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

1、 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 机制09-2 班 学号 设 计 人 指导教师 完成日期 2010 年 12 月 29 日广东石油化工学院目录一、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

2、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

3、 机 轴2.6125964960199 轴2.58257049605.697 轴2.50139653171.434.397 轴2.4358261339.87卷筒轴2.3857678739.871993、 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）

4、，（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=325.6179，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=d1=0.850.05= 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

5、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=384.3163，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

6、直径： 大齿轮分度圆直径：齿宽：b=d1=0.879.40= 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i5.64.3法面模数mn由强度计算，并为标准值1.52.0端面模数mtmt=mn/cos1.562.08法面压力角n 2020端面压力角t20.7820.45螺旋角一般取=82016.4516.83齿数z3217938163分度圆直径dd=mnz/cos5

7、0.05279.9479.40340.59齿顶圆直径dada=d+2m53.05282.9683.40344.59齿根圆直径dfdf=d-2.5m46.30276.1974.40335.59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，

8、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+

9、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 fadba 63mm 72.5mm 65.5mmdc 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： 63mm c 72.5mm

10、 d 65.5mmba 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=34

11、mm，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，

12、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 +

13、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-

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

15、=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 66.5mm 126.5mm lab=193mm lac

16、= a +l/2+b/2 =24+63/2+22/2=66.5mmlbc= l4+l5 +l6+l/2-b/2 =14+60+32+65/2-22/2=126.5mm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： ft66.5mm126.5mm cbrbhrah力矩平衡公式： 水平面弯矩：计算垂直面支承反力： fa frba 66.5mm 126.5mm 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

17、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：由轴径d=60mm，选得7212c轴承。基本额定载荷cr=38.2kn cor=32.8knn，计算系数e=0.38，y=1.40。计算轴承的径向载荷fr1 和fr2 fa54.3n 66.5mm fr 126.5mm 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

18、承的轴向载荷：.fa+s2=1035+2846=3881n,. s1=1539n1.4n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fp=1.24，查表16-8取温度系数ft=1.01，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：由轴径d=30m

19、m，选得7206c轴承。基本额定载荷cr=15.2knn cor=10.2knn，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=138n1.4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

20、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fp=1.24，查表16-8取温度系数ft=1.01，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：由轴径d=30mm，选得7206c轴承。基本额定载荷cr=15.2knn cor=10.8knn，计算系数e=0.38，y=1.40。2.计算轴承的径向载荷fr1 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

21、： 大齿轮： 63 72.5109m 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=947n1.4n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

22、取冲击载荷系数fp=1.24，查表16-8取温度系数ft=1.01，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2.中间轴与大齿轮联接键的设计：

23、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

24、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ka=1.55，故 联轴器的计算转矩tca =kat2=1.525.704=38.556n.mm53.61=80.415nmm 根据工作条件，