机械设计课程设计卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器01).doc

机械设计课程设计说明书

设计题目 卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器

广东石油化工学院

目 录

一、 设计任务·················································5
1、 设计任务·············································5
2、 运动简图·············································5
3、 工作条件·············································5
4、 原始数据·············································5
二、 拟定传动方案············································5
三、 电动机的选择············································5
1、 选择电动机的类型····································5
2、 选择电动机功率······································6
3、 选择电动机转速······································7
四、 总传动比及传动比分配····································7
1、 计算总传动比········································7
2、 各级传动比分配······································7
五、 传动系统的运动和动力参数计算···························7
1、 各轴转速············································7
2、 各轴输入功率········································8
3、 各轴转矩············································8
4、 数据总汇············································8
六、 传动零件的设计计算·····································9
1、 高速级之露传动设计··································9
1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数·····················9
1.2按齿面接触强度设计·····································9
1.3按齿根弯曲疲劳强度计算································11
2、 低速级齿轮传动设计·································12
2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及计算····················12
2.2按齿面接触强度设计····································12
2.3按齿根弯曲疲劳强度计算································14
七、 轴的设计计算···········································15
1、 中间轴结构尺寸设计·································15
1.1选择轴的材料··········································16
1.2轴的初步估算··········································16
1.3轴的结构设计··········································16
2、 高速（输入）轴结构尺寸设计·························18
2.1选择轴的材料··········································18
2.2轴的初步估算··········································18
2.3轴的结构设计··········································18
3、 低速（输出）轴结构尺寸设计·························20
3.1选择轴的材料··········································20
3.2轴的初步估算··········································20
3.3轴的结构设计··········································20
八、 滚动轴承的校核计算····································22
1、 高速轴滚动轴承是校核计算···························22
2、 中间轴滚动轴承的检核计算···························23
3、 低速轴滚动轴承的校核计算···························24
九、 平键连接是选用与计算··································24
1、 高速轴与联轴器的键连接选用及计算··················24
2、 中间轴与齿轮2的键连接选用及计算··················24
3、 低速轴与齿轮3的键连接选用及计算··················25
4、 低速轴与联轴器的键连接选用及计算··················25
十、 联轴器的选择计算······································25
1、 高速轴输入端联轴器的选择··························26
2、 低速轴输出端联轴器的选择··························26
十一、 减速器箱体及其附件设计·······························26
1、 箱体设计··········································28
2、 箱体主要附件作用及形式····························28
2.1通气器···············································28
2.2窥视孔和视孔盖·······································28
2.3油标尺油塞···········································28
2.4油塞·················································29
2.5定位销···············································29
2.6启盖螺钉·············································29
2.7起吊装置·············································29
十二、 参考文献·············································30

设计内容、计算级说明
设计结果
一、设计任务

1、设计题目
卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器

2、运动简图

3、工作条件
单向运转，轻微振动，连续工作，两班制，使用期限5年，卷筒转速容许误差为5%。

4、原始数据
卷筒圆周力F（N）:4000
卷筒直径D（mm）:350
卷筒转速 n (r/min) :45

二、拟定传动方案
原动机、传动装置和工作机是机器的三个组成部分。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定转动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且结构简单，尺寸紧凑，成本低，转动效率高，操作维护方便。根据已知条件，该设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器。

三、电动机的选择

1、选择电动机的类型
电动机有交流。直流之分，而一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，根据卷扬机要求选择应用较广的Y系列自冷式笼型三相异步电动机，电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如：运输机、机床、农机、风机、轻功机械等

2、选择电动机功率
D=350mm=0.35m
Vw=nπD/60=45×3.14×0.35/60
=0.824m/s
已知 Fw=4000N
卷筒所需功率
Pw=FwVw/1000KW
=4000×0.824/1000=3.296KW

电动机至卷筒之间的总效率：

其中分别为联轴器、齿轮、轴承、卷筒的效率。此设计中一共有两个联轴器，两对啮合齿轮，3.5对轴承，一个卷筒。

查《机械设计计算手册》得：
弹性联轴器=0.99~0.995, 取0.99
8级精度齿轮传动=0.97， 取0.97
一对滚动轴承的效率=0.99，取0.99
卷筒效率=0.96， 取0.96
=0.992×0.972×0.993.5×0.96=0.855
实际需要的电动机输出功率：
Pd= Pw / =3.296÷0.855=3.85 KW
查手册选电动机额定功率：Pe=4 KW

