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02).docx

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目录一、设计任务1 1、设计题目1 2、运动简图1 3、工作条件1 4、原始数据1二、拟定传动方案2三、电动机的选择2 1、选择电动机的类型 2 2、选择电动机功率 2 3、选择电动机转速 3四、总传动比及传动比分配 3 1、计算总传动比 3 2、各级传动比分配 3五、传动系统的运动和动力参数计算 4 1、各轴转速 4 2、各轴输入功率 4 3、各轴转矩 5 4、数据总汇 5六、传动零件的设计计算 5 1、高速级齿轮传动设计 5 1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 5 1.2按齿面接触强度设计6 1.3按齿根弯曲疲劳强度计算8 2、低速级齿轮传动设计 9 2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数10 2.2按齿面接触强度设计10 2.3按齿根弯曲疲劳强度计算12七、轴的设计计算14 1、中间轴结构尺寸设计14 1.1选择轴的材料14 1.2轴的初步估算14 1.3轴的结构设计14 2、高速（输入）轴结构尺寸设计 17 2.1选择轴的材料17 2.2轴的初步估算17 2.3轴的结构设计17 3、低速轴（输出轴）设计 19 3.1选择轴的材料19 3.2轴的初步估算19 3.3轴的结构设计20八、滚动轴承的校核计算 21 1、高速轴滚动轴承的校核计算 21 2、中间轴滚动轴承的校核计算22 3、低速轴滚动轴承的校核计算 23九、平键连接的选用与计算23 1、高速轴与联轴器的键联接选用及计算23 2、中间轴与齿轮2的键联接选用及计算24 3、低速轴与齿轮3的键联接选用及计算24 4、低速轴与联轴器的键联接选用及计算24十、联轴器的选择计算 25 1、高速轴输入端联轴器的选择 25 2、低速轴输出端联轴器的选择 25十一、减速器箱体及其附件设计 26 1、箱体设计26 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 29 2.4油塞 29 2.5定位销 29 2.6启盖螺钉 30 2.7起吊装置 30十二、附图31十三、参考文献34设计内容设计计算及说明设计结果一、设计任务1、设计题目2、运动简图3、工作条件4、原始数据卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器单向运转，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。卷筒圆周力：Fw=4200N卷筒直径: D=420mm卷筒转速：n=36r/min设计内容设计计算及说明设计结果二、拟定传动方案三、电动机的选择1、选择电动机的类型2、选择电动机功率机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，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。电动机有交、直流之分，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、轻工机械等。卷筒所需功率Pw=FwVw/1000 KW已知 Fw=4200N , Vw=nD60=363.1442010-360=0.792m/s Pw=42000.7536/1000=3.326 KW电动机至卷筒之间的总效率： =122233.5w其中1、2、3、w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1=0.990.995， 取0.99 8级精度齿轮传动2=0.97， 取0.97一对滚动轴承的效率3=0.99， 取0.99卷筒效率w=0.96， 取0.96=0.9920.9720.993.50.96=0.855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=0.792m/sPw=3.326 KW1=0.992=0.973=0.99w=0.96=0.855设计内容设计计算及说明设计结果3、选择电动机转速四、总传动比及传动比分配1、计算总传动比2、各级传动比分配实际需要的电动机输出功率为：Pd=Pw/Pd=3.326/0.855=3.89 KW查手册选电动机定额定功率：Pe=4 KW查表得两级减速器机构的推荐传动比i为850。电动机转速可选范围：n0=in=(850) 36=2881800 r/min电动机同步转速符合要求的有：750r/min，1000r/min,1500r/min电动机型号额定功率同步转速满载转速最大转矩总传动比Y160M1-847507202.020Y132M1-6410009602.226.67Y112M-44150014402.340从电机价格和减速器造价两方面考虑，选同步转速1000r/min的电动机。即：选用Y132M1-6三相异步电动机由机械设计课程设计指导查得Y132M1-6型电动机满载转速：n0=960r/min总传动比i=n0/n=960/36=26.67对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮邓浸油高度要求，即按各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取i1=（1.31.5）i2。