卷扬机传动装置的减速器设计

1、目 录第一章 传动装置总体设计 2第二章 传动零件的设计计算 52.1高速级齿轮的计算 52.2低速级齿轮的计算 92.3轴及轴承装置的设计计算 122.4键联接的选择和强度校核 162.5轴的校核 16第三章 输出轴的工艺设计 23第四章 结论 27第五章 致谢语 28第六章 参考文献 29卷扬机传动装置的减速器设计摘要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；适用的功率和速度范围广；传动效率高工作可靠、使用寿命长；外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机

2、或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。 所谓齿轮传动，最重要的就是齿轮和轴的设计，因为他们所达到的目的就是把电动机的转速降低到工作机所需要的速度，这就要通过齿轮的大小转换、轴的连接等等一系列设计来完成的。首先是要选择电动机的型号，然后根据工作机的要求来计算，计算齿轮之间的传动比，再根据一些数据来计算轴的尺寸，计算之后，还要进行校核，看是否达到要求，能否满足加工的强度，则设计达到要求。在设计减速器的过程中要合理的选择加工刀具，一些参数以及电动机选择的合理性，提高加工精度，从而提高减速器的加工精度，保证加工质量。关键词 减速器 齿轮传动 传动轴 校核 传动比第一章

3、传动装置总体设计1.1 设计任务设计电动卷扬机的传动装置，采用两级圆柱直齿齿轮减速器传动。1.2 设计要求 外形美观，结构合理，性能可靠。 按毕业设计（论文）要求完成相关资料整理装订工作。1.3 原始数据 钢绳拉力 F=10KN 钢绳速度 V=19m/min=0.32m/s卷筒直径 D=250mm齿轮传动效率（8级精度）=0.971.4 工作条件满载工作占5%，3/4负载工作占10%，半载工作占5%，循环周期30min；工作中有中等振动，两班制工作，钢绳速度允许误差±5%。小批量生产，设计寿命10年。1.5 确定传动方案图1-1 卷扬机传动装置图为展开式两级圆柱齿轮减速器，其推荐传动

4、比=840。展开式圆柱齿轮减速器的特点是其结构简单，但齿轮的位置不对称。在本设计中，我将采用展开式圆柱齿轮减速器为设计模版。1.6 电动机的选择1.6.1 电动机的容量选择根据已知条件可以计算出工作机所需有效功率PW=FV/1000=10000×0.32/1000=3.2kW (1-1)设 1 弹性联轴器效率 1=0.992 闭式圆柱齿轮传动效率(8级) 2=0.97 3 滚动轴承效率 3=0.994 卷筒效率 4=0.96 5 开式圆柱齿轮传动效率(8级) 5=0.97估算运动系统总传递效率：=01·12·23·34·45 (1-2)式中：

5、01=0.99×0.96=0.9504 12=0.99 23=0.99×0.97=0.9603 34=0.99×0.97=0.9603 45=0.99×0.97=0.9603得传动系统总效率总=0.992×0.973×0.995×0.96=0.8166工作机所需电动机功率Pd=PW/总=3.2kW/0.8166=3.92kW (1-3)由下表所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足条件PWPd的电动机额定功率应取为4kW。表1-1 Y系列三相异步电动机技术数据表电动机型号额定功率/kW满载转速/（r/min）堵转转矩

6、额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-649602.02.0Y132M2-65.59602.02.0Y160M-67.59702.02.0Y160L-6119702.02.0Y180L-6159701.82.01.6.2 电动机转速的选择根据已知条件由计算得工作机的工作转速 nw=6000V/3.14·d=6000×0.32/3.14×25024.46r/min (1-4)i总=nm/nw=960/24.4639.25 (1-5)1.6.3 电动机型号的确定 根据工作条件：满载工作占5%，3/4负载工作占10%，半载工作占5%，循环周期30min；工作中有中等振动