3、选择电动机转速
查表得两级减速器机构的推荐传比：i=8~40。
电动机转速可选范围：
no=i×n=(8~40)×45=360~1880 r/min
电动机同步转速符合要求的有：
750r/min，100r/min，1500r/min
表一：
电动机 型号
额定功率
同步转速
满载转速
最大转速
总传动比
Y160M1-8
4
750
720
2.0
20
Y132M1-6
4
1000
960
2.2
26.67
Y112M-4
4
1
00
1440
2.3
40

从电机价格和减速器造价两个方面考虑，选同步转速1000r/min的电动机。即：
选用Y132M1-6三相异步电动机

四、总传动比及传动比分配

1、 计算总传动比
由表一得Y132M1-6型电动机满载时转速: no=960r/min
总传动比i= no/n=960÷45=21.33

2、各级传动比分配
对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮墩浸油高度要求，即按各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取i1=(1.3~1.5)i2。（式中i1、i2分别为减速器高速级和低速级的传动比）
因为 总传动比 i=21.33
所以 i1=5.47 i2=3.90

五、传动系统的运动和动力参数计算

1、各轴转速
电机轴取满载转速
电机轴0轴：no=960r/min
高速轴Ⅰ轴：nⅠ= no=960r/min
中间轴Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i1
=960÷5.47=175.50r/min
低速轴Ⅲ轴：nⅢ=nⅡ/ i2=175.5÷3.9=45r/min
卷筒轴Ⅳ轴：nⅣ=nⅢ=45r/min

2、各轴输入功率
已知：

电机轴输入功率取额定功率 Pe=4 KW
0轴：PO=3.85 KW
Ⅰ轴：PⅠ= PO·=3.85×0.99=3.81KW
Ⅱ轴: PⅡ= PⅠ·=3.81×0.97×0.99=3.66KW
Ⅲ轴: PⅢ=PⅡ·=3.66×0.97×0.99=3.51KW
Ⅳ轴: PⅣ=PⅢ·=3.51×0.99=3.47KW

3、 各轴转矩
0轴：To=9550×PO/ no=9550×3.85/960
=38.30N·m
Ⅰ轴：TⅠ=9550×PⅠ/ nⅠ=9550×3.81/960
=37.90N·m
Ⅱ轴: TⅡ=9550×PⅡ/ nⅡ=9550×3.66/175.50
=199.16N·m
Ⅲ轴: TⅢ=9550×PⅢ/ nⅢ=9550×3.51/45
=744.90N·m
Ⅳ轴: TⅣ=9550×PⅣ/ nⅣ=9550×3.47/45
=736.41N·m

4、数据汇总
参数
轴号
电动机轴
轴Ⅰ
轴Ⅱ
轴Ⅲ
卷筒轴
转速r/min
960
960
176
45
45
功率kw
3.85
3.81
3.66
3.51
3.47
转矩N·m
38.3
37.9
199.16
744.9
736.41
传动比
1
5.25
3.74
1
效率
0.99
0.96
0.96
0.99

六、传动零件的设计计算
1、高速级齿轮传动设计

1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
根据已知条件，选择直齿圆柱齿轮：
卷扬机为一般工作机，转速不高，选用8级精度
查《接卸设计计算手册》，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮选择45钢（调质），硬度为240HBS.两者硬度差为40HBS
为使齿轮磨损均匀，小齿轮选择齿数Z1=24
则大齿轮齿数为Z2= Z1×i1=24×5.47=131.28
取 Z2=132，
查机械设计教材取齿宽系数，
取标准压力角
此为外啮合闭式软齿轮传动，以保证齿轮面接触强度为主

1.2按齿面接触强度设计
1.2.1查设计手册确定计算公式中各个数值
由公式计算
试选载荷系数Kt=1.3
小齿轮传递转矩T1= TⅠ=37900N·mm
材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa0.5
节点区域系数ZH=2.5
由机械设计教材按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa
计算应力循环次数：
N1=60nⅠjLh=60×960×1×(2×8×365×5)
=1.68×109
N2=1.68×109/5.47=3.07×108
从机械设计教材查得接触疲劳寿命系数
KHN1=0.90; KHN2=0.95
计算接触疲劳许用应力
取失效率1%，安全系数S=1，得
/S=0.9×600=540MPa
/S=0.95×550=522.5MPa

1.2.2试算小齿轮分度圆直径
中取较小值

=
=48.809mm

1.2.3计算圆周速度

1.2.4计算齿宽
=1×48.809mm=48.809mm
1.2.5计算齿宽与齿高比
模数 mt=d1t/ Z1=48.809/24=2.034mm
齿高 h=2.25 mt=2.25×2.034=4.577mm
bt/h=48.089/4.577=10.66