（式中i1、i2分别为减速器高速级和低速级的传动比）Pd=3.89 KWPe=4 KWY132M1-6三相异步电动机i=26.67i1=（1.31.5）i2设计内容设计计算及说明设计结果五、传动系统的运动和动力参数计算 1、各轴转速2、各轴输入功率由于总传动比i=26.67 所以 i1*i2=26.67 得出i1=6.12 i2=4.36电机轴取满载转速电机轴0轴：n0=960r/min高速轴轴：n= n0=960r/min中间轴轴：n=n/i1=960/6.12=156.86r/min低速轴轴：n=n/i2=157.12/4.36=36r/min卷筒轴轴：n=n=36r/min已知：1=0.99 2=0.97 3=0.99 w=0.96电机轴输入功率取额定功率 Pe=4 KW0轴：P0=3.89 KW轴：P=P03=3.890.99=3.85KW轴：P=P23=3.850.970.99=3.70KW轴：P=P23=3.700.970.99=3.55KW轴：P=P1=3.550.99=3.48KWi1=6.12i2=4.36n0=960r/minn= 960r/minn=156.86r/minn=36r/minn=36r/minPe=4 KWP0=3.89KWP=3.85KWP=3.70KWP=3.55KWP=3.48KW设计内容设计计算及说明设计结果3、各轴转矩4、数据总汇六、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0轴：T0=9550P0/n0=95503.89/960=38.7Nm轴：T=9550P/n=95503.85/960=38.3 Nm轴：T=9550P/n=95503.70/157=225.26 Nm轴：T=9550P/n=95503.55/36=942.26 Nm轴：T=9550P/n=95503.48/36=923.68 Nm参数轴号电动机轴轴I轴II轴III卷筒轴转速r/min9609601573636功率KW3.893.853.703.553.48转矩N.m38.738.3225.26942.26923.68传动比16.124.361效率0.990.960.960.98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（GB10095-88）;T0=38.7 NmT=38.3 NmT=225.26 NmT=942.26 NmT=923.68 Nm直齿圆柱齿轮8级精度设计内容设计计算及说明设计结果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：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Z1=24，则大齿轮齿数为Z2=Z1i1=246.12=146.88 取Z2=147查机械设计教材取齿宽系数d=1，取标准压力角=20此为外啮合闭式软齿面齿轮传动，以保证齿面接触强度为主。由公式d1t2.323KT1du+1uZEH2 计算 试选载荷系数Kt=1.3小齿轮传递转矩T1=T=38300Nmm材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12节点区域系数ZH=2.5由机械设计教材图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：N1=60n1jLh=609601(283655)=1.682109N2=1.682109/6.12=2.748108从机械设计教材查图取接触疲劳寿命细数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H1=KHN1Hlim1S=0.9600=540MPaH2=KHN2Hlim2S=0.95550=522.5MPa小齿轮40Cr大齿轮45钢Z1=24Z2=147H1=540MPaH2=522.5MPa设计内容设计计算及说明设计结果1.2.2试算小齿轮分度圆直径1.2.3计算圆周速度1.2.4计算齿宽1.2.5计算齿宽与齿高比1.2.6计算载荷系数1.2.7按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径 H中取较小值 d1t2.323KT1du+1uZEH2=2.32 31.33830016.12+16.12189.8522.52=45.526mmv=d1tn601000=45.526960601000=2.29m/sbt=dd1t=145.526=45.526mm模数 mt=d1t/Z1=45.526/24=1.897mm齿高 h=2.25mt=2.251.897=4.268mm bt/h=45.526/4.268=10.67根据v=2.0m/s，8级精度，查得动载系数KV=1.15直齿轮，查表10-2 得 KH=KF=1；取使用系数KA=1.25由表10-4用插值法得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时 KH=1.452由b/h=10.67，KH=1.452查图10-13得KF=1.38故载荷系数：K=KAKVKHKH=1.251.1511.452=2.087d1=d1t3K/Kt=45.52632.087/1.3=53.307mm d1t45.526mmv=2.29m/sbt=45.526mmmt=1.897mmh=4.268mmbt/h=10.67K=2.087d1=53.307mm设计内容设计计算及说明设计结果1.2.8计算模数m1.3按齿根弯曲疲劳强度计算 1.3.1确定公式各值m=d1/z1=53.307/24=2.21mm由10-5得m32KT1dZ12YFaYSaF由10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa由10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87 KFN2=0.90计算弯曲疲劳许用应力S =1.4 由10-12 得 F1 =KFN1FE1S=0.875001.4=310.71 MpaF2 =KFN2FE2S=0.903801.4=244.39 Mpa载荷系数K=KAKVKFKF=1.251.1511.40=2.013齿形系数由表10-5得 YFa1=2.65 YFa2=2.419应力校正系数由表10-5得YSa1=1.58 