卷揚機二級圓柱齒輪減速器課程設計

1、<p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　一.設計任務書1.設計題目2.工作條件3.原始數(shù)據(jù)二.傳動方案設計卷揚機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器運動簡圖：單向運轉，輕微振動，連續(xù)工作，兩班制，使用期限5年，卷筒轉速容許誤差為±5％。卷筒圓周力F(N)=3000，卷筒直徑D(mm)=350卷筒轉速n(r/min)=60傳動方案已給定，采用展開式二級圓柱齒輪減速設計。此結構簡單，應

2、用最廣。由于齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大剛度，并將齒輪安裝在輸入軸的遠端，使軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形和在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形部分抵消，以減少載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象。且工作轉速一般，所以此展開式二級直齒圓柱齒輪減速系統(tǒng)能滿足工作要求。=3000ND=350mmn=60r/min展開式二級直齒圓柱齒輪減速器</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p&g

3、t;　三.選擇電動機1.選擇電動機類型2.選擇電機功率3.選擇電動機轉速從卷揚機工作環(huán)境考慮，Y系列(IP44)三相異步電動機可滿足要求。卷筒所需功率 KW=3000N ,=1.099m/s=30001.099/1000=3.297 KW電動機至卷筒之間的總效率：其中、、、分別為聯(lián)軸器、齒輪、軸承、卷筒的效率。此設計中一共有兩個聯(lián)軸器，兩對嚙合齒輪，3.5對軸承，一個卷筒。查《機械設計計算手冊》得：彈性聯(lián)軸器=0.99～0.995，

4、取0.99 8級精度齒輪傳動=0.97， 取0.97一對滾動軸承的效率=0.99， 取0.99卷筒效率=0.96， 取0.960.855實際需要的電動機輸出功率為：=3.856 KW查手冊選定額定功率： KW查手冊得機構的推薦傳動比，并取8～50范圍，電動機轉速可選范圍：==(8～50)60=480～3000 r/min電動機同步轉速符合要求的有：750r/min，1000r/min,1500r/min，300

5、0r/min=1.099m/s=3.297 KW0.990.970.990.960.8553.856 KW=4 KW</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　四.總傳動比及傳動比分配1.計算總傳動比2.各級傳動比分配五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 1.各軸轉速從電機價格和減速器造價兩方面考慮，選同步轉速1000r/min的電動機由《機械設計課程設計指導》查得Y1

6、32M1-6型電動機滿載轉速：960r/min總傳動比i==960/60=16此為圓柱齒輪傳動，各級傳動比控制在3～5范圍內(nèi)。查《機械設計手冊-減（變）速器》，按齒面接觸強度相等，減速器具有標準中心距要求查得：=1.58,k=1,i=16時，高速級傳動比=4，所以低速級傳動比=i/=16/4=4選用Y132M1-6電動機i=16=4=4</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><

7、;p>　2.各軸輸入功率3.各軸轉矩電機軸取滿載轉速電機軸0軸：=960r/min高速軸Ⅰ軸：= =960r/min中間軸Ⅱ軸：=/=960/4=240r/min低速軸Ⅲ軸：=/=240/4=60r/min卷筒軸Ⅳ軸：==60r/min電機軸輸入功率取額定功率0軸：=4 KWⅠ軸：==40.99×0.99=3.92KWⅡ軸：=3.92×0.97×0.99=3.76KWⅢ軸：3.76×0.97

8、×0.99=3.61KWⅣ軸：3.610.99=3.57KW0軸：/=9550×4/960=39.79NmⅠ軸：×/=9550×3.92/960=39.0 NmⅡ軸：/=95503.76/240=149.62 NmⅢ軸：/=9550×3.61/60=574.59 NmⅣ軸：/=9550×3.57/60=568.23 Nm軸的運動及動力參數(shù)表=960r/min= 960r/min

9、=240r/min=60r/min=60r/min4KW=3.92KW=3.76KW=3.61KW=3.57KW=39.79Nm=39.0 Nm=149.62 Nm=574.59 Nm=568.23 Nm</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　六.傳動零件的設計計算1.高速級齒輪傳動設計1.1選定齒輪類型、精度、材料1.2選擇齒輪齒數(shù)1.3選擇齒寬系數(shù)、壓力角1