1.2.6计算载荷系数
根据V=2.45m/s，8级精度，查得动载系数Kv=1.15
直齿轮，查表得=1
取使用系数KA=1.25
用插值法得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时
=1.452
由 bt/h=10.66，=1.452查图得=1.38
故 载荷系数：K=
=1.25×1.15×1×1.452=2.087

1.2.7按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径
d1==48.809×=57.151mm

1.2.8计算模数m
m=d1/z1=57.151/24=2.38mm
1．3按齿根弯曲疲劳强度计算
1.3.1确定公式各值

m≧

查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa
大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87
KFN2=0.90
计算弯曲疲劳许用应力
由S=1.4 得

载荷系数
K=KAKVK=1.25×1.15×1×1.40=2.013
齿形系数
查表得 YFa1=2.65 YFa2=2.419
应力校正系数
查表得 YSa1=1.58 YSa2=1.812
计算大小齿轮的,并比较
=2.65×1.58/310.71=0.01348
=2.419×1.821/244.29=0.01602
很明显大齿轮的数值大

1.2.3设计计算

由于齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，可取弯曲强度算得模数1.62就近圆标准值m=2mm。
Z1=d1/m=57.151/2.00=29
Z2=5.47×29=159
这样设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度

1.3.3几何尺寸计算
计算分度圆直径
d1=m×Z1=2×29=58mm
d2=m×Z2=2×159=318mm
计算齿顶圆、齿根圆直径
ha1=1×m=1×2=2mm
hf1=(1+0.25)×m=1.25×2=2.5mm
da1=d1+2ha1=58+2×2=62mm
df1=d1-2hf1=58-2×2.5=53mm
计算中心距
a=(d1+d2)/=(58+318)/2=188mm
计算齿轮宽度
=1×58=58mm

取 =55mm =60mm

2、低速级齿轮传动设计
2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
根据已知条件，选定直齿轮圆柱齿轮：
卷扬机为一般工作机，转速不高，选用选用8级精度；
查《机械设计计算手册》，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮选择45钢（调质），硬度为240HBS。两者硬度差为40HBS。
为使齿轮磨损均匀，小齿轮选择齿数Z3=24，则大齿轮齿数为Z4=Z1×i21=24×3.9=93.6
取 Z4=94
木质传动为软齿面的闭式齿轮传动，故接触疲劳强度设计

2.2按齿面接触强度设计
2.2.1查设计手册确定计算公式中各个数值

由公式计算
试选载荷系数Kt=1.3
小齿轮传递转矩T2= TⅡ=199.16N·m
材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa0.5
查机械设计教材取齿面系数，取标准压力角
由机械设计教材按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限
=550MPa
计算应力循环次数：
N3=60n1jLh=60×176×1×(2×8×365×5)=3.08×108
N4=3.08×108/3.9=0.97×108
从机械设计教材查图取接触疲劳寿命细数
KHN3=0.95；KHN4=0.99
计算接触疲劳许用应力
去失效率1%，安全系数S=1，得

2.2.2试算小齿轮分度圆直径

=2.32
=79.028mm

2.2.3计算圆周速度

2.2.4计算齿宽
79.028=79.028mm
2.2.5计算齿宽与齿高比
模数 mt=d3t/Z3=79.028/24=3.29mm
齿高 h=2.25mt=2.25×3.29=7.403mm
齿高比 bt/ h=79.028/7.403=10.68

2.2.6计算载荷系数
根据V=0.730m/s，8级精度，查得动载荷系数Kv=1.10
直齿轮，查表得
取使用系数KA=1.25
用插入法得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时

由bt/ h=10.68，查得
故载荷系数：
=1.25×1.10×1×1.463=2.01

2.2.7按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径

2.2.8计算模数
m= d3/Z3=91.4/24=3.81mm

2.3按齿根弯曲疲劳强度计算

2.3.1确定公式各值
查表得写小齿轮的弯曲疲劳强度极限

大齿轮的弯曲疲劳强度极限

取弯曲疲劳寿命系数

计算弯曲疲劳许用应力
S=1.4 查得

载荷系数

齿形系数
查表得
应力校正系数
查表得
计算大小齿轮的并加以比较

很明显大齿轮的数值大

2.3.2设计计算

由于齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，可取弯曲强度算得模数3就近圆整为近似值m=2mm。

