【】机械设计基础课程设计 卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器设计

机械设计基础课程设计说明书 设计题目 卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器 院(系) 机电工程学院 专业 机械设计与制造 班级 学号 设 计 人 指导教师 完成日期 2010 年 12 月 29 日 目录一、选择电动机2二、传动比分配3三、圆柱齿轮传动设计6（一）、高速齿轮设计6（二）、低速齿轮设计9四、减速器轴的设计13（一）、中间轴的设计13（二）、输入轴的设计19（三）、输出轴设计245、 轴承寿命的校核28 （一)、低速轴轴承的寿命计算28 （二）、高速轴轴承的寿命计算30 （三）、中间轴轴承的寿面计算31六、减速器键联接的设计327、 联轴器类型选择35 八、减速器的润滑36九、总结37 十、参考文献37一、选择电动机1.工作机的功率： 2.查各零件传动效率值：联轴器（弹性），轴承 ，齿轮 ， 卷筒 则 3.电动机输出功率：4.工作机转速：电动机转速的可选范围： 取10005.选择电动机：查表19-1，选电动机型号为Y132S6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率为3Kw二、传动比分配1.传动比分配：取 ，则 2.各轴转速：轴：轴： 轴： 3.各轴输入功率： 4.电机输出转矩：5.各轴的转矩： 6误差： 传动装置的运动和动力参数 ：轴 名功率 P/Kw扭转 T/Nmm 转速 n/r/min传动比 i效率 /%电 机 轴2.6125964960199 轴2.582570496097 轴2.5013965397 轴2.43582613卷筒轴2.385767871993、 圆柱齿轮传动设计高速齿轮的设计1.齿轮材料、精度的选择及热处理方法：由于齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为217286HBS，=650Mpa，；大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为197286HBS，=550Mpa，;齿轮均为软齿面，闭式。选用8级精度。2. 许用应力的确定：查表11-5得 3. 齿面接触强度设计： 取K=1.5（表11-3），齿宽系数=0.8（表11-6），（表11-4）, 初选螺旋角=12则 螺旋角系数小齿轮的转矩： 取小齿轮齿数Z1= 32 ，则大齿轮齿数Z2= Z1i1=32179，故实际传动比为：协调设计参数： 齿轮法面模数 mn= 1.5mm ； 取中心距a= 165mm 螺旋角：4.计算分度圆直径和齿宽：小齿轮分度圆直径： 大齿轮分度圆直径：齿宽：b=d150.05= 40.04 mm取大齿轮齿宽b2=45 mm，则小齿轮齿宽b1=50mm。5.齿轮弯曲强度校核：查图11-8得 ，查图11-9得 ，6.齿轮的圆周速度：对照表11-2可知选用8级精度是合宜的。低速齿轮的设计 1. 齿轮材料、精度的选择及热处理方法：由于齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为217286HBS，=650Mpa，；大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为197286HBS，=550Mpa，;齿轮均为软齿面，闭式。选用8级精度。2.许用应力的确定：查表11-5得 3.齿面接触强度设计： 取K=1.5（表11-3），齿宽系数=0.8（表11-6），（表11-4）, 初选螺旋角=12则 螺旋角系数小齿轮的转矩： 取小齿轮齿数Z3= 38 ，则大齿轮齿数Z= Z3i2=38163，故实际传动比为：协调设计参数： 齿轮法面模数 mn= 2.0mm ； 取中心距a= 210mm 螺旋角：4.计算分度圆直径和齿宽：小齿轮分度圆直径： 大齿轮分度圆直径：齿宽：b=d179.40= 63.52 mm取大齿轮齿宽b4=65mm，则小齿轮齿宽b3=70mm。5.齿轮弯曲强度校核：查图11-8得 ，查图11-9得 ，6.齿轮的圆周速度：对照表11-2可知选用8级精度是合宜的。各齿轮几何参数计算结果如下表：名称代号计算公式 结果高速级低速级中心距a165210传动比i4.3法面模数mn由强度计算，并为标准值2.0端面模数mtmt=mn/cos62.08法面压力角n 2020端面压力角t20.785螺旋角一般取=8201齿数Z3217938163分度圆直径dd=mnz/cos齿顶圆直径dada=d+2m齿根圆直径df齿宽BB2=2d1，B1=B2+(510)50457065螺旋角方向 左右左右四、减速器轴的设计中间轴的设计： 考虑到该减速器功率不大，高速轴选取40Cr调质，齿面硬度为217286HBS。