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(shù)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 符合這一范圍的同步轉速有750、1000和1500r/min。根據(jù)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(shù)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(jīng)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(shù)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(shù)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 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，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(shù)值1）試選載荷系數(shù)2）計算小齒輪的傳遞轉矩3）由表10-7選取齒寬系數(shù)4）由表10-6查的材料的彈性系數(shù)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(shù)。7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù),.8)計算疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)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(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=2.44m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)，直齒輪，,由表10-2查得使用系數(shù)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(shù)6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式得7）計算模數(shù)。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(shù)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(shù),3)計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù),由式得4)計算載荷系數(shù)K。5)查取齒形系數(shù)。由表10-5查得 ，6）查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得 ，7）計算大小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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(shù)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(shù)大齒輪齒數(shù) ，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(shù)，大齒輪齒數(shù)3.按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即（1）確定公式內的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2）計算小齒輪的傳功轉矩3）由表10-7選取齒寬系數(shù)4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)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(shù)7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù),8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)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(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=0.87m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)直齒輪，由表10-2查得使用系數(shù)由表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(shù)6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，有式得7）計算模數(shù)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(shù)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(shù), 3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得4）計算載荷系數(shù)K5）查取齒形系數(shù)由表10-5查得 , 6）查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得 , 7）計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大（2）設計計算對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)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(shù)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(shù)大齒輪齒數(shù) 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(shù)目4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑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(jù)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=2.53.4mm，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,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 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）齒輪截面左側截面校核抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 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(shù)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(shù)， =0.74，=0.77故有效應力集中系數(shù)為 1=1.75 1=1.29由附圖3-2的尺寸系數(shù)由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù)軸未經(jīng)表面強化處理，即。綜合影響系數(shù)為：1=2.08 1=1.52鋼特性系數(shù)為 ，取 ，取計算安全系數(shù)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(shù) 抗扭截面系數(shù) 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(shù)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(shù)， =0.74，=0.77故有效應力集中系數(shù)為 1=1.74 1=1.24由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理，即。綜合影響系數(shù)為：1=2.2 1=1.5鋼特性系數(shù)為 ，取 ，取計算安全系數(shù)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）齒輪截面左側截面校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 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(shù)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(shù)， =0.78，=0.81故有效應力集中系數(shù)為 1=1.71 1=1.23由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù)軸未經(jīng)表面強化處理，即。綜合影響系數(shù)為：1=2.50 1=1.57鋼特性系數(shù)為 ，取 ，取m=0,m=7.035 MPa; a=4.15 MPa, a=7.035 MPa計算安全系數(shù)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(shù) 抗扭截面系數(shù) 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(shù)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(shù)， =0.75，=0.79故有效應力集中系數(shù)為 1=1.26 1=1.09由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理，即。綜合影響系數(shù)為：1=1.97 1=1.37鋼特性系數(shù)為 ，取 ，取m=0,m=8.25 MPa; a=4.87 MPa, a=8.25 MPa計算安全系數(shù)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。