这样设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度。

2.3.3几何尺寸计算
计算分度直径
d3=m·Z3=3×31=93mm
d4=m·Z4=3×121=363mm
计算齿顶圆、齿根圆直径
ha3=1×m=1×3=3mm
hf3=(1+0.25)×m=1.25×3=3.75mm
da3=d3+2·ha3=93+2×3=99mm
df3=d3-2·hf3=93-2×3.75=85.5mm
计算中心距

计算齿轮宽度

取 B3=105mm B4=100mm

七、轴的设计计算
1、中间轴结构尺寸设计
在两级展开式减速器中，三根轴跨距相差不宜过大，故先进行中间轴的设计，以确定跨距。

1.1选择轴的材料
因为中间轴为齿轮轴，应与齿轮3的材料一致，故材料为40Cr，调质，查表得
1.2轴的初步估算

考虑该处轴径尺寸应当大于高速级轴颈处直径
取

1.3轴的结构设计
根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如下：
1.3.1各轴段直径的确定
初选滚动轴承，代号为6208，轴颈直径

齿轮2处轴头直径d4=45mm
齿轮2定位轴肩高度
h=(0.07~0.1)d4=0.1×45=4.5mm
该处直径d`4=54mm
齿轮3的直径：d3=93mm; da3=99mm; df3=85.5mm
查表得轴承安装尺寸

1.3.2各轴段轴向长度的确定
查表得轴承的宽度

齿轮3宽度
轮毂宽59mm,为定位可靠，应小于轮毂宽2~3mm,
取 =57mm

取

1.3.3校核轴的强度
Ⅱ轴的转矩
齿轮2：
200=456N

齿轮3：
=4283×tan200=1559N

AB轴承垂直支撑反力：

AB轴承水平面支撑反力：

垂直面弯矩

水平面弯矩

合成弯矩
C截面合成弯矩：

D截面合成弯矩：

计算危险截面是当量弯矩

取折合系数则当量弯矩为

危险截面处的直径

所以原设计强度足够

2.高速(输出)轴的结构尺寸设计
2.1选择轴的材料
因为输入轴为齿轮轴，应与齿轮1 的材料一致，故材料为40Cr，调质，查表得，

2.2轴的初步估算

2.3轴的结构设计
考虑与电动机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取
2.3.1各轴段直径的确定
由于轴身直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径

