机械设计课程设计-电动绞车的传动装置两级展开式圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计任务书题目：电动绞车的传动装置 姓名： 学院： 机电工程教育学院 专业： 机械设计制造及其自动化 班级： 机械142 指导教师： 设计完成日期 ： 目 录1.设计任务书3 2.传动方案的拟定及电动机的选择3 3.传动装置的运动和动力参数计算5 4.传动零件的设计计算7开式齿轮传动7高速齿轮传动10 低速齿轮传动145.轴的计算18 高速轴设计18中间轴设计21低速轴设计236.键连接的选择和计算24 7.滚动轴承的选择和计算25 8.润滑与密封的选择29 9.设计小结2910.参考资料29全套图纸加扣30122505821. 机械设计课程设计任务书设计题目：电动绞车的传动装置传动简图 原始数据：钢丝绳拽引力F=5000N ; 钢丝绳速度V=0.50m/s ； 滚筒直径 D=400 mm ； 滚筒长度 L=800 mm ； 运输带速允许误差 5% 工作条件：工作环境清洁；载荷平稳使用期限：8年；2班制生产批量：批量生产设计工作量：1.项目设计说明书一份；2.工程图一套，装配图一张（Ao）其他零件图三张；3.零件三维造型设计报告一份；二、传动方案的拟定及电动机的选择1.电动机的选择（1）选择电动机类型按工作要求用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。（2）选择电动机容量电动机所需工作功率，按参考文献1的（2-1）为由式（2-1）得 传动装置的总效率 查参考文献1第3章机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：带式输送机可取联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对），齿轮传动带入得： 所需电动机功率为 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，由参考文献1第17章所示Y型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为4kw。（3）确定电动机转速卷筒轴工作转速为 由参考文献1表2-2可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为840，则总传动比合理范围为,开式齿轮传动传动比为故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有1000和1500两种方案进行比较。由参考文献1表17-7查得电动机数据及计算出的总传动比列于表1中 表1 电动机数据及总传动比方案电动机型 号额定功率电动机转速n/()同 步转 速满 载转 速1Y132M1-6410009602Y112M-4415001440表1中，方案1的电动机重量重，价格昂贵，传动装置外廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比，选用方案2较好，即选定电动机型号为Y132M-4。2传动装置的总传动比及其分配计算总传动比：根据电动机满载转速及工作机转速，可得传动装置所要求的总传动比为 合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近（即两个大齿轮分度园直径接近），且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为35，所以选,。三计算传动装置的运动和动力参数传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速（2）各轴输入功率:为几对齿轮啮合，几个联轴器，几对轴承的效率积 工作机轴3）各轴输入转距表2 运动和动力参数轴号功率P/kw转距T/(N.m)转 速n/(r/min)传动比i电动机轴4 1440 高速轴3.841 25.47 1440 4.4中间轴 3.614 105.4 327.3 3.4低速轴 3.4 337.3 96.26 4.01工作机轴 3.07 1218.56 24.064. 齿轮零件的设计计算（一）开式齿轮传动设计参数：1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。1）选用直齿轮圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）3）材料及热处理：选择参考文献2表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4） 试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，5） 初选螺旋角=14 2按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-9a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.32）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=13）小齿轮传递的转距4）由参考文献2表10-6查得材料的弹性影响系数5）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限6）由参考文献2式（10-19）计算应力循环次数 7）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献2式（10-12）得9）经计算（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3) 计算齿宽b 4)计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取；根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数；直齿轮，；由参考文献2图10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， ；故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）得 7）计算模数3. 按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-5） （1）计算公式内的各计算数值1）由参考文献2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳极限；2）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由参考文献2式（10-12）得 4）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；。5）查取应力校正系数由文献2表10-5查得；。6）计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大4）计算载荷系数(2) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关， ，并按接触疲劳强度算出的分度圆直径=84.77mm，算出小齿轮齿数取=27，则，取=109。4几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径 2）计算中心距 圆整a=210 修正螺旋角=13.733）计算齿轮宽度 mm则取；。（二）高速级齿轮的设计设计参数：两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。1选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）2）材料及热处理：由参考文献2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3） 试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取4）选取螺旋角。初选螺旋角=11.5。2.按按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-21）计算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.32）由参考文献2图10-30选取区域系数ZH=2.4333）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=14）经计算5）小齿轮转距25.47N.mm6）由由参考文2表10-6查得材料的弹性影响系数7）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限8）由参考文献2式（10-13）计算应力循环次数9）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系；10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献2式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b 5）计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数；由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相同故由表10-3查得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献2式（10-10a）得 7）计算模数3按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-17） （1）确定计算参数1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，从参考文献2图10-28查得螺旋角影响系数Yb=0.88,=0.693）计算当量齿数4）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；5）查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得； 6）由参考文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限7）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献2式（10-12）得 9）计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2，已可满足强度。齿数,=84。4几何尺寸计算 1）计算中心距 圆整a=105 修正螺旋角=11.22) 计算分度圆直径 3）计算齿轮宽度 mm则取；。（三）低速级齿轮的设计设计参数：设计第二传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。1选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）2）材料及热处理：由参考文献2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4） 试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取4）选取螺旋角。