7、，两班制工作，钢绳速度允许误差±5%。小批量生产，设计寿命10年。工作机所需电动机功率Pd=3.92kW，选用Y系列三项异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y132M-6， 其主要性能数据如下：电动机额定功率 PW=4kW 电动机满载转速 nm=960r/min1.6.4传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比 i总=nm/nw=960/24.4639.25由传动系统方案知 i12=1 i45=1 根据查表得外齿轮传动比取 i=4减速器的总动比 i=39.25/4=9.8125为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮材料相同、齿面硬度HBS350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度

8、接近相等的条件，取高速级传动比 (1-6)低速级传动比 i23=i/i34=9.8125/3.572=2.747传动系统各传动比分别为 i01=4，i12=1，i23=2.747，i34=3.572 , i45=11.6.5 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算：2轴（减速器输入轴）：n2=n5/i12=960/1=960r/minP2=P5·01=3.92×0.99=3.8808kWT2=T5·i12 ·12=39×0.99×1=38.61kN·m3轴（减速器中间轴）：n3=n2/i23=960/

9、2.747=349.47r/minP3=P2·23=3.8808×0.9603=101.85kW T3=T2·i23·23=38.61×2.747×0.9603=101.85kN·m4轴（减速器输出轴）： n4=n3/i34=349.47/3.572=97.84r/min P4=P3·34=3.7267×0.9603=3.5788kW T4= T3·i34·34=101.85×3.572×0.9603=349.37kN·m5轴（电动机轴）：n5= nm=9

10、60r/minP5= Pd=3.92kW T5=9550×P4/n4=9550×3.92/96039kN·m第二章 传动零件的设计计算减速器要求要求瞬时传动比不变，齿轮的强度高、耐磨性好，在预定的使用期限内不出现断齿等失效现象，则采用闭式传动、软齿面(硬度350HBS)，选40Gr ,经渗碳后淬火，则齿轮齿面硬度高，齿心强度低，则需要计算齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度。2.1 高速级齿轮的计算2.1.1齿面接触疲劳强度计算 (1)初步计算转矩T5 T5=39 kN·m 齿宽系数 查2表12-13得 =1.0 接触疲劳极限 =710MPa =580MP

11、a初步计算的许用接触应力 0.9×=0.9×710=639MPa 0.9×=0.9×580=522MPaAd值 查2得 Ad =85初步计算小齿轮直径 （2-1） = =48.3mm初步齿宽 b=d1=85mm d1 =50mm(2)较核计算圆周速度V V= （2-2） = =2.51m/s精度等级 查2表12-6,选8级精度齿数和模数 初取齿数Z1=25; Z2= i34 ×Z190 m=d1/z1=50/25=2查2表12-3,取m=2 则Z1=d1/m50/2=25 Z2= i34 ×Z190使用系数KA 因为工作时有轻微振动,

12、取KA=1.35 查2表12-9动载系数KV KV =1.2 查2图12-9齿间载荷分配系数KHa Ft=2×39000/50=1560N/mm （2-3） =46.8 N/mm<100 N/mm （2-4） （2-5） = =1.71 （2-6） 由此得KHa=齿向载荷分布系数 查8表12. 11 KHß=A+B(b/d1)2+C×10-3×b =1.17+0.16+0.61×10-3×50 =1.36载荷系数K K=KAKVKHaKHß =1.35×1.2×1.73×1.36 =4.3

13、弹性系数ZE 查2表12.15得ZE =189.8MPa节点区域系数ZH 查2 查文献2表12. 16得 ZH=2.5接触最小安全系数SHmin 查2表12.15得 SHmin=1.05总工作时间th th=10×365×8×0.2=5840应力循环次数NL 查2 表12.15,估计 107< NL109则指数m=8.78 （2-7）=60×1×960×5840×(0.2+0.50.87×0.5+0.20.87×0.3) =6.76×107 原估计应力循环次数正确 NL2=NL1/i34=