2.3.2各轴段轴向长度的确定
初选滚动轴承6207，查表得轴颈直径，
，
齿轮分度圆直径

半联轴器轴向长为60mm,取l1为60mm

其中为壁厚；为轴承旁联螺栓扳手位置尺寸，查表得：e为端盖凸缘厚度，
l3=轴承宽度17mm
l5=齿轮1 宽度60mm

有中间轴设计知箱体内壁间距离A=195mm,两轴承轴颈间距

2.3.3校核轴的强度
Ⅰ轴的转矩
齿轮1：

AB轴承垂直面支撑反力：

AB轴承水平面支反力：

垂直面弯矩

水平弯矩

合成弯矩

计算危险截面的当量弯矩

取折合系数

危险截面处的直径

所以原设计强度足够

3、低速（输出）轴的设计
3.1选择轴的材料
材料选用45#钢，正火处理，查表得

3.2轴的初步估算

由于安装联轴器处有键，故轴需加大4%~5%。则

故取该轴的基本轴径

3.3轴的结构设计
根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如下：

3.3.1各轴段直径的确定
初选滚动轴承6213

根据油封标准，初选滚动轴承6213，查表得轴颈直径

由齿轮尺寸，
轴肩高
查表得轴承安装尺寸

3.3.2各轴段轴向长度的确定
半联轴器轴向长为84mm,取为82mm

轴承宽度23mm

轮毂宽102mm-2mm=100mm

轴承宽度23mm+外伸2mm=25mm

3.3.3校核轴的强度
Ⅲ轴的转矩
齿轮4：
AB轴承垂直面支撑反力：

AB轴承水平面支撑反力：

垂直面弯矩

水平面弯矩

合成弯矩

计算危险截面的当量弯矩
取折合系数则当量弯矩为：

危险截面处的直径：

所以原设计强度足够

八、滚动轴承是校核计算
1、高速轴滚动轴承的校核计算
选用的轴承型号为6207，查表得轴承基本额定寿命

查表得
对球轴承，寿命指数

轴承A的径向载荷

轴承B的径向载荷

﹥ ,按轴承B的受力大小计算

要求使用寿命
﹤
故所选轴承合格

2、中间轴滚动轴承的校核计算
选用的轴承型号为6208，轴承基本额定寿命

查表得
对球轴承，寿命指数

轴承A的径向载荷

轴承B的径向载荷

﹥,按计算

要求使用寿命
﹤
故所选轴承合用。

3、 低速轴滚动轴承的校核计算
选用的轴承型号为6213，轴承基本额定寿命

查表得
对球轴承，寿命指数

轴承A的径向载荷

轴承B的径向载荷

﹥,按计算

要求使用寿命
﹤
故所选轴承合用。

九、平键连接的选用与计算
1、高速轴与联轴器的键连接选用及计算
由前面轴的设计已知本处轴径
查表选择：键10×8×50GB/T 1096-2003
键的接触长度
接触长度
查表得许用挤压应力

﹤
键连接的强度足够。

2、中间轴与齿轮2的键连接选用及计算
由前面轴的设计已知本处轴径
查表选择：键14×9×45×GB/T 1096-2003
键的接触长度，
接触长度
查表得许用挤压应力

﹤
键连接强度足够。

3、 低速轴与齿轮3的键连接选用及计算
由前面轴的设计已知本处轴径
查表选择：键20×12×90GB/T 1096-2003
键的接触长度
接触长度
查表得许用挤压应力

﹤
键连接强度足够

4、 低速轴与联轴器的键连接选用及计算
由前面轴的设计已知本处轴径
查表选择：键16×10×70×GB/T 1096-2003
键的接触长度
接触长度
查表得许用挤压应力

﹥
可见连接的挤压强度不够，改用双键，相隔布置。
双键的工作长度则

﹤
此时键连接强度足够。

十、联轴器的选择计算
1、高速轴输入端联轴器的选择
高速轴的转动较高，选用有缓冲功能的弹性套柱销联轴器。查表得载荷系数K=1.5。则计算转矩

电动机
查表选用联轴器
合乎上述要求

2、 低速轴输出端联轴器的选择
低速级的转速较低，传动的力矩大，且减速器轴与卷筒轴之间轴之间轴线较大，选用刚性可移动式的滚子链联轴器。
查表得载荷系数K=1.5。则计算转矩

输出轴轴径
查表选用联轴器
合乎上述要求

十一、加速器箱体及其附件设计
1、箱体设计
本减速器采用部分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓；连接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。
此方案有利于轴系部件的安装和拆装。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强助。
箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。
减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。
箱体各参数如下表：

Fw=4000N
D=350mm
n=45r/min

展开式二级圆柱齿轮减速器

Y系列自冷式笼型三相异步电动机

Vw=0.824m/s

Pw=3.296KW

Pd=3.85 KW
Pe=4 KW

Y132M1-6三相异步电动机

i=21.33
i1=(1.3~1.5)i2
i1=5.47 i2=3.90

no=960r/min
nⅠ=960r/min
nⅡ=175.50r/min

nⅢ=45r/min
nⅣ=45r/min

Pe=4 KW
PO=3.85 KW

PⅠ=3.81KW

PⅡ=3.66KW

PⅢ=3.51KW

PⅣ=3.47KW

To=38.30N·m

TⅠ=37.90N·m

TⅡ=199.16N·m

TⅢ=744.90N·m

TⅣ=736.41N·m

直齿圆柱齿轮
8级精度
小齿轮40Cr
大齿轮45钢

Z1=24
Z2=132

N1=1.68×109
N2=3.07×108

d1t=48.809mm

V=2.45m/s

bt=48.809mm

mt=2.034mm
h=4.577mm
bt/h=10.66

K=2.087

d1=57.151mm

m=2.38mm

KFN1=0.87 KFN2=0.90

K=2.013

m≧1.62mm

Z1=29
Z2=159

ha1=2mm
hf1=2.5mm
da1=62mm
df1=53mm

a=188mm

b=58mm

小齿轮40Cr
大齿轮选择45钢
Z3=24

Z4=94

N3=3.08×108
N4=0.79×108

d3t79.028mm

V=0.730m/s

bt=79.028mm

mt=3.29mm
h=7.403mm
bt/ h=10.68

K=2.01

d3=91.4mm

m=3.81mm

K=1.953

Z3=31
Z4=121

d3=93mm
d4=363mm

ha3=3mm
hf3=3.75mm
da3=99mm
df3=85.5mm

a=228mm

b=93mm

B3=105mm
B4=100m

d1=d5=dmin=40mm
d4=45mm

=57mm

l3=17mm
l5=60mm

A=195mm

=82mm

23mm

100mm