初选螺旋角=14。2.按按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-21）计算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.32）由参考文献2图10-30选取区域系数ZH=2.4333）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=14）经计算5）由由参考文2表10-6查得材料的弹性影响系数6）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限7）由参考文献2式（10-13）计算应力循环次数8）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系；9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献2式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b 5）计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数；由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相同故由表10-3查得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献2式（10-10a）得 7）计算模数3按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-17） （1）确定计算参数1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，从参考文献2图10-28查得螺旋角影响系数Yb=0.843,=0.673）计算当量齿数4）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；5）查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得； 6）由参考文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限7）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献2式（10-12）得 9）计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=3.5，已可满足强度。齿数=27，=58。4几何尺寸计算 1）计算中心距 圆整a=135 修正螺旋角=13.5363) 计算分度圆直径 3）计算齿轮宽度 mm则取；。小结： 表 3项目d/mmzmn/mmB/mmb材料旋向高速级齿轮138.741924540Gr左旋齿轮2171.26844045钢右旋低速级齿轮361.2173.56640Gr左旋齿轮4208.2586145钢右旋五轴的设计齿轮机构的参数列于下表： 表4级别高速级低速级19178458 23.5/mm2.043.088 1齿宽/mm；（一）高速轴的设计。已知参数：，1求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 圆周力，径向力及轴向力的方向如下图所示。2初步确定轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45Cr，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得3 轴的结构设计 按照考文献1中第六章第二节初步绘制装装配底图，确定箱体整体尺寸，高速轴尺寸就在箱体尺寸的基础上推导出来。初步预定轴的最小尺寸为d=20mm，由此确定轴承型号，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30304，其尺寸为的。由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。综上所述，轴的结构尺寸如下图：（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为36mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各处的圆角半径R1。4.轴的校核计算轴上个载荷力及弯矩图和扭矩图如下：综合计算结果如下表载荷水平面H垂直面V支反力FN，弯距M总弯距扭距T5.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。（二）中速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为，圆周力，径向力及轴向力的方向如下图所示。2初步确定轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得 3.轴的结构设计设计图如下1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307的。2）取安装小齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用挡油板定位.根据箱体的整体尺寸取，齿轮右端采用轴肩定位，取h=3.5mm，则轴直径。3) 取安装大齿轮处的轴段-的直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。为了使套筒可靠地压紧齿轮，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取h=2.5mm，与小齿轮右端定位高度一样。4）取小齿轮距箱体内壁之距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为，齿轮与齿轮之间的距离为c=17.5，已知滚动轴承宽度T=22.75m。则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 5）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为25mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理，由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为36；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6 6）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径R1.（三）.低速轴的设计已知参数：，轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。查参考文献1标准GB/T5014-2003，选GYH5型凸缘联轴器；联轴器的孔径，故取，半联轴器与轴配合的毂孔长度。2轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承，选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30308，其尺寸为的。2） 取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。齿轮右端采用轴肩定位，取h=2mm, 则轴环处的直径，再由箱体尺寸确定，取。3） 根据轴承盖厚度及箱体尺寸，确定出4） 为了减少加工，取，联轴器选择轴套定位，所以综合联轴器长度和箱体及轴承盖尺寸，取（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为40mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为。同样，半联轴器与轴连接，选用平键截面，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。(4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径R=1.六.键的校核(一)中速轴上键的校核 1）中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm,键长L=25mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=120150Mpa,取其平均值，=135Mpa。键的工作长度l=L-b=25mm-10mm=15mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得故挤压强度足够。2）中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm,键长L=36mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=120150Mpa,取其平均值，=135Mpa。键的工作长度l=L-b=36mm-10 mm=26mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得 故挤压强度足够。（三）低速轴上键的校核 低速轴上齿轮处键的校核 已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm,键长L=50mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=120150Mpa,取其平均值，=135Mpa。键的工作长度l=L-b=50mm-12 mm=38mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得七.轴承寿命的验算(一)高速轴上轴承的寿命校核已知参数，。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30304的基本额定动载荷C=33000N。1.求两轴承受到的径向载荷和 2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文献2表13-5中的Y值。查参考文献1可知Y=1.6，因此可算得 按参考文献2中式（13-11）得 3.求轴承当量载荷查参考文献1可知e=0.38，比较按参考文献2中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献2中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则4.校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承1的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。(二)中速轴上轴承的寿命校核已知参数，查参考文献1可知圆锥滚子轴承30307的基本额定动载荷C=75200N。1.求两轴承受到的径向载荷和 2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文