卷扬机二级圆柱齿轮减速器课程设计

1、设计内容设计计算过程主要结果一.设计任务书 1.设计题目 2.工作条件 3.原始数据二.传动方案设计卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器运动简图：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F(N)=3000，卷筒直径D(mm)=350卷筒转速n(r/min)=60 传动方案已给定，采用展开式二级圆柱齿轮减速设计。此结构简单，应用最广。由于齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大刚度，并将齿轮安装在输入轴的远端，使轴在弯矩作用下产生的弯曲变形和在转矩作用下产生的扭转变形部分抵消，以减少载荷沿齿宽分布不均的现象。且工作转速一般，所以此展开式

2、二级直齿圆柱齿轮减速系统能满足工作要求。Fw=3000ND=350mmn=60r/min展开式二级直齿圆柱齿轮减速器设计内容设计计算过程主要结果三.选择电动机 1.选择电动机类型 2.选择电机功率 3.选择电动机转速 从卷扬机工作环境考虑，Y系列(IP44)三相异步电动机可满足要求。卷筒所需功率Pw=FwVw/1000 KW Fw=3000N ,Vw=nD60=60×3.14×350×10-3/60 =1.099m/sPw=3000×1.099/1000=3.297 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

3、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实际需要的电动机输出功率为：Pd=Pw/Pd=3.297/0.855=3.856 KW查手册选定额定功率：Pe=4 KW查手册得机构的推荐传动比，并取850范围，电动机转速可选范围：n0=i×n=(850) ×60=4803000 r/min电动机

4、同步转速符合要求的有：750r/min，1000r/min,1500r/min，3000r/minVw=1.099m/sPw=3.297 KW1=0.992=0.973=0.99w=0.96=0.855Pd=3.856 KWPe=4 KW设计内容设计计算过程主要结果四.总传动比及传动比分配 1.计算总传动比 2.各级传动比分配五.传动系统的运动和动力参数计算 1.各轴转速电动机型号额定功率(KW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)最大转矩总传动比Y160M1-847507202.012.5Y132M1-6410009602.216.67Y112M-44150014402.325Y11

5、2M-24300028902.350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=960/60=16此为圆柱齿轮传动，各级传动比控制在35范围内。查机械设计手册-减（变）速器，按齿面接触强度相等，减速器具有标准中心距要求查得：aa=1.58,k=1,i=16时，高速级传动比i1=4，所以低速级传动比i2=i/i1=16/4=4选用Y132M1-6电动机i=16i1=4i2=4设计内容设计计算过程主要结果 2.各轴输入功率 3.各轴转矩电机轴取满载转速电机轴0轴：n0=

6、960r/min高速轴轴：n= n0=960r/min中间轴轴：n=n/i1=960/4=240r/min低速轴轴：n=n/i2=240/4=60r/min卷筒轴轴：n=n=60r/min电机轴输入功率取额定功率0轴：P0=Pe=4 KW轴：P=P013=4×0.99×0.99=3.92KW轴：P=P23=3.92×0.97×0.99=3.76KW轴：P=P23=3.76×0.97×0.99=3.61KW轴：P=P1=3.61×0.99=3.57KW0轴：T0=9550×P0/n0=9550×4/960=

7、39.79Nm轴：T=9550×P/n=9550×3.92/960=39.0 Nm轴：T=9550×P/n=9550×3.76/240=149.62 Nm轴：T=9550×P/n=9550×3.61/60=574.59 Nm轴：T=9550×P/n=9550×3.57/60=568.23 Nm轴的运动及动力参数表n0=960r/minn= 960r/minn=240r/minn=60r/minn=60r/minP0=4KWP=3.92KWP=3.76KWP=3.61KWP=3.57KWT0=39.79NmT=39.

8、0 NmT=149.62 NmT=574.59 NmT=568.23 Nm设计内容设计计算过程主要结果六.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、材料 1.2选择齿轮齿数 1.3选择齿宽系数、压力角 1.4确定齿轮分度圆直径、模数、齿宽 1.4.1确定分度圆各参数项目0轴(电动机轴)轴轴轴轴(卷筒轴)转速(r/min)9609602406060功率(kW)43.923.763.613.57转矩(Nm)39.7939149.62574.59568.23传动比i1441效率0.980.960.960.99根据任务书，选择直齿圆柱齿轮；卷扬机为一般工作机，转速不高，选用