14、1.56×107接触寿命系数 ZN1=1.18 ZN2=1.25许用接触应力 =×ZN1/ SHmin=798MPa =×ZN2/ SHmin=690MPa验算 （2-8） =668.3 MPa< 计算结果表明,接触疲劳强度较为适合,齿轮尺寸无需调整.否则,尺寸调整后还应再进行验算.(3)确定传动主要尺寸实际分度圆直径d d1= mz1=2×25=50mm （2-9） d2= mz2=2×90=180mm中心距a a=m (Z1+ Z2)/2=115mm （2-10） 齿宽b b=×d1=50mm 取b1=55mm b2=50m

15、m2.1.2齿根弯曲疲劳强度计算(1)初步计算重合度系数Y Y=0.25+=0.25+=0.69齿间载荷分配系数KFa KFa=1/ Y=1.45齿向载荷分配系数KFb b/h=50/(2.25×2.5)=8.89 查2图12.14, 得KFb =1.38载荷系数K K= KA KVKFa KFb=1.35×1.2×1.38×1.24=3.65齿形系数YFa 查2图12.21, 得YFa1=2.46 YFa2=2.19应力修正系数YSa 查2图12.22, 得YSa1=1.65 YSa2=1.8弯曲疲劳极限 查2图12.22, 得=600MPa =450

16、 MPa弯曲最小安全系数 查2表12.14, 得=1.25应力循环次数NL 查2表12.15,估计3×106< NL1010,则指数m=49.91 （2-11） 原估计应力循环次数正确 NL2 = NL1/ i12=1.55×107弯曲寿命系数YN YN1=0.95 YN2=0.97查2图12.24尺寸系数YX YX=1 查2图12.24许用弯曲应力 1= YN1 YX/=456 MPa 2= YN2 YX/=349 MPa验算 （2-12） = =93.8 MPa< =91.1 MPa<传动无严重过载,故不作静强度较核2.2低速级齿轮的计算2.2.1齿面

17、接触疲劳强度计算（1）初步计算转矩T3 T3=101.85 kN·m 齿宽系数 查2表12-13得 =1.0 接触疲劳极限 =710MPa =580MPa初步计算的许用接触应力 0.9×=0.9×710=639MPa 0.9×=0.9×580=522MPaAd值 查2表12-13得 Ad =85初步计算小齿轮直径 =67.9mm 取d1=68初步齿宽 b=d1=73mm d1 =68mm(2)较核计算圆周速度V =1.56m/s精度等级 查2表12-6,选8级精度齿数和模数 初取齿数Z1=30; Z2= i23 ×Z183 m=d1/

18、z1=68/30=2.27查1表12-3,取m=2.5 则Z1=d1/m68/2.5=28 Z2= i23 ×Z177使用系数KA 因为工作时有轻微振动,取KA=1.35 查1表12-9动载系数KV KV =1.2 齿间载荷分配系数KHa Ft=2×101850/68=2995.59N/mm =61.55 N/mm<100 N/mm （2-16） Z=0.87 由此得KHa=1/ Z2=1.32齿向载荷分布系数 由查8表12.11 KHß=A+B(b/d1)2+C×10-3×b =1.17+0.16+0.61×10-3×

19、;73 =1.37载荷系数K K=KAKVKHaKHß =1.35×1.2×1.73×1.37 =3.28弹性系数ZE 查8表12.12得ZE =189.8MPa节点区域系数ZH 查8表12.12得 ZH=2.5接触最小安全系数SHmin 查8表12.14得 SHmin=1.05总工作时间th th=10×365×8×0.2=5840应力循环次数NL 查2表12.15,估计 107< NL109则指数m=8.78 =60×1×349.47×5840×(0.2+0.50.87