列出轴的功率，转速，转矩： ： 查表14-2，取C=102，得 由于该轴段有两个键槽，应该把轴适当增大3%5%，又考虑轴承对轴的要求，取最小直径为d=30mm，轴承取角接触球轴承，型号为7026C，其尺寸B=16，d=30mm。3.轴的结构设计：4.根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度：A段与轴承相配合，取直径d=30mm，长度L=46mm；B段与低速小齿轮相配合，齿轮的宽度b=70mm，故取长度L=68mm，直径d应 在d的基础上加上加两倍非定位轴肩，非定位轴肩的长度为h=2mm，故直径为 ；C段直径d应在d的基础上加上加两倍定位环轴肩，取定位环轴肩长度为 h=5mm，故直径，长度为L=15mm；D段与高速大齿轮相配合，齿轮的宽度b=45mm，故取长度L=43mm，直径与B段直径相同，即；E段直径应与A段直径相同，即，长度L=45mm。轴承支承跨距： L=L1+L2+L3+L4+L5-B=46+68+15+43+45-16=201mm5.按弯矩合成力校核轴的强度:绘出轴的受力简图: FtD FrD FaDBADC FaC FtC FrC LAB=201mm LAC= L1+L2 -b/2 =46+68-70/2=63mmLCD =b/2+L3+ b/2=70/2+15+ 45/2=72 .5mmLBD =L+L5- b/2=43+45-45/2=65 .5mm计算小齿轮的圆周力径向力和轴向力： 圆周力径向力轴向力计算大齿轮的圆周力径向力和轴向力： 圆周力径向力轴向力计算水平面支承反力： BA 力矩平衡公式： 水平面弯矩：计算垂直面支承反力： 63mm C 72.5mm D A B 131mm 力矩平衡公式： 垂直面弯矩：对C点力偶突变值：集中力偶：对D点力偶突变值：集中力偶：可见弯矩突变值等于集中力偶的大小，说明垂直面的计算结果正确。 计算C、D初的合成弯矩：C处 左： 右：D处 左： 右：计算危险面的当量弯矩：因为C处内力最大，所以C处为危险截面，计算该处当量弯矩，视扭矩为脉动循环性质，取扭矩校正系数a=0.6。 计算C处所需轴径：查表14-1得 ,查表14-3得。 由于C处开有一个键槽，故将直径增大5%，得d=29.28mm，它小于该处的实际尺寸d=34mm，该轴合格。高速轴的设计1.选择轴的材料： 考虑到该减速器功率不大，高速轴选取40Cr调质，齿面硬度为217286HBS。列出轴的功率，转速，转矩： 2.初步计算轴的最小直径： 查表14-2，取C=102，得 由于该轴段有一个键槽，应该把轴适当增大3%5%，又考虑轴承对轴的要求，取最小直径为d=20mm，轴承取角接触球轴承，型号为7026C，其尺寸B=16，d=30mm。3.轴的结构设计：4.根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度：A段与联轴器相配合，取直径d=22mm，长度L=62mm；B段与轴承端盖相配合，取直径d=25mm，长度L=60mm；C段与轴承相配合，取直径d=30mm，长度L=26mm；D段直径d应在d的基础上加上加两倍定位轴肩，定位轴肩的长度为h=2.5mm，故直径为 ，长度L=94mm， ； E段接有高速小齿轮，故取直径d=53，长度L=50mm；F段取长度L=12mm，直径与D段直径相同，即；G段直径应与C段直径相同，即，长度L=26mm。轴承支承跨距： L=L3+L4+L5+L6+L7-B=26+94+50+12+26-16=192mm5.按弯矩合成力校核轴的强度:绘出轴的受力简图: Fr FtA 137mm Fa 55mmBC LAB=192mm LAC= L3+L4 +b/2-B/2 =26+94+50/2-8=137mmLBC= L6+L7 +b/2-B/2 =12+26+50/2-8=55mm计算齿轮的圆周力、径向力和轴向力： 圆周力径向力轴向力计算水平面支承反力： Ft=102755mm137mmB CRBHRAH力矩平衡公式： 水平面弯矩：计算垂直面支承反力： Fa FrBA 137mm 55mm C 力矩平衡公式：垂直面弯矩：在C处的突变值：集中力偶：可见弯矩突变值等于集中力偶的大小，说明垂直面的计算结果正确。 计算C处的合成弯矩： 左： 右：可见C处右侧的合成弯矩较大。计算危险面的当量弯矩：因为C处内力最大，所以C处为危险截面，计算该处当量弯矩，视扭矩为脉动循环性质，取扭矩校正系数a=0.6。 计算C处所需轴径：查表14-1得 ,查表14-3得。 