9、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，小齿轮选择奇数齿数Z1=25，则大齿轮齿数为Z2=Z1×i1=25×4=100，u1=4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d132KT1d×u+1uZHZEH2 计算8级精度（GB10095-88）小齿轮40Cr280HBS大齿轮 45240HBSZ1=25Z2=100u1=4d=1=2

10、0°设计内容设计计算过程主要结果 试算小齿轮分度圆查设计手册确定计算公式中各个数值：试选载荷系数Kt=1.3小齿轮传递转矩T1=T=39000Nmm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=60×960×1×(2×8×300×5)=4.147×109N2=4.147×109/4=1.037×1

11、09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SH=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9×600=540MPaH2=KHN2Hlim2S=0.95×550=522.5MPa试算小齿轮分度圆直径H中取较小值d1t32×1.3×390001×4+14×2.5×189.8522.52=47.107mm计算圆周速度vv=d1tn60×1000=×47.107×96060×1000=2.368m/s计算齿宽bbt1=d

12、d1t=1×47.107=47.107mm计算齿宽与齿高比b/h模数 mt=d1t/Z1=47.107/25=1.884mm齿高 h=2.25mt=2.25×1.884=4.239 b/h=47.107/4.239=11.11计算载荷系数根据v=2.368m/s，8级精度，查得动载系数KV=1.15直齿轮，KH=KF=1；取使用系数KA=1.25由机械设计计算手册表8-64查得8级精度、小Kt=1.3T1=39000NmmZE=189.8MPa12ZH=2.5Hlim1=600MPaHlim2=550MPaN1=4.147×109N2=1.037×109

13、KHN1=0.90；KHN2=0.95SH=1H1=540MPaH2=522.5MPad1t=47.107mmV=2.368m/sbt1=47.107mmh=4.239b/h=11.11KH=KF=1KA=1.25设计内容设计计算过程主要结果 校正分度圆直径 1.5校核齿根弯曲疲劳强度 1.6计算几何尺寸齿轮相对轴承非对称布置时：KH=1.15+0.18(1+0.6×12)×12+0.31×10-3×47.107=1.453由b/h=11.11，KH=1.453查图得KF=1.38故载荷系数：K=KAKVKHKH=1.25×1.15×

14、1×1.453=2.089按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，d1=d1t3K/Kt=47.107×32.089/1.3=55.176mm计算模数m=d1/z1=55.176/25=2.207mm闭式软齿面齿轮传动以保证齿面接触疲劳强度为主，校核齿根弯曲疲劳强度。确定公式各值：F=KFtbmYFaYSa=F=2KTYFaYSadm3z12载荷系数K=2.089；d=1；m=2.207mm；T1=39000Nmm；Z1=25；YFa1=2.62；YSa1=1.59；小齿轮：F1=2×2.089×39000×2.62×1.591

15、15;2.2073×252=101.029MPa弯曲疲劳许用应力：F=KFN1Flim1SF；取弯曲寿命系数KFN1=0.85，查得小齿轮弯曲疲劳极限Flim1=500MPa，取弯曲疲劳安全系数SF1=1.4；F=0.85×500/1.4=303.57MPa F1F满足要求将模数就近圆整为标准模数m=2，按接触强度算得的分度圆直径计算小齿轮齿数。z1=d1/m=55.176/228大齿轮齿数：z2=4×28=112KH=1.453KF=1.38K=2.089d1=55.176m=2.207mmF1=101.029MPaF=303.57MPam=2z1=28z2=1

16、12设计内容设计计算过程主要结果 2.低速级齿轮传动设计2.1选定齿轮类型、精度、材料 2.2选择齿轮齿数 2.3选择齿宽系数、压力角 2.4确定齿轮分度圆直径、模数、齿宽 2.4.1确定分度圆各参数分度圆直径 d1=z1m=28×2=56mm d2=z2m=112×2=224mm计算中心距 a=d1+d22=56+2242=140 mm计算齿轮宽度 B=dd1=1×56=56mm取B1=65mm， B2=60mm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

17、45钢（调质），硬度为240HBS。两者硬度差为40HBS为使齿轮磨损均匀，小齿轮选择奇数齿数Z3=25，则大齿轮齿数为Z4=Z1×i2=25×4=100，u2=4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d332KT3d×u+1uZHZEH2 计算查设计手册确定计算公式中各个数值：试选载荷系数Kt=1.3小齿轮传递转矩T3=T=149620Nmm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Hlim