10、.4確定齒輪分度圓直徑、模數(shù)、齒寬1.4.1確定分度圓各參數(shù)根據(jù)任務書，選擇直齒圓柱齒輪；卷揚機為一般工作機，轉速不高，選用8級精度（GB10095-88）；查《機械設計計算手冊》，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪選擇45鋼（調質），硬度為240HBS。兩者硬度差為40HBS為使齒輪磨損均勻，小齒輪選擇奇數(shù)齒數(shù)=25，則大齒輪齒數(shù)為=×=25×4=100，=4查機械設計教材取齒寬系數(shù)=1，

11、取標準壓力角20此為外嚙合閉式軟齒面齒輪傳動，以保證齒面接觸強度為主。由公式 計算8級精度（GB10095-88）小齒輪40Cr280HBS大齒輪 45240HBS=25=100=4=120</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　1.4.2試算小齒輪分度圓⑴查設計手冊確定計算公式中各個數(shù)值：①試選載荷系數(shù)=1.3②小齒輪傳遞轉矩==39000Nmm③材料的彈性

12、影響系數(shù)=189.8M④節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5⑤由機械設計教材圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa。⑥計算應力循環(huán)次數(shù)：=60j=60×960×1×(2×8×300×5)=4.147×=4.147×/4=1.037⑦從機械設計教材查圖取接觸疲勞壽命細數(shù)=0.90；=0.95⑧計算接觸疲勞許用應

13、力取失效率1%，安全系數(shù)=1，得==0.9×600=540MPa==0.95×550=522.5MPa⑵試算小齒輪分度圓直徑①中取較小值=47.107mm②計算圓周速度vv==2.368m/s③計算齒寬b==1×47.107=47.107mm④計算齒寬與齒高比b/h模數(shù) =47.107/25=1.884mm齒高 h=2.25=2.25×1.884=4.239b/h=47.107/4.2

14、39=11.11⑤計算載荷系數(shù)根據(jù)v=2.368m/s，8級精度，查得動載系數(shù)=1.15直齒輪，==1；取使</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　1.4.3校正分度圓直徑1.5校核齒根彎曲疲勞強度1.6計算幾何尺寸齒輪相對軸承非對稱布置時：=1.15+0.18(1+0.6×)×+0.31××47.107=1.453由b/

15、h=11.11，=1.453查圖得=1.38故載荷系數(shù)：=1.25×1.15×1×1.453=2.089⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，==47.107×=55.176mm⑦計算模數(shù)m==55.176/25=2.207mm閉式軟齒面齒輪傳動以保證齒面接觸疲勞強度為主，校核齒根彎曲疲勞強度。確定公式各值：==載荷系數(shù)K=2.089；=1；m=2.207mm；=39000Nmm；=25；=2

16、.62；=1.59；小齒輪：=101.029MPa彎曲疲勞許用應力：=；取彎曲壽命系數(shù)=0.85，查得小齒輪彎曲疲勞極限=500MPa，取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4；=0.85×500/1.4=303.57MPa滿足要求將模數(shù)就近圓整為標準模數(shù)m=2，按接觸強度算得的分度圓直徑計算小齒輪齒數(shù)。=55.176/2≈28大齒輪齒數(shù)：4×28=112=1.453=1.382.089=55.176m=2.207mm=101.0

17、29</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　2.低速級齒輪傳動設計2.1選定齒輪類型、精度、材料2.2選擇齒輪齒數(shù)2.3選擇齒寬系數(shù)、壓力角2.4確定齒輪分度圓直徑、模數(shù)、齒寬2.4.1確定分度圓各參數(shù)分度圓直徑 ==28×2=56mm==112×2=224mm計算中心距 ==140 mm計算齒輪寬度 B==1×56=56mm取=

18、65mm， =60mm卷揚機為一般工作機，轉速不高，選用8級精度（GB10095-88）；查《機械設計計算手冊》，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪選擇45鋼（調質），硬度為240HBS。兩者硬度差為40HBS為使齒輪磨損均勻，小齒輪選擇奇數(shù)齒數(shù)=25，則大齒輪齒數(shù)為=×=25×4=100，=4查機械設計教材取齒寬系數(shù)=1，取標準壓力角20此為外嚙合閉式軟齒面齒輪傳動，以保證齒面接觸強度為主

