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

设计题目卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器机电工程学院院系化工设备与机械专业班级化机111班学号11023210130设计人张军海指导教师莫才颂周瑞强完成日期2013年06月08日广东石油化工学院机械设计课程设计说明书目录一、设计任务51、设计任务52、运动简图53、工作条件54、原始数据5二、拟定传动方案5三、电动机的选择51、选择电动机的类型52、选择电动机功率63、选择电动机转速7四、总传动比及传动比分配71、计算总传动比72、各级传动比分配7五、传动系统的运动和动力参数计算71、各轴转速72、各轴输入功率83、各轴转矩84、数据总汇8六、传动零件的设计计算91、高速级之露传动设计911选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数912按齿面接触强度设计913按齿根弯曲疲劳强度计算112、低速级齿轮传动设计1221选定齿轮类型、精度等级、材料及计算1222按齿面接触强度设计1223按齿根弯曲疲劳强度计算14七、轴的设计计算151、中间轴结构尺寸设计1511选择轴的材料1612轴的初步估算1613轴的结构设计162、高速（输入）轴结构尺寸设计1821选择轴的材料1822轴的初步估算1823轴的结构设计183、低速（输出）轴结构尺寸设计2031选择轴的材料2032轴的初步估算2033轴的结构设计20八、滚动轴承的校核计算221、高速轴滚动轴承是校核计算222、中间轴滚动轴承的检核计算233、低速轴滚动轴承的校核计算24九、平键连接是选用与计算241、高速轴与联轴器的键连接选用及计算242、中间轴与齿轮2的键连接选用及计算243、低速轴与齿轮3的键连接选用及计算254、低速轴与联轴器的键连接选用及计算25十、联轴器的选择计算251、高速轴输入端联轴器的选择262、低速轴输出端联轴器的选择26十一、减速器箱体及其附件设计261、箱体设计282、箱体主要附件作用及形式2821通气器2822窥视孔和视孔盖2823油标尺油塞2824油塞2925定位销2926启盖螺钉2927起吊装置29十二、参考文献30设计内容、计算级说明设计结果一、设计任务1、设计题目卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器2、运动简图3、工作条件单向运转，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。4、原始数据卷筒圆周力F（N）4000FW4000N卷筒直径D（MM）350卷筒转速NR/MIN45二、拟定传动方案原动机、传动装置和工作机是机器的三个组成部分。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定转动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且结构简单，尺寸紧凑，成本低，转动效率高，操作维护方便。根据已知条件，该设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器。三、电动机的选择1、选择电动机的类型电动机有交流。直流之分，而一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，根据卷扬机要求选择应用较广的Y系列自冷式笼型三相异步电动机，电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻功机械等2、选择电动机功率D350MM035MVWND/6045314035/600824M/S已知FW4000N卷筒所需功率PWFWVW/1000KW40000824/10003296KW电动机至卷筒之间的总效率其中分别为联轴器、齿轮、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，35对轴承，一个卷筒。查机械设计计算手册得D350MMN45R/MIN展开式二级圆柱齿轮减速器Y系列自冷式笼型三相异步电动机VW0824M/SPW3296KW弹性联轴器0990995,取0998级精度齿轮传动097，取097一对滚动轴承的效率099，取099卷筒效率096，取09609920972099350960855实际需要的电动机输出功率PDPW/32960855385KW查手册选电动机额定功率PE4KW3、选择电动机转速查表得两级减速器机构的推荐传比I840。电动机转速可选范围NOIN840453601880R/MIN电动机同步转速符合要求的有750R/MIN，100R/MIN，1500R/MIN表一电动机型号额定功率同步转速满载转速最大转速总传动比Y160M1847507202020Y132M1641000960222667Y112M44150014402340从电机价格和减速器造价两个方面考虑，选同步转速1000R/MIN的电动机。即选用Y132M16三相异步电动机四、总传动比及传动比分配1、计算总传动比由表一得Y132M16型电动机满载时转速NO960R/MIN总传动比INO/N9604521332、各级传动比分配对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮墩浸油高度要求，即按各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取I11315I2。