18、3=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim4=550MPa。d1=56mm d2=224mma=140mmB1=65mmB2=60mm8级精度（GB10095-88）小齿轮40Cr280HBS大齿轮 45240HBSZ3=25Z4=100u2=4d=1=20°Kt=1.3T3=149620NmmZE=189.8MPa12ZH=2.5Hlim3=600MPaHlim4=550MPa设计内容设计计算过程主要结果试算小齿轮分度圆计算应力循环次数：N3=60n3jLh=60×240×1×(2×8×300×5)=3.456&#

19、215;108N4=3.456×108/4=0.864×108从机械设计教材查图取接触疲劳寿命细数KHN3=1.07；KHN4=1.15计算接触疲劳许用应力取失效率1%，安全系数SH=1，得H3=KHN3Hlim3S=1.07×600=642MPaH4=KHN4Hlim4S=1.15×550=632.5MPa试算小齿轮分度圆直径H中取较小值d3t32×1.3×1496201×4+14×2.5×189.8632.52=71.452mm计算圆周速度vv=d3tn60×1000=×71.45

20、2×24060×1000=0.898m/s计算齿宽bbt3=dd3t=1×71.452=71.452mm计算齿宽与齿高比b/h模数 mt=d3t/Z3=71.452/25=2.858mm齿高 h=2.25mt=2.25×2.858=6.431mm b/h=71.452/6.431=11.11计算载荷系数根据v=0.898m/s，8级精度，查得动载系数KV=1.09直齿轮，KH=KF=1；取使用系数KA=1.25由机械设计计算手册表8-64查得8级精度、小齿轮相对轴承非对称布置时：KH=1.15+0.18(1+0.6×12)×12+0.

21、31×10-3×71.452=1.46由b/h=11.11，KH=1.46查图得KF=1.39故载荷系数：K=KAKVKHKH=1.25×1.09×1×1.46=1.989N3=3.456×108N4=0.864×108KHN3=1.07；KHN4=1.15SH=1H3=642MPaH4=632.5MPad3t=71.452mmV=0.898m/sbt3=71.452mmh=6.431b/h=11.11KH=KF=1KA=1.25KH=1.46KF=1.39K=1.989设计内容设计计算过程主要结果2.4.3校正分度圆直径

22、2.5校核齿根弯曲疲劳强度2.6计算几何尺寸按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，d3=d3t3K/Kt=71.452×31.989/1.3=82.334mm计算模数m=d3/z3=82.334/25=3.293mm闭式软齿面齿轮传动以保证齿面接触疲劳强度为主，校核齿根弯曲疲劳强度。确定公式各值：F=KFtbmYFaYSa=F=2KTYFaYSadm3z32载荷系数K=1.989；d=1；m=3.293mm；T3=149620Nmm；Z3=25；YFa3=2.62；YSa3=1.59；小齿轮：F1=2×1.989×149620×2.62×1.

23、591×3.2933×252=111.096MPa弯曲疲劳许用应力：F=KFN3Flim3SF；取弯曲寿命系数KFN3=0.95，查得小齿轮弯曲疲劳极限Flim3=500MPa，取弯曲疲劳安全系数SF3=1.4；F=0.95×500/1.4=339.29MPa F1F满足要求将模数就近圆整为标准模数m=3，按接触强度算得的分度圆直径计算小齿轮齿数。z3=d3/m=82.334/327大齿轮齿数：z4=4×27=108分度圆直径 d3=z3m=27×3=81mm d4=z4m=108×3=324mm计算中心距 a=d3+d42=81+3

24、242=202.5mm计算齿轮宽度 B=dd3=1×81=81mm取B3=90mm， B4=85mmd3=82.334mmm=3.293F1=101.029MPaF=303.57MPam=3z3=27z4=108d3=81mm d4=324mma=202.5mmB3=90mmB4=85mm设计内容设计计算过程主要结果七.轴的设计计算 1.中间轴设计已知中间轴上的功率P=3.76KW，转矩T=149620Nmm计算齿轮受力小齿轮 圆周力 Ft3=2Td3=2×149620/81=3694N径向力 Fr3=Ft3tan=3694×tan20°=1345N大齿

25、轮 圆周力 Ft2=2Td2=2×149620/224=1336N 径向力 Fr2=Ft2tan=1336×tan20°=497N初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢（调质），查机械设计计算手册表9-16，选取A0=110，则dmin=A03Pn=110×33.76240=27.52mm考虑中间轴上有一个键槽，故轴径可增加7%，即d1.1dmin=27.52×1.07=29.446mm轴的结构设计拟定轴的装配方案确定各段轴长和直径：1轴段安装轴承，挡油盘等，选用轴承6207，轴承宽度B=17mm，d=35mm。故1轴段长1=33mm，d1=