YSa2=1.812计算大小齿轮的YFaYSaF，并加以比较YFa1YSa1F1=2.651.58310.71=0.01348YFa2YSa2F2=2.4191.821244.29=0.01602很明显大齿轮的数值大m=2.21mmKFN1=0.87 KFN2=0.90F1=310.71 MpaF2=244.39 MpaK=2.013设计内容设计计算及说明设计结果 1.3.2设计计算 1.3.3几何尺寸计算2、低速级齿轮传动设计m322.01338.3100012420.01602=1.62mm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=d1m=53.3072.0027Z2=6.1227165 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。计算分度圆直径 d1=mZ1=227=54mm d2=mZ2=2165=330mm计算齿顶圆、齿根圆直径ha1=1m=12=2mm hf1=1+0.25m=1.252=2.5mm da1=d1+2ha1=54+22=58mm df1=d1-2hf1=54-22.5=49mm 计算中心距a=d1+ d22=54+3302=192mm计算齿轮宽度 b = dd1=154=54mm取B2=55mm B1=60mmm1.62mmZ1=27Z2=165 d1=54mm d2=330mmha1=2mm hf1=2.5mm da1=58mm df1=49mma=192mmb =54mmB1=60mmB2=55mm设计内容设计计算及说明设计结果2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数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（GB10095-88）;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=Z1i21=244.36=104.64 取Z2=105 本传动为软齿面的闭式齿轮传动，故接触疲劳强度设计由公式d12.323KT1du+1uZEH2计算 试选载荷系数Kt=1.3 小齿轮传递转矩T2=T=225.26Nm 材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12查机械设计教材取齿宽系数d=1，取标准压力角=20 由机械设计教材图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4=550MPa。 计算应力循环次数小齿轮40Cr大齿轮选择45钢Z3=24Z2=105设计内容设计计算及说明设计结果2.2.2试算小齿轮分度圆直径2.2.3计算圆周速度2.2.4计算齿宽2.2.5计算齿宽与齿高比2.2.6计算载荷系数N3=60n1jLh=601571(283655)=2.85108N4=2.85108/4.36=6.54107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取失效率1%，安全系数S=1，得H3=KHN3Hlim3S=0.95600=570MPaH4=KHN4Hlim4S=0.99550=544.5MPa d3t2.323KT2du+1uZEH2=2.32 31.322526014.36+14.36189.8544.52=82.159mmv=d3tn2601000=82.159157601000=0.675m/sbt=dd3t=182.159=82.159mm模数 mt=d3t/Z3=82.159/24=3.42mm齿高 h=2.25mt=2.253.42=4.268mm b/h=45.526/4.268=10.70根据v=0.675m/s，8级精度，查得动载系数KV=1.10直齿轮，查表10-2 得 KH=KF=1；取使用系数KA=1.25N3=2.85108H3=570MPaH4=544.5MPa d3t82.159mmv=0.675m/sbt=82.159mmmt=3.42mmh=4.268mmb/h=10.70设计内容设计计算及说明设计结果2.2.7按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径2.2.8计算模数m2.3按齿根弯曲疲劳强度计算2.3.1确定公式各值由表10-4用插值法得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时 KH=1.463由b/h=10.67，KH=1.463查图10-13得KF=1.42故载荷系数：K=KAKVKHKH=1.251.1011.463=2.01d3=d3t3K/Kt=82.15932.01/1.3=95.0mmm=d3/z3=95.0/24=3.96mmm32KT2dZ32YFaYSaF由10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380Mpa由10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.90 KFN4=0.92计算弯曲疲劳许用应力S =1.4 由10-12 得 F3 =KFN3FE3S=0.905001.4=321.43 MpaF4 =KFN4FE4S=0.923801.4=249.71 Mpa载荷系数K=KAKVKFKF=1.251.1011.40=1.953K=2.01d3=95.0mmm=3.96mmF3=321.43 MpaF4 =249.71 MpaK=1.953设计内容设计计算及说明设计结果2.3.2设计计算2.3.3几何尺寸计算齿形系数由表10-5得 YFa3=2.65 YFa4=2.182应力校正系数由表10-5得YSa3=1.58 YSa4=1.789计算大小齿轮的YFaYSaF，并加以比较YFa3YSa3F3=2.651.58321.43=0.01303YFa4YSa4F4=2.1821.789249.71=0.01563很明显大齿轮的数值大m321.953225.26100012420.01563=2.89mm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。