（式中I1、I2分别为减速器高速级和低速级的传动比）因为总传动比I2133PD385KWPE4KWY132M16三相异步电动机所以I1547I2390五、传动系统的运动和动力参数计算1、各轴转速电机轴取满载转速电机轴0轴NO960R/MIN高速轴轴NNO960R/MIN中间轴轴NN/I196054717550R/MIN低速轴轴NN/I217553945R/MIN卷筒轴轴NN45R/MIN2、各轴输入功率已知电机轴输入功率取额定功率PE4KW0轴PO385KW轴PPO385099381KW轴PP381097099366KW轴PP366097099351KW轴PP351099347KW3、各轴转矩0轴TO9550PO/NO9550385/9603830NM轴T9550P/N9550381/9603790NM轴T9550P/N9550366/1755019916NM轴T9550P/N9550351/4574490NM轴T9550P/N9550347/4573641NM4、数据汇总轴号参数电动机轴轴轴轴卷筒轴I2133I11315I2I1547I2390NO960R/MINN960R/MINN17550R/MINN45R/MINN45R/MINPE4KWPO385KWP381KWP366KWP351KWP347KWTO3830NMT3790NM转速R/MIN9609601764545功率KW385381366351347转矩NM38337919916744973641传动比15253741效率099096096099六、传动零件的设计计算1、高速级齿轮传动设计11选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据已知条件，选择直齿圆柱齿轮卷扬机为一般工作机，转速不高，选用8级精度查接卸设计计算手册，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，小齿轮选择齿数Z124则大齿轮齿数为Z2Z1I12454713128取Z2132，475U查机械设计教材取齿宽系数，取标准压力角此为外啮合闭式软齿轮传动，以保证齿轮面接触强度为主12按齿面接触强度设计121查设计手册确定计算公式中各个数值由公式计算试选载荷系数KT131小齿轮传递转矩T1T37900NMM2材料的弹性影响系数ZE1898MPA053节点区域系数ZH254由机械设计教材按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强5度极限600MPA；大齿轮的接触疲劳强度极限550MPA计算应力循环次数6N160NJLH609601283655168109T19916NMT74490NMT73641NM直齿圆柱齿轮8级精度小齿轮40CR大齿轮45钢Z124Z2132N2168109/547307108从机械设计教材查得接触疲劳寿命系数7KHN1090KHN2095计算接触疲劳许用应力8取失效率1，安全系数S1，得/S09600540MPA/S0955505225MPA122试算小齿轮分度圆直径中取较小值3524751918902（48809MM123计算圆周速度SMNDVTI/452106984106124计算齿宽148809MM48809MM125计算齿宽与齿高比模数MTD1T/Z148809/242034MM齿高H225MT22520344577MMBT/H48089/45771066126计算载荷系数根据V245M/S，8级精度，查得动载系数KV115直齿轮，查表得1取使用系数KA125用插值法得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时1452由BT/H1066，1452查图得138故载荷系数KHVKA125115114522087N1168109N2307108D1T48809MMV245M/SBT48809MM127按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径M31TTKD310872128计算模数MMD1/Z157151/24238MM13按齿根弯曲疲劳强度计算131确定公式各值M查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPA大齿轮的弯曲疲劳强度极限380MPA大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1087KFN2090计算弯曲疲劳许用应力由S14得MPASKFENF71304158701192922载荷系数KKAKVK12511511402013齿形系数查表得YFA1265YFA22419应力校正系数查表得YSA1158YSA21812计算大小齿轮的,并比较265158/3107100134824191821/24429001602很明显大齿轮的数值大123设计计算MM6212410937023由于齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承MT2034MMH4577MMBT/H1066K2087D157151MMM238MMKFN1087KFN2090MPAF71301924载能力，可取弯曲强度算得模数162就近圆标准值M2MM。Z1D1/M57151/20029Z254729159这样设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度133几何尺寸计算计算分度圆直径D1MZ122958MMD2MZ22159318MM计算齿顶圆、齿根圆直径HA11M122MMHF11025M125225MMDA1D12HA1582262MMDF1D12HF15822553MM计算中心距AD1D2/58318/2188MM计算齿轮宽度15858MM取55MM60MM2B12、低速级齿轮传动设计21选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据已知条件，选定直齿轮圆柱齿轮卷扬机为一般工作机，转速不高，选用选用8级精度；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，小齿轮选择齿数Z324，则大齿轮齿数为Z4Z1I212439936取Z494木质传动为软齿面的闭式齿轮传动，故接触疲劳强度设计22按齿面接触强度设计221查设计手册确定计算公式中各个数值由公式计算K2013M162MMZ129Z2159MD58132HA12MMHF125MMDA162MMDF153MMA188MMB58MMMB60152试选载荷系数KT131小齿轮传递转矩T2T19916NM2材料的弹性影响系数ZE1898MPA053查机械设计教材取齿面系数，取标准压力角4由