电动绞车用一级圆柱轮减速器设计任务书.doc

电动绞车用一级圆柱轮减速器设计任务书一、机械设计基础课程设计任务书题目：设计一电动绞车一级圆柱齿轮减速器一、设计目的1.对齿轮、轴强度设计、轴系结构设计的一次开卷性考试；2.运用、巩固所学的理论知识，培养学生进行机械设计的初步能力；3.掌握一般机械传动装置的设计方法、设计步骤，为毕业设计打好基础；4.运用和初步熟悉设计资料，了解有关部门的国标、部标及设计规范等 。二、结构简图1电动机2.联轴器3.制动器4.减速器5.开式齿轮6.卷筒7.轴承三、原始数据输出功率 6.5kw 输出转速 1450r/min四、工作情况工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时。减速器工作平稳，运转方向不变五、设计要求1.电动机类型的选择和功率、转速的选择，总传动比分配；2.传动系统设计（参数计算）；3.轴的结构设计（包括强度计算）；4.滚动轴承的选择，寿命计算；5.键、联轴器的选择及强度校核；6.箱体、润滑装置及减速器附属零件的设计；六、设计任务1.总装图一张（减速器部份，0号图纸）；2.主要零件图2张（轴和大齿轮）；3.设计说明书一份，1万字。七、几个规定1.用斜齿轮（齿宽系数取0.8-1）；2.轴承用锥轴承；3.中心距圆整为0、5尾数；4.油润滑；5.轴承盖用凸缘式轴承盖，不用嵌入式；6.油标用尺式油标；二、传动装置总体设计一、电动机选择（电动机型号为Y132S2-2）1.电动机类型的选择： Y系列(IP44)封闭式三相异步电动机对恒功率负载特性的机械而言，一般选用机械变速的交流异步电动机。其中，Y系列(IP44)电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，应用最广，适用于无特殊要求的机械上。2.确定电动机的型号和功率1：联轴器效率2：滚动轴承传动效率 （一对）3：圆柱齿轮传动效率由查参考文献2表1-7查得： 1=0.99（弹性联轴器）, 2=0.98(滚子轴承), 3=0.98（6级精度）（1）工作机所需工作功率由电动机至II轴的传动总效率： = 1223 = 0.99 0.982 0.98 = 0.93（2）确定所需电动机功率Pd = P / = 6.5/0.93 = 6.99 KW（3）确定电动机转速 n2=1450，电动机同步转速应大于n2 2倍以上，故电动机转速须取3000 r/min（4）确定电动机型号 根据所选的电动机的类型，功率和转速，由查参考文献2表12-1确定电动机型号为Y132S2-2故确定电动机额定功率Pw = 7.5KW，满载转速n1=2900r/min，堵转转矩/额定转矩：2.0，最大转矩/额定转矩：2.3，质量70kg电动机具体参数如下：同步转速3000 r/min，2级电动机型号功率P/kW满载转速nr/min额定转矩Nm堵转转矩Nm质量/kgY132S2-27.529002.02.370具体外型尺寸见查参考文献2表12-4机座号级数D/mm132S238+0.018+0.002二总传动比 ：i= n1 / n2 = 2900 / 1450 = 2三、轴的功率和转矩1.高速轴 P1=Pw12=7.50.990.98=7.28kw T1=9550Pw/=95507.5/2900 = 24.7 Nm2.低速轴：P2=P132=7.280.980.98=6.99kw T2=9550/=95506.99/1450= 46.04 Nm三、齿轮的设计1.齿轮的选材及许用应力查参考文献1，大小齿轮的材料都选40正火材料牌号热处理方式硬度接触疲劳极限Hlim/MPa弯曲疲劳极限FE/MPa45正火156217HBS350400280340取Hlim =375MPa，FE =310MPa，查参考文献1表11-5，SF=1.25 ，SH=1.0 H1=H2=375MPaF1=F2=248MPa2.按弯曲强度计算设齿轮按7级精度制造，硬齿面。