它小于该处的实际尺寸，该轴合格。 低速轴的设计1.选择轴的材料： 考虑到该减速器功率不大，高速轴选取40Cr调质，齿面硬度为217286HBS。列出轴的功率，转速，转矩： 2.初步计算轴的最小直径： 查表14-2，取C=102，得 由于该轴段有两个键槽，应该把轴适当增大10%15%，又考虑联轴器对轴的要求，取最小直径为d=50mm，联轴器的型号为LT9，孔径d=50mm，长度L=110mm，轴承取角接触球轴承，型号为7212C，其尺寸B=22，d=60mm。3.轴的结构设计：4.根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度：A段与联轴器相配合，取直径d=50mm，长度L=110mm；B段与轴承相配合，取直径d=60mm，长度L=111mm；C段与低速大齿轮相配合，取直径d=65mm，长度L=63mm；D段直径d应在d的基础上加上加两倍定位轴肩，定位轴肩的长度为h=4mm， 故直径为 ，长度L=14mm， ； E段取长度L=60mm，直径与C段直径相同，即；F段直径应与B段直径相同，即，长度L=32mm。轴承支承跨距： L=L3+L4+L5+L6+a=63+14+60+32+24=193mm 注：a为一个轴套和一个封油盘的长度之和。5.按弯矩合成力校核轴的强度:绘出轴的受力简图: Fr Ft FaCBA LAB=193mm LAC= a +LLBC= L4+L5 +L6+L计算齿轮的圆周力、径向力和轴向力： 圆周力径向力轴向力计算水平面支承反力： Ft CBRBHRAH力矩平衡公式： 水平面弯矩：计算垂直面支承反力： Fa FrBA C N力矩平衡公式：垂直面弯矩：在C处的突变值：集中力偶：可见弯矩突变值等于集中力偶的大小，说明垂直面的计算结果正确。 计算C处的合成弯矩： 左： 右：可见C处右侧的合成弯矩较大。计算危险面的当量弯矩：因为C处内力最大，所以C处为危险截面，计算该处当量弯矩，视扭矩为脉动循环性质，取扭矩校正系数a=0.6。 计算C处所需轴径：查表14-1得 ,查表14-3得。它小于该处的实际尺寸，该轴合格。5、 轴承寿命的校核 低速轴轴承的寿命计算1.轴承类型：NN，计算系数e=0.38，Y=1.40。计算轴承的径向载荷Fr1 和Fr2 Fa A B 77mm C 168mm 圆柱齿轮平均分度圆处圆周力Ft与径向力Fr的合力为： 根据力矩平衡公式得： 3.计算轴承的内部轴向力：4.确定轴承的轴向载荷：.Fa+S2=1035+2846=3881N,. S1=1539N轴系的轴向合力：因此轴承1被放松，轴承2被压紧，则两轴承的轴向载荷为Fa1 =1539N Fa2=2846N 5.计算当量动载荷：由于 ，查表16-11得X1= 1，Y1= 0； ， 查 11得X2=1 ，Y2= 0 。 所以6.计算轴承的寿命： 由于两支撑用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承2计算；角接触球轴承的寿命指数=3，查表16-9取冲击载荷系数fp4，查表16-8取温度系数ft1，预期额定寿命： 可见选用7212C轴承是合适的。 高速轴轴承的寿命计算1.轴承类型：NN，计算系数e=0.38，Y=1.40。2. 计算轴承的径向载荷Fr1 和Fr2： Fa 18mm 12111111 FFr FffF F 123123121 A 137 C m 55 B 圆柱齿轮平均分度圆处圆周力Ft与径向力Fr的合力为： 根据力矩平衡公式得： 3.计算轴承的内部轴向力：4.确定轴承的轴向载荷：N轴系的轴向合力： Fa+S2=303+530=833N,. S1=138N因此轴承1被放松，轴承2被压紧，则两轴承的轴向载荷为 Fa1 =138N Fa2=833N 5.计算当量动载荷：由于 ，查表16-11得X1= 1，Y1= 0； ， 查表16-11得X2=0.44 ，Y2= 1.00 。所以6.计算轴承的寿命： 由于两支撑用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承2计算；角接触球轴承的寿命指数=3，查表16-9取冲击载荷系数fp4，查表16-8取温度系数ft1，预期额定寿命：可见选用7206C轴承是合适的。中间轴轴承的寿命计算1.轴承类型：NN，计算系数e=0.38，Y=1.40。1 和Fr2：圆柱齿轮平均分度圆处圆周力Ft与径向力Fr的合力为： 小齿轮： 大齿轮： 109m 65.5 A C D B 83mm 57mmDD 根据力矩平衡公式得： 3.计算轴承的内部轴向力：4.