接觸斑點和齒側間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內.2放油螺塞放油孔的位置設在油池最低處，并安排在不與其它部件靠近的一側，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強密封。3油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應按傳動件浸入深度確定。4通氣器 減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱,機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器，使機體內熱空氣自由逸處，保證機體內外壓力均衡，提高機體有縫隙處的密封性，通氣器用帶空螺釘制成.5啟蓋螺釘為了便于啟蓋，在
23、機蓋側邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋；螺釘上的長度要大于凸緣厚度，釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形，以免頂壞螺紋；螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調整.6定位銷為了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)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量遠些，以提高定位精度。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置.7環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運，應在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán)，并在機座上鑄出吊鉤。8調整墊片 用于調整軸承間隙,有的起到調整傳動零件軸向位置的作用.9密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內. 10 鍵的設計輸入軸聯(lián)軸器段配合鍵,取平鍵,中間軸配合鍵取平鍵、平鍵，輸出軸配合鍵取平鍵、平鍵。十一. 潤滑方式的確定因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。
二級直齒圓柱齒輪減速器_課程設計