查参考文献1，由表11-3，载荷系数K=1.1；由表11-6，齿宽2系数d=0.8，初选螺旋角=15，齿数 Z1=45 ，则 Z2=250=90 小齿轮转矩T1=9550Pw1 /=95507.43/2900 = 24.47 Nm齿形系数ZV1=49.9, ZV2=99.9查参考文献1 图11-8：YFa1=2.38，YFa2=2.21， 图11-9 YSa1=1.69 ，YSa2=1.81 =0.0162 = 0.0161故应对对小齿轮进行弯曲强度计算法向模数mn =0.8查参考文献1表4-1 取mn=2mm中心矩 a=139.8mm取a=140mm确定螺旋角=arc cos=15.36齿轮分度圆直径d1 = m n Z1 / cos = 93.2mm 取d1=93mm，d2=187mm 齿宽 b=d d1=0.884=74.4 取b2=75mm b1=80mm 3.验算接触强度查参考文献1表11-4，ZE=189.8， 区域系数ZH=2.5H=ZE ZH =168.2MPaH=375MPa4.齿轮圆周速度V1=14.1m/s15m/s对照参考文献1表11-2知，选7级精度是合宜的 m=mn/cos=2/cos15=2.07,令m=2mm则Z1= d1/m=47, Z1= d2/m=94取ha*=1.0,c*=0.25c= c*m=0.25mm，ha= ha*m=2mm, hf=( ha* +c*)m=2.5mm, h= ha +hf=4.5mmda1= d1 +2ha=97mm, da2= d2 +2ha =191mmdf1= d12hf=88mm, df2= d22hf=182mm,项目小齿轮大齿轮模数m22齿数Z4794压力角2020分度圆直径d93187齿顶高ha22齿根高hf2.52.5齿顶圆直径da97191齿根圆直径df88182标准中心距a140齿宽b8075四、联轴器的选择根据工作情况要求，决定高速轴1与电动机轴之间选用弹性套柱销联轴器。1. 联轴器传递的计算转矩：查参考文献1P291：由转矩变化较小，查表17-1，工作情况系数KA=1.5T= T1 . 1 =24.70.99=24.45 Nm所以计算转矩Tc=KAT=1.524.45=36.68Nm2. 初估外伸端最小轴径因与电动机相连接，取dmin=(0.81)d电=(0.81) 38=30.438（mm）要求所选型号联轴器所允许的最大转矩大于计算转矩Tc，并且该型号的最大和最小孔径应满足所连接两轴径的尺寸要求。故根据上述数据，可取TL6弹性套柱销联轴器 d min=32mm， d max=38mm型号公称转矩/(Nm)许用转速/(r/min)轴孔直径/mm轴孔长度/mm质量/kg转动惯量/(kgm2)Y型J型LT6250380032，35，3882609.60.026五、轴的结构设计和强度校核 一、高速轴1.选择材料：选用45号钢 2.初步估算轴径 查参考文献1表14-2取C=115， d=17.4mm 考虑装联轴器加键需将其轴径增加5%，取轴的最小直径为18.2mm 故取d min =20mm3.初选轴承因要求选用圆锥滚子轴承，根据工作要求及联轴器d min=32mm的要求，查参考文献2表6-7，选取型号为30208的圆锥滚子轴承。轴承代号dDTaBeY动载荷Cr/KN静载荷Cor/KN极限转速/(r/min)30208408019.7516.9180.371.663.074.063004.轴的结构设计（1）确定轴的结构方案右轴承从轴右端装入，靠轴肩定位。齿轮和左轴承从轴的左端装入，齿轮右侧端面靠轴肩定位，齿轮和左轴承之间用定位套筒使左轴承右端面得以定位。左右轴承均采用轴承端盖，半联轴器靠轴端档圈得到轴向固定。齿轮和半联轴器采用普通平键得到轴向固定。采用单列圆锥滚子轴承和弹性柱销联轴器。（2）确定各轴段长度和直径段 根据圆整并由选择联轴器型号为LT6型联轴器输入端d min=32mm，故d1=32mm作为第一段的直径，长度取70mm。段 用轴肩使半联轴器定位，取轴肩高度h=2mm故轴肩直径d 2= d 1+22=36mm 段 轴承型号为30208，d3=40mm, 其宽度B=18，轴承润滑方式选择油润滑齿轮与箱体内壁间隙1取12mm，箱体内壁至轴承端面的距离2取10mm段 为使套筒端面可靠地压紧齿轮，应比齿轮毂孔长（取等于齿宽 ）短，故长度取75mm，直径d4取 50mm,段 取齿轮右端定位轴肩高度h=3mm,则轴环直径d5=56mm段 该段轴径直径与右侧轴承处直径相同，d6=40mm ；该段轴长度为18mm下面是轴1的弯矩图和扭矩图：如图所示，主要尺寸已标出.5.