19、。由公式 計算⑴查設計手冊確定計算公式中各個數(shù)值：①試選載荷系數(shù)=1.3②小齒輪傳遞轉矩==149620Nmm③材料的彈性影響系數(shù)=189.8M④節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5⑤由機械設計教材圖10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa。</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　2.4.2試算小齒輪分度圓⑥計算應

20、力循環(huán)次數(shù)：=60j=60×240×1×(2×8×300×5)=3.456×=3.456×/4=0.864⑦從機械設計教材查圖取接觸疲勞壽命細數(shù)=1.07；=1.15⑧計算接觸疲勞許用應力取失效率1%，安全系數(shù)=1，得==1.07×600=642MPa==1.15×550=632.5MPa⑵試算小齒輪分度圓直徑①中取較小值=71.452m

21、m②計算圓周速度vv==0.898m/s③計算齒寬b==1×71.452=71.452mm④計算齒寬與齒高比b/h模數(shù) =71.452/25=2.858mm齒高 h=2.25=2.25×2.858=6.431mmb/h=71.452/6.431=11.11⑤計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.898m/s，8級精度，查得動載系數(shù)=1.09直齒輪，==1；取使用系數(shù)=1.25由《機械設計計算手冊》表8-64查得8級精度

22、、小齒輪相對軸承非對稱布置時：=1.15+0.18(1+0.6×)×+0.31××71.452=1.46由b/h=11.11，=1.46查圖得=1.39故載荷系數(shù)：=1.25×1.09×1×1.46=1.9</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　2.4.3校正分度圓直徑2.5校核齒根彎曲疲勞強

23、度2.6計算幾何尺寸⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，==71.452×=82.334mm⑦計算模數(shù)m==82.334/25=3.293mm閉式軟齒面齒輪傳動以保證齒面接觸疲勞強度為主，校核齒根彎曲疲勞強度。確定公式各值：==載荷系數(shù)K=1.989；=1；m=3.293mm；=149620Nmm；=25；=2.62；=1.59；小齒輪：=111.096MPa彎曲疲勞許用應力：=；取彎曲壽命系數(shù)=0.95，查得小齒輪彎曲

24、疲勞極限=500MPa，取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4；=0.95×500/1.4=339.29MPa滿足要求將模數(shù)就近圓整為標準模數(shù)m=3，按接觸強度算得的分度圓直徑計算小齒輪齒數(shù)。=82.334/3≈27大齒輪齒數(shù)：4×27=108分度圓直徑 ==27×3=81mm==108×3=324mm計算中心距 ==202.5mm計算齒輪寬度 B==1×81=81mm取=90mm， =85mm=

25、82.334mmm=3.293=101.029MPa=303.57MPam=3=27=108=81mm=324mma=202.5mm</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　七.軸的設計計算1.中間軸設計已知中間軸上的功率=3.76KW，轉矩=149620Nmm⑴計算齒輪受力小齒輪 圓周力 ==2×149620/81=3694N徑向力 =tan=36

26、94×tan20°=1345N大齒輪 圓周力 ==2×149620/224=1336N徑向力 =tan=1336×tan20°=497N⑵初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼（調質），查《機械設計計算手冊》表9-16，選取=110，則=110×=27.52mm考慮中間軸上有一個鍵槽，故軸徑可增加7%，即d≥1.1=27.52×1.07=29.446mm⑶軸的結構設

27、計①擬定軸的裝配方案②確定各段軸長和直徑：1軸段安裝軸承，擋油盤等，選用軸承6207，軸承寬度B=17mm，d=35mm。故1軸段長=33mm，=35mm。2軸段安裝低速級主動齒輪，故=90mm,=40mm。3軸段對安裝齒輪起定位作用，取=8mm,=48mm4軸段安裝高速級從動輪，取=60mm,=40mm5軸段需保證齒輪端面與箱壁距離，選擇與1軸段相同軸承，取=35.5mm,=35mm③軸上零件的軸向固定：軸與齒輪使用平鍵連接，安裝低速