20、15;0.5+0.20.87×0.3) =2.46×107 原估计应力循环次数正确 NL2=NL1/i34=1.56×107接触寿命系数 ZN1=1.18 ZN2=1.25许用接触应力 1=×ZN1/ SHmin=798MPa 2=×ZN2/ SHmin=690MPa验算 （2-18） =610.76 MPa<2 计算结果表明,接触疲劳强度较为适合,齿轮尺寸无需调整.否则,尺寸调整后还应再进行验算.(3)确定传动主要尺寸 实际分度圆直径d d1= mz1=2.5×28=70mm d2= mz2=2.5×77=192.5

21、mm 中心距a a=m(Z1+ Z2)/2=131.25mm 齿宽b b=×d1=68mm 取b1=73mm b2=68mm2.2.2齿根弯曲疲劳强度计算（1）初步计算重合度系数Y 齿间载荷分配系数KFa KFa=1/ Y=1.47齿向载荷分配系数KFb b/h=73/(2.25×2.5)=12.98 查2图12. 14, 得KFb =1.38载荷系数K K= KA KV KFa KFb=1.35×1.2×1.38×1.24=3.65齿形系数YFa 查2图12.21, 得YFa1=2.46 YFa2=2.19应力修正系数YSa 查2图12.22

22、, 得YSa1=1.65 YSa2=1.8弯曲疲劳极限 查2图12.22, 得=600MPa =450 MPa弯曲最小安全系数 查2表12.14, 得=1.25应力循环次数NL 查2表12.15,估计3×106< NL1010,则指数m=49.91 原估计应力循环次数正确 NL2 = NL1/ i23=0.89×107弯曲寿命系数YN YN1=0.95 YN2=0.97查2图12.24尺寸系数YX YX=1 查2图12.24许用弯曲应力 = YN1 YX/=456 MPa = YN2 YX/=349 MPa验算 = =165.36 MPa< =160.59 MP

23、a< 传动无严重过载,故不作静强度较核2.3轴及轴承装置的设计计算2.3.1轴的设计 轴是减速器的主要零件之一，轴的结构决定轴上零件的位置和有关尺寸。考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s，可取s=10mm。考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k，可取k=10mm。保证滚动轴承放在箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm。初取轴承宽分别为n1=20mm,n2=22mm,n3=22mm。(1)中间轴的设计图2-1 中间轴轴的材料选用45钢，调质处理，查书确定C值。 （取d0 min=34mm） (2-13)即取段上轴的直径d1=40mm。 由d1=40mm可初选轴承，查5选N208型轴

24、承，其内径d=40mm，外径D=80mm,宽度B=18mm,C=16mm。 处轴肩的高度h=(0.070.1)d1=2.84mm,但因为该轴肩几乎不受轴向力，故取h=2mm，则此处轴的直径d2=44mm。又因为此处与齿轮配合，故其长度应略小于齿宽，取l2=80mm。齿轮的定位轴肩高度h=(0.070.1)d2=3.084.4mm，但因为它承受轴向力，故取h=4mm，即d3=44+2×4=52mm。而此处轴的长度： l3=1.4h=1.4×4=6.4mm（取l3=8mm）处也与齿轮配合，其直径与处相等，即d4=44mm。该处的长度应略小于齿轮宽度，取l4=57mm。结合图和段

25、处轴的长度： (2-14) (2-15)所以，中间轴各段长度和直径已确定： l1=60mm l2=80mm l3=8mm l4=57mm l5=62mm d1=40mm d2=44mm d3=52mm d4=44mm d5=40mml总= l1+l2+l3+l4+l5=60+80+8+57+62=267mm(2) 输入轴的设计图2-2 输入轴轴的材料选用45钢，调质处理, 查2确定C值。a 估算轴的最小直径d0 min (2-16)单键槽轴径应增大57即增大至18.73219.089mm（取d0 min=19mm）。b 选择输入轴的联轴器 计算联轴器的转矩Tca Tca=KA·T (

