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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(shù)………………………5 六、齒輪的設計……………………………………………6 七、減速機機體結(jié)構(gòu)設計…………………………………13

2、 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(zhuǎn)，在室內(nèi)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

3、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(zhuǎn)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(jié)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

4、則： 所以 3.確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒的工作轉(zhuǎn)速為 二級圓柱齒輪減速器傳動比 所以電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000和1500r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由書本表14.1或有關(guān)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(zhuǎn)速 r/min 額定轉(zhuǎn)速 r/min Y100L1-4 2.2 1500 1420 2.2 2.2 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

5、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(zhuǎn)速： == 2.各軸輸入功率： 3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩： 1-3軸的輸出功率、輸出轉(zhuǎn)矩分

6、別為各軸的輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承傳動效率0.99。 運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表： 功率P/KW 轉(zhuǎn)矩T/(N?mm) 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 傳動比 i 效率 電動機軸 2.02 1420 1軸 2.00 1420 1 0.99 2軸 1.90 312.1 4.55 0.95 3軸 1.81 96 3.25 0.95 卷筒軸 1.76 96 1 0.97 六.齒輪的設計 Ⅰ.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

7、度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS 2 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(nèi)內(nèi)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(zhuǎn)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

8、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)。

9、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(nèi)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(jié)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

10、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(guān)，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, Ⅱ.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

11、 （1）確定公式內(nèi)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(zhuǎn)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v 3）計算齒寬b 4）計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高

12、 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)m 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(nèi)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

13、勞安全系數(shù)S=1.4，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(jié)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(guān)，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

14、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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)尺寸如下 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 機座厚度 δ 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(jié)螺栓直徑 M12 蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑 =（0.5 0.6） M10 軸承

15、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11—2 34 22 18 ，至凸緣邊緣距離 查手冊表11—2 28 16 外箱壁至軸承端面距離 =++（510） 50 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 >1.2 15 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 > 16 箱蓋，箱座肋厚 7 7 軸承端蓋外徑 軸承孔直徑+（5—5.5） 72（I 軸） 77（II 軸） 97（III軸） 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離

16、72（I 軸） 77（II 軸） 97（III軸） 八．軸的設計 Ⅰ 軸的設計 軸是減速器的主要零件之一，軸的結(jié)構(gòu)決定軸上零件的位置和有關(guān)尺寸。 1中間軸 圖4-1 軸的材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)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Ⅰ段上的直徑d1=25mm。此段長度l1=15mm。 Ⅱ段軸直徑取, Ⅲ段處軸肩的高度h=（0.07～0.1）

17、d1=2.1～3mm。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。 Ⅳ段，齒輪的定位軸肩高度h=（0.07～0.1）d2=2.5～3.4mm，因為它不承受軸向力，故取h=3mm，即d4=47mm。取l4=20mm。 Ⅴ段與齒輪配合，其直徑與Ⅱ處相等，即d5= =35 mm。該段長度應略小于齒輪的寬度，取l5=58 mm。 Ⅵ段軸直徑與Ⅱ段相等，即d6= =30 mm。l6=27mm。 Ⅶ段軸直徑與Ⅰ段相等，即，。 中間軸的總長 2 輸入軸 圖 4-2 軸的材料選

18、用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按文獻【一】表15-3，取A0=110mm。 于是，因為Ⅰ處有單鍵槽軸應增大 5%，則取，即d1=14mm。l1=32mm。 Ⅱ段處軸肩的高度h=（0.07～0.1）d1=1.26～1.8mm。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，。 Ⅲ段與齒輪配合，其長度應略小于齒寬B，軸肩的高度，取，故， Ⅳ段定位軸肩高度，取，故，。 Ⅴ段軸直徑，。 Ⅵ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(diào)質(zhì)處理。按文獻【一】表15-3，取A0=110mm。

19、 于是，有單鍵槽軸應增大5%，故 取，即。。 Ⅱ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，。 Ⅲ段，故軸的直徑。軸長。 Ⅳ段軸肩的高度h=（0.07～0.1）d3=3.85～5.5mm，取h=4mm，故d4=55mm。l4=10mm。 Ⅴ段與齒輪配合，其長度略小于齒寬B，，。 Ⅵ段軸直徑，。 輸出軸的總長 Ⅱ 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,

20、Ft1+Ft2－Ft=0 ∑MD=0，F(xiàn)tL3－Ft1(L2+L3)=0 解得：Ft1=549.35N, Ft2=216.35N ∑F=0,Fr1+ Fr2 =Fr ∑MD=0，F(xiàn)rL3－Fr1(L2+L3)=0 解得：Fr1=200N, Fr2=78.7N C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 α=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

21、面為齒輪截面 2）齒輪截面左側(cè)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(zhuǎn)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(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由

22、附圖3-4查得表面質(zhì)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(cè)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(zhuǎn)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

23、 －1=1.24 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)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+Ft

24、2－Ft=0 ∑MD=0，F(xiàn)tL3－Ft1(L2+L3)=0 解得：Ft1=679N, Ft2=1299N ∑F=0,Fr1+ Fr2 =Fr ∑MD=0，F(xiàn)rL3－Fr1(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 α=0.6,查文獻【一】表15-1知，=60MPa 所以，安全。 (3).精確校核

25、軸的疲勞強度 1）危險截面為齒輪截面 2）齒輪截面左側(cè)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(zhuǎn)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

26、尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)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(cè)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(zhuǎn)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

27、，=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(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由附圖3-4查得表面質(zhì)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。

28、 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 Ⅰ輸入軸聯(lián)軸器選擇 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取,則:,按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件,查手冊,選用ML1型彈性聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為,軸孔直徑14mm,半聯(lián)軸器長度。 Ⅱ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(zhuǎn)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

29、操作可。 以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內(nèi). 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(cè)，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(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱,機體內(nèi)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(nèi)熱空氣自由逸處，保證機體內(nèi)外壓力均衡，提高機體有縫隙處的

30、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(cè)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(diào)整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調(diào)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(diào)整墊片 用于調(diào)整軸承間隙,有的起到調(diào)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(nèi). 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(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。