26、35mm。2轴段安装低速级主动齿轮，故2=90mm,d2=40mm。3轴段对安装齿轮起定位作用，取3=8mm,d3=48mm4轴段安装高速级从动轮，取4=60mm,d4=40mm5轴段需保证齿轮端面与箱壁距离，选择与1轴段相同轴承，取5=35.5mm,d5=35mm轴上零件的轴向固定：轴与齿轮使用平键连接，安装低速级主动轮选取键b×h×L=12×8×80,配合选H7k6。安装高速级从动齿轮选取键b×h×L=12×8×50,配合选H7k6。各轴的受力图见附表一dmin=29.446mm1=33mm，d1=35mm2=

27、90mm,d2=40mm3=8mm,d3=48mm4=60mm,d4=40mm5=35.5mm d5=35mm设计内容设计计算过程主要结果2.输入轴设计确定轴上圆角和倒角尺寸：轴端倒角2×45°，轴肩倒角见零件图已知输入轴上的功率P=3.92KW，转矩T=39000Nmm计算齿轮受力圆周力 Ft1=2Td1=2×39000/56=1393N径向力 Fr1=Ft1tan=1393×tan20°=507N初步确定轴的最小直径因为有可能设计成齿轮轴，故暂时选取轴的材料为45钢（调质），查机械设计计算手册表9-16，选取A0=110，则dmin=A03

28、Pn=110×33.92960=17.58mm考虑输入轴上有一个键槽，故轴径可增加5%，即d1.05dmin=17.58×1.05=18.46mm选取联轴器查得工作状况系数KA=1.5，所以Tca=KAT=1.5×39000=58500 Nmm查标准GB/T4323-2002选取TL4联轴器，其孔径d=22mm，故取轴最小直径为d=22mm，轴孔长L=52mm。轴的结构设计拟定轴的装配方案确定各段轴长和直径：1轴段安装联轴器，故1=50mm,d1=22mm。为满足半联轴器轴向定位要求，1轴段右端制出轴肩,2轴段需安装轴承、端盖等零件，选择0基本游隙组，6206轴承

29、，其宽B=16mm，d=30mm，故2=58mm,d2=30mm。2轴段右端需制出轴肩固定挡油环，根据中间轴尺寸，取3=97mm，d3=34mm。dmin=17.58mmTca=58500 Nmm1=50mm,d1=22mm2=58mm,d2=30mm3=97m，d3=34mm设计内容设计计算过程主要结果 3.输出轴设计4轴段安装齿轮，若使用键连接，键槽底部与齿根圆距离过小，故设计成齿轮轴形式，轴材料改为40Cr,所以4=65mm，d4=60mm(齿顶圆直径)5轴段5=4mm，d5=30mm6轴段安装挡油环和轴承，选与2轴段相同的轴承，6=28mm，d6=30mm。轴上零件的轴向固定：轴与联轴

30、器使用平键连接，选取b×h×L=8×7×45,配合选H7k6。确定轴上圆角和倒角尺寸：轴端倒角2×45°，轴肩圆角见零件图已知中间轴上的功率P=3.61KW，转矩T=574590Nmm计算齿轮受力圆周力 Ft4=2Td4=2×574590/324=3547N径向力 Fr4=Ft4tan=3547×tan20°=1291N初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢（调质），查机械设计计算手册表9-16，选取A0=110，则dmin=A03Pn=110×33.6160=43.10mm考虑输出轴上有一个

31、键槽，故轴径可增加7%，即d1.07dmin=43.1×1.07=46.12mm选取联轴器查得工作状况系数KA=1.5，所以Tca=KAT=1.5×574590=861885 Nmm查标准GB/T4323-2002选取TL9联轴器，其孔径d=55mm，故取轴最小直径为d=55mm，轴孔长L=112mm。4=65mm，d4=60mm5=4mm，d5=30mm6=28mm，d6=30mmdmin=46.12mmTca=861885设计内容设计计算过程主要结果 轴的结构设计拟定轴的装配方案确定各段轴长和直径：1轴段安装联轴器，故1=110mm,d1=55mm。为满足半联轴器轴向定

32、位要求，1轴段右端制出轴肩,2轴段需安装轴承、端盖等零件，选择0基本游隙组，6212轴承，其宽B=22mm，d=60mm，故2轴段2=66mm,d2=60mm。3轴段安装齿轮且固定挡油环，故3=85mm，d3=65mm。4轴段对齿轮起定位作用，取4=5mm，d4=80mm5轴段根据中间轴取5=69.5mm, d5=65mm6轴段安装挡油环，取与2轴段相同轴承，故6=34mm，d6=60mm轴上零件的轴向固定：轴与联轴器、齿轮均使用平键连接，分别选取b×h×L=16×10×100, b×h×L=16×10×70，配合