26、2-17)查2确定工作情况系数KA=1.3 Tca=KA·T2=1.3×38.61=50.193N·m 选择弹性柱销联轴器，按TTca=50.193N·m,n960r/min，查3取标GB/T5014-85，选用HL2型弹性联轴器T=315 N·m，n=5600r/min。半联轴器长度L L=52mm与轴配合毂孔长度L1 L1=38mm半联轴器孔径d2 d2=22mm c 确定轴的最小直径d1=dmin 应满足d1=dmind0 min（取dmin=19mm） d 确定各轴段的尺寸 段轴的长度及直径 l1应略小于L1取l1=36mm d1=19

27、mm段轴的尺寸 处轴肩高度h=(0.070.1)d1=1.331.9mm（取h=1.8mm），则d2=d1+2h=19+2×1.8=22.6mm；为便于轴承端盖拆卸，取l2=50mm。段轴的尺寸 该处安装轴承，故轴的直径应与轴承配合，查书选N206型轴承，其内径d=30mm，外径D=62,宽度B=16mm。 d3=d=30mm，l3=B=16mm。段轴的尺寸 该处轴的直径应略大于处轴的直径，取d4=35mm；可知l4=81mm。段轴的尺寸 该轴处为齿轮轴，该处为齿轮，故l5=30mm段轴的尺寸 l6=k+c=10+5=15mm , d6=d4=35mm段轴的长度 d7=d3=30mm

28、，l7=B+1=17mm l总=l1+l2+l3+l4+l5+l6+l7=36+50+16+81+30+15+17=245mm(3) 输出轴的设计图2-3 输出轴轴的材料选用45钢，调质处理,查书取C值。 a 估算轴的最小直径d0 min 37.178mm (2-18)单键槽轴径应增大57即增大至39.036939.78046mm （取d0 min=39mm）。b 选择输出轴的联轴器 计算联轴器的转矩Tca Tca=KA·T (2-19)查2确定工作情况系数KA=1.3 Tca=KA·T4=1.3×349.37=454.181N·m 选择弹性柱销联轴器，

29、按TTca=454.181N·m,n97.84r/min，查2取标准GB/T5014-85，选用HL5型弹性联轴器T=2000N·m，n=2500r/min。半联轴器长度L L=142mm与轴配合毂孔长度L1 L1=107mm半联轴器孔径d2 d2=55mmc 确定轴的最小直径d1=dmin 应满足d1=dmind0 min（取dmin=39mm） d 确定各轴段的尺寸 段轴的长度及直径 l1应略小于L1 取l1=105mm d1=39mm段轴的尺寸 处轴肩高度h=(0.070.1)d1=2.733.9mm（取h=3mm），则d2=d1+2h=39+2×3=45m

30、m；为便于轴承端盖拆卸取l2=40mm。段轴的尺寸 该处安装轴承，故轴的直径应与轴承配合查2选N213型轴承其内径d=65mm，外径D=120,宽度B=23mm。 d3=d=65mm，l3=B=23mm。段轴的尺寸 该处轴肩高度h=(0.070.1)d3=4.556.5（取h=6mm），取d4=65+6=71mm。段轴的尺寸 该处轴肩高度h=(0.070.1)d4=4.977.1mm（取h=6mm）即d5=71+2×6=83mm,轴肩宽度l5=1.4h=1.4×6=8.4mm段轴的尺寸 此处安装齿轮，故其长度应略小于齿轮宽度l6=53mm；d6=d4=64mm。段轴的长 d

31、7=d3=60mm, l7=44mm , l4=53mm l总=l1+l2+l3+l4+l5+l6+l7=105+40+23+53+8.4+53+44=326.4mm2.4 键联接的选择和强度校核2.4.1选用普通平键（A型）按低速轴齿轮处的轴径d=39mm，以及轮毂长l=107mm，查表，选用键20×80 GB109679。2.4.2 强度校核键材料选用45钢，查2表知=100120MPa，键的工作长度l=L-b=80-60=20mm，k=h/2=12/2=6mm，按公式的挤压应力=2T×103/kld=2×1462.16×103/(6×60