机械设计教材按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强5度极限600MPA；大齿轮的接触疲劳强度极限550MPA计算应力循环次数6N360N1JLH601761283655308108N4308108/39097108从机械设计教材查图取接触疲劳寿命细数7KHN3095；KHN4099计算接触疲劳许用应力8去失效率1，安全系数S1，得MPASHNH570690/L3IM344LI4222试算小齿轮分度圆直径23235491819360）（79028MM223计算圆周速度SMNDVT/730106287910623224计算齿宽7902879028MM3TDBT225计算齿宽与齿高比模数MTD3T/Z379028/24329MM齿高H225MT2253297403MM齿高比BT/H79028/74031068226计算载荷系数小齿轮40CR大齿轮选择45钢Z324Z494N3308108N4079108MPAH57034根据V0730M/S，8级精度，查得动载荷系数KV110直齿轮，查表得取使用系数KA125用插入法得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时由BT/H1068，查得4631H421FK故载荷系数HVAK12511011463201227按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径MKDT4913028793228计算模数MD3/Z3914/24381MM23按齿根弯曲疲劳强度计算32MFSAYDZKT231确定公式各值查表得写小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力S14查得载荷系数齿形系数查表得D3T79028MMV0730M/SBT79028MMMT329MMH7403MMBT/H1068K201D3914MM应力校正系数查表得计算大小齿轮的并加以比较很明显大齿轮的数值大232设计计算MM7622410153695323由于齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，可取弯曲强度算得模数3就近圆整为近似值M2MM。103493MDZ24这样设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度。233几何尺寸计算计算分度直径D3MZ333193MMD4MZ43121363MM计算齿顶圆、齿根圆直径HA31M133MMHF31025M1253375MMDA3D32HA3932399MMDF3D32HF3932375855MM计算中心距MA2836924计算齿轮宽度DB13取B3105MMB4100MM七、轴的设计计算1、中间轴结构尺寸设计在两级展开式减速器中，三根轴跨距相差不宜过大，故先进行中间轴的设计，以确定跨距。M381MMMPAF4321379K1953M76211选择轴的材料因为中间轴为齿轮轴，应与齿轮3的材料一致，故材料为40CR，调质，查表得,70,7351MPAPAB105A12轴的初步估算MNADO928176353考虑该处轴径尺寸应当大于高速级轴颈处直径取40MIN113轴的结构设计根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如下131各轴段直径的确定初选滚动轴承，代号为6208，轴颈直径MD40IN51齿轮2处轴头直径D445MM齿轮2定位轴肩高度H00701D4014545MM该处直径D454MM齿轮3的直径D393MMDA399MMDF3855MM查表得轴承安装尺寸M72132各轴段轴向长度的确定查表得轴承的宽度B,182ML018齿轮3宽度ML53轮毂宽59MM,为定位可靠，应小于轮毂宽23MM,L取57MM5L2132，）（MBL5127050443取ML10340223226伸向齿轮外伸133校核轴的强度Z331Z4121D393MMD4363MMHA33MMHF3375MMDA399MMDF3855MMA228MMB93MMB3105MMB4100MD928轴的转矩MN169齿轮2DTFT2533802200456NTAN5TAN2R齿轮3NDTT4283931634283TAN2001559NTANRFAB轴承垂直支撑反力NFRRAV90263897451523FAVRBV12AB轴承水平面支撑反力29N23471569851623）（TTHFAH0垂直面弯矩MMAVC67197BD263水平面弯矩NAH3FB40合成弯矩C截面合成弯矩MNMDHCV742132671D截面合成弯矩DHV92计算危险截面是当量弯矩D1D5DMIN40MMD445MMMH493D72MB182L05357MM5LM20L13406NFT1253R46NFT283R159NFAV902MNT169取折合系数则当量弯矩为,0MNTMEC72691674212危险截面处的直径DEDF58730126903331所以原设计强度足够2高速输出轴的结构尺寸设计21选择轴的材料因为输入轴为齿轮轴，应与齿轮1的材料一致，故材料为40CR，调质，查表得，MPAPAB70,735105A22轴的初步估算MNAD681905313023轴的结构设计考虑与电动机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取D321231各轴段直径的确定由于轴身直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径MD342232各轴段轴向长度的确定初选滚动轴承6207，查表得轴颈直径，573，D4264齿轮分度圆直径MD5415MA95F9NFBV201BH2607NFA9MMCV1D62H3N4MMC721ND4916MNME7269MD73半联轴器轴向长为60MM,取L1为60MMMBECMKL607052103753322其中为壁厚；为轴承旁联螺栓扳手位置尺寸，查表、得E为端盖凸缘厚度，L3轴承宽度17MML5齿轮1宽度60MM51702610236B有中间轴设计知箱体内壁间距离A195MM,两轴承轴颈间距MBAL39530LBLO6614M19277外伸轴承宽度233校核轴的强度轴的转矩NT93齿轮1NDFT130658721OTR4752TANANAB轴承垂直面支撑反力NFBVRA360154712AB轴承水平面支反力FBHTA913510652垂直面弯矩MNMAVC076水平弯矩FAH4513合成弯矩MNCVC9458202MD681321MD342573D4264M15A9FML602L317MML560MMM176A195MML230L54ML197计算危险截面的当量弯矩MNT937取折合系数则当量弯矩为,60MNTME险截面处的直径DDFE4982071630131所以原设计强度足够3、低速（输出）轴的设计31选择轴的材料材料选用45钢，正火处理，查表得10,5,601OBAMPAA32轴的初步估算MNADO0475310由于安装联轴器处有键，故轴需加大45。