33、选H7k6。确定轴上圆角和倒角尺寸：轴端倒角2×45°，轴肩圆角见零件图1=110mmd1=55mm2=66mm,d2=60mm3=85mm，d3=65mm4=5mm，d4=80mm5=69.5mm d5=65mm6=34mmd6=60mm设计内容设计计算过程主要结果 4.中间轴的校核中间轴:II轴的转矩 T=149.62N.m齿轮2：Ft2=2Td2=2×149.62×103224=1336N Fr2=Ft2tan=1336×tan20°=486N齿轮3：Ft3=2Td3=2×149.62×10381=3694N

34、 Fr3=Ft3tan=3694×tan20°=1345NAB轴承垂直面支撑反力： FAV=Fr38355-Fr2×5567.5+83+55=17348355-505×5567.5+83+55=733NFBV=Fr2+Fr3+FAV=126NAB轴承水平面支撑反力： FBH=Ft367.5+83Ft2×67.567.5+83+55=5165×67.5+831561×67.567.5+83+55=2192N FAH=4694-1336-2192=2838N垂直面弯矩 MCV=FAV×67.5=733×67.

35、5=49.4775Nm MDV=FBV×55=126×55=6.93Nm水平面弯矩 MCH=FAH×67.5=2838×67.5=191.579Nm MDH=FBH×55=2192×55=120.56Nm合成弯矩C截面合成弯矩：MC=MCV2MCH2=49.47752191.5792=197.56NmD截面合成弯矩：MD=MDV2MDH2=6.932120.562=120.76Nm设计内容设计计算过程主要结果 5.输入轴的校核计算危险截面的当量弯矩TII=149.62N.m取折合系数=0.6，则当量弯矩为Me=MC2（TII）2=19

36、7.562（0.6×149.62）2=217.28N.m危险截面处的直径d3Me0.1-1=3324.10.1×70mm=33mm<df3所以原设计强度足够高速轴：I轴的转矩 TI=39N.m齿轮1：Ft1=2Td1=2×39×10356=1393N Fr1=Ft1tan=1393×tan20°=507NAB轴承垂直面支撑反力： FAV=Fr1×54.5147.5+54.5=507×54.5147.5+54.5=137N FBV=507-137=370NAB轴承水平面支反力： FAH=Ft1×54.

37、5147.5+54.5=13939×54.5147.5+54.5=376N FBH=1393-376=1017N垂直面弯矩 MCV=FBV×54.5=370×54.5=20.165Nm水平面弯矩MCH=FBH×176=1017×54.5=55.43Nm合成弯矩MC=MCV2MCH2=20.165255.432=58.98Nm设计内容设计计算过程主要结果 6.输出轴的校核计算危险截面的当量弯矩TI=39N.m取折合系数=0.6，则当量弯矩为：Me=MC2（T）2=58.982（0.6×39）2=63.45Nm危险截面处的直径d3Me0.

38、1-1=363.450.1×70 =20.85mm<df1低速轴：所以原设计强度足够轴的转矩 T=574.59N.m齿轮4：Ft4=2Td4=2×574.59×103324=3547N Fr4=Ft4tan=3547×tan20°=1291NAB轴承垂直面支撑反力： FAV=Fr4×158238=1291×95.5165.5=745N FBV=1291-745=546NAB轴承水平面支撑反力： FAH=Ft4×95.5165.5=3547×95.5165.5=2053N FBH=3547-2053=

39、1494N垂直面弯矩MDV=FBV×80=546×95.5=52.15Nm水平面弯矩MDH=FBH×80=1494×95.5=142.68Nm合成弯矩MD=MDV2MDH2=52.152142.682=151.91Nm计算危险截面的当量弯矩。取折合系数=0.6，则当量弯矩为：设计内容设计计算过程主要结果八.减速器箱体及其附件设计 1.箱体材料及主要结构 2.箱体及部分附件参数Me=MD2（T）2=151.912（0.6×574.59）2=376.74Nm危险截面处的直径：d3Me0.1-1=33760740.1×55mm=39.7mm<d5所以原设计强度足够。本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，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卸。剖分接合面必须有一定的宽度。为了保证箱体刚度，在轴承座处设有加强肋。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