28、級主動輪</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　2.輸入軸設計④確定軸上圓角和倒角尺寸：軸端倒角2×45，軸肩倒角見零件圖已知輸入軸上的功率=3.92KW，轉矩=39000Nmm⑴計算齒輪受力圓周力 ==2×39000/56=1393N徑向力 =tan=1393×tan20°=507N⑵初步確定軸的最小直徑因為有可能設

29、計成齒輪軸，故暫時選取軸的材料為45鋼（調質），查《機械設計計算手冊》表9-16，選取=110，則=110×=17.58mm考慮輸入軸上有一個鍵槽，故軸徑可增加5%，即d≥1.05=17.58×1.05=18.46mm⑶選取聯(lián)軸器查得工作狀況系數(shù)=1.5，所以==1.5×39000=58500 Nmm查標準GB/T4323-2002選取TL4聯(lián)軸器，其孔徑d=22mm，故取軸最小直徑為d=22mm，軸孔長L

30、=52mm。⑷軸的結構設計①擬定軸的裝配方案②確定各段軸長和直徑：1軸段安裝聯(lián)軸器，故=50mm,=22mm。為滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，1軸段右端制出軸肩,2軸段需安裝軸承、端蓋等零件，選擇0基本游隙組，6206軸承，其寬B=16mm，d=30mm，故=58mm,=30mm。2軸段右端需制出軸肩固定擋油環(huán)，根據(jù)</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　3.輸出軸

31、設計4軸段安裝齒輪，若使用鍵連接，鍵槽底部與齒根圓距離過小，故設計成齒輪軸形式，軸材料改為40Cr,所以=65mm，=60mm(齒頂圓直徑)5軸段=4mm，=30mm6軸段安裝擋油環(huán)和軸承，選與2軸段相同的軸承，=28mm，=30mm。③軸上零件的軸向固定：軸與聯(lián)軸器使用平鍵連接，選取b×h×L=8×7×45,配合選。④確定軸上圓角和倒角尺寸：軸端倒角2×45，軸肩圓角見零件圖已知中間軸

32、上的功率=3.61KW，轉矩=574590Nmm⑴計算齒輪受力圓周力 ==2×574590/324=3547N徑向力 =tan=3547×tan20°=1291N⑵初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼（調質），查《機械設計計算手冊》表9-16，選取=110，則=110×=43.10mm考慮輸出軸上有一個鍵槽，故軸徑可增加7%，即d≥1.07=43.1×1.07=46.12mm⑶選

33、取聯(lián)軸器查得工作狀況系數(shù)=1.5，所以==1.5×574590=861885 Nmm查標準GB/T4323-2002選取TL9聯(lián)軸器，其孔徑d=55mm，故取軸最小直徑為d=55mm，軸孔長L=112mm。=6</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>?、容S的結構設計①擬定軸的裝配方案②確定各段軸長和直徑：1軸段安裝聯(lián)軸器，故=110mm,=55mm。為滿

34、足半聯(lián)軸器軸向定位要求，1軸段右端制出軸肩,2軸段需安裝軸承、端蓋等零件，選擇0基本游隙組，6212軸承，其寬B=22mm，d=60mm，故2軸段=66mm,=60mm。3軸段安裝齒輪且固定擋油環(huán)，故=85mm，=65mm。4軸段對齒輪起定位作用，取=5mm，=80mm5軸段根據(jù)中間軸取=69.5mm,=65mm6軸段安裝擋油環(huán)，取與2軸段相同軸承，故=34mm，=60mm③軸上零件的軸向固定：軸與聯(lián)軸器、齒輪均使用平鍵連接，分別選取b

35、×h×L=16×10×100, b×h×L=16×10×70，配合選。④確定軸上圓角和倒角尺寸：軸端倒角2×45，軸肩圓角見零件圖=110mm=55mm=66mm,=60mm=85mm，=65mm=5mm，=80mm=69.5mm=65mm=34mm=60mm</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p>