则497故取该轴的基本轴径DMIN033轴的结构设计根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出中间轴的结构如下331各轴段直径的确定初选滚动轴承6213MD50IN1根据油封标准，初选滚动轴承6213，,62查表得轴颈直径83MD64NFT1306R4751NFBVA360BHA915MNMCV20H45MNC98MNME1763MD820由齿轮尺寸，MD705轴肩高HH82,6查表得轴承安装尺寸47332各轴段轴向长度的确定半联轴器轴向长为84MM,取为82MM1LML402轴承宽度23MM3ML51920152324轮毂宽102MM2MM100MM5HL76MLL58105921952体6437宽轴承宽度23MM外伸2MM25MM8L333校核轴的强度轴的转矩NT9074齿轮4NFDOTRT14920TAN41AN36243AB轴承垂直面支撑反力NBVRA50291438AB轴承水平面支撑反力FBHTA172438041380垂直面弯矩MD047359INMD50IN1683MD4705HD8256M7482MM1L40223MM3LM5194100MMLMNFMAVD3679802水平面弯矩AH1合成弯矩MNDVD91205367922计算危险截面的当量弯矩取折合系数则当量弯矩为,0MNTMD09427691252E危险截面处的直径DDE73505331所以原设计强度足够八、滚动轴承是校核计算1、高速轴滚动轴承的校核计算选用的轴承型号为6207，查表得轴承基本额定寿命查表得KNCR52对球轴承，寿命指数3MIN/960N轴承A的径向载荷NFPAHV351522轴承B的径向载荷BV04936022,按轴承B的受力大小计算BAHLH2458310963要求使用寿命ML7658L28NFRT1490BVA502NFBHA172438MMDV69MNMD91205E0942MD734HLH2908365L故所选轴承合格2、中间轴滚动轴承的校核计算选用的轴承型号为6208，轴承基本额定寿命查表得KNCR529对球轴承，寿命指数3MIN/017N轴承A的径向载荷NFPAHV3065292轴承B的径向载荷BV1701222,按计算AAH84673305291760）（HL要求使用寿命H5HL故所选轴承合用。3、低速轴滚动轴承的校核计算选用的轴承型号为6213，轴承基本额定寿命查表得KNC257R对球轴承，寿命指数3MIN/4N轴承A的径向载荷KNFPAHV257830922轴承B的径向载荷BV19645222NPA35B104HL24583H所选轴承合格NPA3065B21,按计算APBAHLH40531278546013要求使用寿命H93HL故所选轴承合用。九、平键连接的选用与计算1、高速轴与联轴器的键连接选用及计算由前面轴的设计已知本处轴径MD321查表选择键10850GB/T10962003键的接触长度,506BLL接触长度H42查表得许用挤压应力MPAP1LHDTP8450329731PAP键连接的强度足够。2、中间轴与齿轮2的键连接选用及计算由前面轴的设计已知本处轴径MD452查表选择键14945GB/T10962003键的接触长度，BLL31接触长度H542查表得许用挤压应力MPAP0LHDTP6354192PAP0键连接强度足够。HLH84673H所选轴承合用KNPA2578B196HLH4053H所选轴承合用3、低速轴与齿轮3的键连接选用及计算由前面轴的设计已知本处轴径MD705查表选择键201290GB/T10962003键的接触长度BLL29接触长度H62查表得许用挤压应力MPAP10LHDTP756709435AP1键连接强度足够4、低速轴与联轴器的键连接选用及计算由前面轴的设计已知本处轴径MD501查表选择键161070GB/T10962003键的接触长度BLL467接触长度H52查表得许用挤压应力A10MPPLHDTP5409731AP可见连接的挤压强度不够，改用双键，相隔布O180置。双键的工作长度则8154MLMPALHDTP67309721AMPP此时键连接强度足够。十、联轴器的选择计算1、高速轴输入端联轴器的选择MPAP8410MPAP6310MPAP750P1高速轴的转动较高，选用有缓冲功能的弹性套柱销联轴器。查表得载荷系数K15。则计算转矩MNKTA5680193753C电动机DM2,8电查表选用联轴器2043/603TGBYAL合乎上述要求2、低速轴输出端联轴器的选择低速级的转速较低，传动的力矩大，且减速器轴与卷筒轴之间轴之间轴线较大，选用刚性可移动式的滚子链联轴器。查表得载荷系数K15。则计算转矩MNKT输出轴轴径MD2查表选用联轴器269/8450TGBJFL合乎上述要求十一、加速器箱体及其附件设计1、箱体设计本减速器采用部分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓；连接起来，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装。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强助。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