确定轴承的轴向载荷：Fa1-Fa2+S2=1064-295+16=785N,. F S1=947N轴系的轴向合力：因此轴承1被放松，轴承2被压紧，则两轴承的轴向载荷为Fa1 =785N Fa2 =947N 5.计算当量动载荷：由于 ，查表16-11得X1= 1，Y1=0； ， 查表16-11得X2=0.44 ，Y2= 1.00。所以6.计算轴承的寿命： 由于两支撑用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承2计算；角接触球轴承的寿命指数=3，查表16-9取冲击载荷系数fp4，查表16-8取温度系数ft1，预期额定寿命： 可见选用7212C轴承是合适的。六、减速器键联接的设计1.高速轴与联轴器联接键的设计：选用圆头普通平键（A型） 按轴径d=22mm查课程设计书表14-24选择键A668（GB1095-2003）用联轴器长B=62mm，参考表14-24确定键的长度：L=54 mm。 强度校核： 键的材料选用45钢，联轴器材料为45钢，查教材表10-10，键联接的许用应力P=1002000Mpa。 键的工作长度： l=L-b=54-6=48mm0-12=38mm 挤压应力：安全 合理 挤压强度安全： 选用圆头普通平键（A型） 按轴径d=34mm及轮毂长B=70mm，查课程设计书表14-24，选键A1089，参考表14-24确定键的长度l=63mm8-m .强度校核： 键材料选用45钢，大齿轮材料为45钢，查教材表10-10得，许用应力P =100120Mpa。 键的工作长度： l=L-b=63-10=53mm 挤压应力： 挤压强度安全。3.中间轴与小齿轮联接键的设计： 选用圆头普通平键（A型） 按轴径d=34mm及轮毂长B=45mm，查课程设计书表14-24，选键A1089，参考表14-24确定键的长度l=36mm8-m 强度校核： 键材料选用45钢，大齿轮材料为45钢，查教材表10-10得，许用应力P =100120Mpa。 键的工作长度： l=L-b=36-10=26mm 挤压应力： 挤压强度安全。4.低速轴和联轴器联接键的设计： 选用圆头普通平键（A型）按轴径d=50mm查课程设计书表14-24选择键A1490（GB1095-2003），根据轮毂B=112mm参考表14-24确定键的长度l=104mm-5=79mm 校核强度键材料选择45钢，联轴器材料为45钢，查教材表10-10得，许用应力P =1001200Mpa。键的工作长度l=L-b=104-14=90mm挤压应力 挤压强度安全5.低速轴和大齿轮联接键的设计： 选用圆头普通平键（A型）按轴径d=65mm查课程设计书表14-24选择键A1811（GB1095-2003），根据轮毂B=65mm查课程设计书表14-24确定键的长度l=56mm。强度校核键材料选用 455钢，大齿轮材料为45钢，查教材表10-10得，许用应力P =1001200Mpa。键工作长度l=L-b=56-18=38mm。挤压应力挤压强度安全。七、联轴器类型选择联轴器的计算转矩： Tca=KAT21高速轴与电动机轴联轴器的选择与计算查教材表17-1得，工作情况系数KA5，故 联轴器的计算转矩Tca =KAT2=1.553.61=80.415Nmm 根据工作条件，选用TL型弹性套柱销联轴器，查资料得TL型弹性套柱销联轴器的选用 GB/T4323-20022低速轴上联轴器的设计 查教材表17-1得工作情况系数KA5，故联轴器的计算转矩Tca=KAT3=1.5根据工作条件，选用弹性套柱销联轴器查课程设计表17-1选用 GB/T4323-2002八、减速器的润滑1.齿轮传动的润滑：润滑剂的选择：齿轮传动常用的润滑剂为润滑油或润滑脂。选用时，应根据齿轮的工作情况（转速高低、载荷大小、环境温度等），选择润滑剂的粘度、牌号。该减速器齿轮传动的圆周速度v为 高速级 低速级因v12m/s，所以采用浸油润滑，按2P143表16-1，选用HL-30（GBSYB110-62S），大齿轮浸入油中的深度为12个齿高，但不应小于10mm。2.轴承的润滑：本减速器轴承的润滑，采用润滑油润滑，选用HL-30（GBSYB110-62S），并在箱壁内侧设油槽，使油池中的油能进入轴承以致润滑。九、总结 作为一名机械设计与制造的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。过去我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高，边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。十、参考文献1.杨可桢主编机械设计第五版高等教育出版社,20062. 陆玉主编机械设计课程设计第四版.机械工业出版社,2006