36、;<p>　4.中間軸的校核中間軸:II軸的轉矩 齒輪2：===1336N=tan=1336tan20°=486N齒輪3：===3694N=tan=3694tan20°=1345NAB軸承垂直面支撐反力：===733N==126NAB軸承水平面支撐反力：===2192N=4694-1336-2192=2838N垂直面彎矩=×67.5=73367.5=49.4775Nm=×55=126

37、55=6.93Nm水平面彎矩=×67.5=283867.5=191.579Nm=×55=219255=120.56Nm合成彎矩C截面合成彎矩：D截面合成彎矩：</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　5.輸入軸的校核計算危險截面的當量彎矩取折合系數(shù)=0.6，則當量彎矩為危險截面處的直徑=mm=33mm<所以原設計強度足夠高速軸：I軸的轉矩

38、 齒輪1：===1393N=tan=1393tan20°=507NAB軸承垂直面支撐反力：===137N==370NAB軸承水平面支反力：===376N==1017N垂直面彎矩=×54.5=37054.5=20.165Nm水平面彎矩=×176=101754.5=55.43Nm合成彎矩</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　6.輸出軸

39、的校核計算危險截面的當量彎矩取折合系數(shù)=0.6，則當量彎矩為：危險截面處的直徑= =20.85mm<低速軸：所以原設計強度足夠軸的轉矩 齒輪4：===3547N=tan=3547tan20°=1291NAB軸承垂直面支撐反力：===745N=1291-745=546NAB軸承水平面支撐反力：===2053N==1494N垂直面彎矩=×80=54695.5=52.15Nm水平面彎矩=×80=149495

40、.5=142.68Nm合成彎矩計算危險截面的當量彎矩。取折合系數(shù)=0.6，則當量彎矩為：</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　八.減速器箱體及其附件設計1.箱體材料及主要結構2.箱體及部分附件參數(shù)危險截面處的直徑：=mm=39.7mm<所以原設計強度足夠。本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯(lián)接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器

41、內(nèi)傳動件軸心線平面重合。此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度。為了保證箱體剛度，在軸承座處設有加強肋。箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產(chǎn)。</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　3.其它附件說明⑴觀察孔蓋如圖：</p&g

42、t;<p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>　九.潤滑與密封⑵通氣器齒輪箱高速運轉時內(nèi)部氣體受熱膨脹，為保證箱體內(nèi)外所受壓力平衡，減小箱體所受負荷，設通氣器及時將箱內(nèi)高壓氣體排出，選用通氣器尺寸M10⑶油標尺油塞 為方便的檢查油面高度，保證傳動件的潤滑，將油面指示器設在低速級齒輪處油面較穩(wěn)定的部位。 選用油標尺尺寸M16⑷油塞為了排出油污，在減速器箱座最低部設置放油孔，并用油塞和封油

43、墊將其密封，選用油塞尺寸 M24⑸啟蓋螺釘 在箱體剖分面上涂有水玻璃，用于密封，為便于拆卸箱蓋，在箱蓋凸緣上設有啟蓋螺釘一個，擰動起蓋螺釘，就能頂開箱蓋，尺寸取起蓋螺栓M6×18。⑴軸承潤滑6206軸承：dn=30×960=28800mm6207軸承：dn=35×240=8400 mm6212軸承：dn=60×60=3600 mm均小于（2～3）× mm，故軸承可采用脂潤滑，并使用鑄造擋

44、油環(huán)保護，選用滾球軸承脂ZG69-2</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</p><p>?、讫X輪潤滑采用浸油潤滑，由于低速級大齒輪浸油深度可達半徑的1/6，取為油深h=70mm。，選用全損耗系統(tǒng)用油 L-AN150設計小結。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。</p><p>　設計內(nèi)容設計計算過程主要結果</

45、p><p>　參考文獻[1]. 《機械設計》 濮良貴, 紀名剛主編，高等教育出版社,2006年第8版；[2]. 《機械設計計算手冊》王三民主編，化學工業(yè)出版社， 2010年2月第1版；[3]. 《畫法幾何與機械制圖》葉琳，邱龍輝主編，西安電子科技大學出版社， 2008年8月第1版；[4]. 《互換性與測量技術（第三版）》李翔英，周兆元主編，機械工業(yè)出版社， 2012年7月第3版；[5]. 《機械設計手冊單行本-減（變