32、×80)=101.53MPa (2-20)，故键的联接的强度是足够的。 2.5 轴的校核2.5.1输入轴的校核(1) 求轴上受力a 计算齿轮受力 齿轮分度圆直径 d1=50mm 圆周力 Ft=2T2/d1=2×38610/50=1544.4N (2-21) 径向力 Fr=Fttana=1544.4×tan200=562.12NFa对轴心产生的弯矩 Ma=Frd1/2=562.12×50/2=14053N·mb 求支反力 轴承的支点位置 由N206型角接触轴承可知a=12.2mm 齿宽中心距左支点的距离 L2=68.3mm 齿宽中心距右支点的距离

33、 L3=35.8mm 左支点水平面的支反应力 MB=0，FNH1=L3Ft/(L2+L3)=531.12N (2-22) 右支点水平面的支反应力 MB=0，FNH2=L2Ft/(L2+L3)=1013.28N (2-23)左支点垂直面的支反应力 FNV1=(L3Fr+Ma)/(L2+L3)=328.31N (2-24)右支点垂直面的支反应力 FNV2=(L2Fr-Ma)/(L2+L3)=233.81N (2-25) 左支点的轴向支反力 FNV=Fr=562.12N(2) 绘制弯矩图和扭矩图 图2-4 输入轴受力分析图截面C处水平弯矩 MH=FNH1L2=531.12×68.3=362

34、75.496N·m (2-26) 截面C处垂直弯矩 MV1=FNV1L2=328.31×68.3=22423.573N·m (2-27) MV2=FNV2L3=233.81×35.8=8370.398N·m (2-28) 截面C处合成弯矩 M1=42646.55N·mm (2-29) M2=37228.69N·mm (2-30)(3) 弯矩合成强度校核 通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度 截面C处计算弯矩 考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力， a=0.6，Mca=48532.38N·mm (2-31

35、) 截面C处应力计算 = Mca/W=48532.38/(0.1×403)=7.58MPa (2-32) 强度校核 45钢调质处理，由书查8得=60MPa ，弯矩合成强度满足要求(4) 疲劳强度安全系数校核a 经判断，齿轮面为危险截面 b 截面左侧截面校核 抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1×353=4287.5mm (2-33) 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2×353=8575mm (2-34) 截面左侧弯矩 M1=42646.55N·m 截面上的弯曲应力 b=M1/W=42646.55/4287.5=9.95MPa (2-35) 截面上的扭

36、转切应力 =T2/WT=38610/8575=4.503MPa (2-36) 平均应力 =(max+min)/2=4.503/2=2.2515 , =0 (2-37) 应力幅 a=(max-min)/2=b=9.95 (2-38) =2.2515 材料的力学性能 b=640MPa ,-1=275MPa ,=155MPa 轴肩理论应力集中系数 查3值计算=1.7,=1.3 材料的敏感系数 由b=640MPa查3得=0.82，=0.85 有效应力集中系数 =1+(-1)=1+0.82×(1.7-1)=1.574 (2-39) =1+(-1)=1+0.85×(1.3-1)=1.2

37、55 (2-40) 尺寸及截面形状系数 由h=5mm、d=35mm查3得=0.8 扭转剪切尺寸系数 由d=35mm查3得=0.87 表面质量系数 轴按磨削加工，由b=640MPa查3得=0.9 表面强化系数 轴未经表面强化处理=1 疲劳强度综合影响系 =/+1/-1=1.574/0.8+1/0.9-1=2.079 (2-41)=/+1/-1=1.255/0.87+1/0.9-1=1.554 (2-42) 等效系数 45钢： =0.10.2 取=0.1 =0.050.1 取=0.05 仅有弯曲正应力时计算安全系数 =/()=13.29 (2-43) 仅有扭转切应力时计算安全系数 =/()=10.024 (2-44) 弯扭联合作用下的计算安全系数 Sca=/=7.94 (2-45)设计安全系数材料均匀，载荷与应力计算精确时：S=1.31.5 取S=1.5 疲劳强度安全系