Z3=d3m=95.03.032Z4=4.3632139 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。计算分度圆直径 d3=mZ3=332=96mm d4=mZ4=3139=417mm计算齿顶圆、齿根圆直径 ha3=1m=13=3 mm hf3=（1+0.25）m=1.253=3.75 mm da3=d3+2ha3=96+23=102 mm df3=d1-2hf3=96-23.75=88.5 mm计算中心距a=d3+ d42=96+4172=256.5mmm2.89mmZ3=32Z4=139 d3=96mm d4=417mm ha3=3 mmhf33.75mm da3=102 mm df3=88.5 mma=256.5mm设计内容设计计算及说明设计结果七、轴的设计计算1、中间轴结构尺寸设计1.1选择轴的材料 1.2轴的初步估算 1.3轴的结构设计 1.3.1各轴段直径的确定计算齿轮宽度 b = dd3=196=96mm取B3=105mm B4=100mm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。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，由参考文献2表15-1查出B=735MPa，-1=70MPa。由参考文献2表15-3查得A0=105dA03Pn=10533.70157mm=30.3mm考虑该处轴径尺寸应当大于高速级轴颈处直径取 d1=dmin=40mm。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：初选滚动轴承，代号为6208，轴颈直径d1=d5=dmin=40mm齿轮2处轴头直径d4=45mm齿轮2定位轴肩高度 h=(0.070.1)d4=0.145=4.5mm,该处直径d4=54mm齿轮3的直径：d3=96mm da3=102mm df3=88.5mm由参考文献1附表5-2查出轴承安装尺寸d2=47mmb=96mmB3=105mmB4=100mmd30.3mmd1=d5=dmin=40mmd4=45mmh=4.5mmd4=54mmd3=96mmd2=47mm设计内容设计计算及说明设计结果 1.3.2各轴段轴向长度的确定 1.3.3校核轴的强度由参考文献1附表5-2查得轴承的宽度B2=18mm，=2mm l1=18mm+=20mm齿轮3宽度l3=B3=105mm轮毂宽59mm，为定位可靠，l5应小于轮毂宽23mm，取l5=57 mm l2=2+3=10+10=20mm l3=4b3b42=（1015）105-1002=7.512.5，取l3=10mm l6=B2 +外伸2mm+2+3+伸向齿轮2mm54502=40mmII轴的转矩 T=225.26N.m齿轮2：Ft2=2Td2=2225.26103330=1386N Fr2=Ft2tan=1386tan20=505N齿轮3：Ft3=2Td3=2225.2610396=4765N Fr3=Ft3tan=4765tan20=1734NAB轴承垂直面支撑反力： FAV=Fr35992-Fr25982+92+59=173459+92-5055982+92+59=996NB2=18mm=2mm l1=20mml3=B3=105mml5=57 mml2=20mml3=10mml6=40mmFt2=1386NFr2=505NFt3=4765NFr3=1734NFBV=996N设计内容设计计算及说明设计结果 FBV=Fr2+Fr3+FAV=223NAB轴承水平面支撑反力： FBH=Ft39282Ft282233=51659282156182233=2712N FAH=4765+1386-2712=3439N垂直面弯矩 MCV=FAV82=99282=81.67Nm MDV=FBV59=23359=13.75Nm水平面弯矩 MCH=FAH82=343982=282Nm MDH=FBH74=271259=160Nm合成弯矩C截面合成弯矩：MC=MCV2MCH2=81.6722822=293.60NmD截面合成弯矩：MD=MDV2MDH2=13.7521602=160.59Nm计算危险截面的当量弯矩TII=225.26N.m取折合系数=0.6，则当量弯矩为Me=MD2（TII）2=293.62（0.6225.26）2=324.0N.m危险截面处的直径d3Me0.1-1=3324.10.170mm=35.98mmdf3=88.5mm所以原设计强度足够中间轴受力、弯矩及转矩见附图1FAV=223NFBH=2712NFAH=3439NMCV=81.67NmMDV=13.75Nm MCH=282NmMDH=160NmMC=293.60NmMD=160.59NmMe=324.0N.md35.98mm原设计强度足够设计内容设计计算及说明设计结果2、高速（输入）轴结构尺寸设计2.1选择轴的材料2.2轴的初步估算2.3轴的结构设计2.3.1各轴段直径的确定2.3.2各轴段轴向长度的确定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，由参考文献2表15-1查出B=735MPa，-1=70MPa。由参考文献2表15-3查得A0=105dA03P1n1=10533.89960mm=16.69mm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d1=32mm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d2=34mm初选滚动轴承6207，查参考文献1附表5-2得轴颈直径d3=d7=35mm由参考文献