轴上受力分析 齿轮上的作用力圆周力：Ft1=2T1/d 1=531.2N径向力：Fr1= Ft1tan/cos=200.2N轴向力：Fa1= Ft1tan=142.3N求轴承垂直面的支承反力：l=18+212+210+70=132mm，F1v=50.0N，F2v= Fr1F1v=150.2N水平面上支承反力：F1H =F2H=Ft1/2=265.6N6.垂直面弯矩 Mav= F2v=9.9 Nm，Mav= F1v=3.3 Nm7.水平面上弯矩 MaH=F1H=17.5 Nm8.合成弯矩 Ma=20.1NmMa=17.8Nm9.轴传递的转矩 T= Ft1=24.7 Nm10.求危险截面的当量弯矩认为轴的扭切应力是脉动循环变应力,取折合系数=0.6 Me=23.2 Nm 11.计算危险截面处轴的直径一般而言，轴的强度是否满足要求只需对危险截面进行校核即可，而轴的危险截面多发生在当量弯矩最大或当量弯矩较大且轴的直径较小处。易知危险截面在最大弯矩处。轴的材料选用45钢，调质处理，查参考文献1表14-3-1b=60MPad=15.7mm考虑键槽对轴的削弱，将值增大5%， d=16.5mmd min=32mm轴的强度安全,满足设计要求。弯矩图如下：二、低速轴1.选择材料：选用45号钢 2.初步估算轴径查查参考文献1表14-2取C=115，d=19.4mm 考虑装联轴器加键需将其轴径增加5%，取轴的最小直径为20.37mm故取d min =22mm3. 初选轴承因要求选用圆锥滚子轴承，根据工作要求及联轴器输出端d min=35mm的要求，查参考文献2表6-7，选取型号为30208的圆锥滚子轴承。轴承代号dDTaBeY动载荷Cr/KN静载荷Cor/KN极限转速/(r/min)30208408019.7516.9180.371.663.074.063004.轴的结构设计确定各轴段长度和直径段 根据圆整并由选择联轴器型号为LT6型联轴器d min=35mm，故d 1=35mm作为第一段的直径，长度取70mm。段 轴肩高度h=1.5mm,故轴肩直径d 2= d 1+21.5=38mm 段 轴承型号为30208，d3=40mm, 其宽度B=18,轴承润滑方式选择油润滑，齿轮与箱体内壁间隙1取12mm，箱体内壁至轴承端面的距离2取10mm段 为使套筒端面可靠地压紧齿轮，应比齿轮毂孔长（取等于齿宽）短，故长度取70mm，直径d4取 50mm,段 取齿轮右端定位轴肩高度h=2mm,则轴环直径d5=54mm段 该段轴径直径与右侧轴承处直径相同，d6=40mm ；该段轴长度为18mm 下面是轴1的弯矩图和扭矩图：如图所示，主要尺寸已标出.5.轴上受力分析 齿轮上的作用力圆周力：Ft2=2T2/d 2=492.4N径向力：Fr2= Ft2tan/cos=185.5N轴向力：Fa2= Ft2tan=131.9N求轴承垂直面的支承反力：L=18+212+210+70=132mm，F1v=67.9N，F2v= Fr2F1v=117.6N水平面上支承反力：F1H =F2H=Ft2/2=246.2N6.垂直面弯矩 Mav= F2v=7.8 Nm，Mav= F1v=4.5 Nm7.水平面上弯矩 MaH=F1H=16.2 Nm8.合成弯矩 Ma=18.0NmMa=16.8 Nm9.轴传递的转矩 T= Ft2=46.0 Nm10.求危险截面的当量弯矩认为轴的扭切应力是脉动循环变应力,取折合系数=0.6 Me=33.0 Nm 11.计算危险截面处轴的直径一般而言，轴的强度是否满足要求只需对危险截面进行校核即可，而轴的危险截面多发生在当量弯矩最大或当量弯矩较大且轴的直径较小处。易知危险截面在最大弯矩处。轴的材料选用45钢，调质处理，查参考文献1表14-3-1b=60MPad=17.7mm考虑键槽对轴的削弱，将值增大5%， d=18.6mmd min=35mm轴的强度安全,满足设计要求。弯矩图如下：六、滚动轴承的寿命计算一高速轴的轴承：选用型号30208，其主要参数有：d=40,Cr=63.0KN. Y=1.6查参考文献2表16-11:当Fa/Fre时，X=1，Y=0；当Fa/Fre时，X=0.4,Y=1.6计算轴承受力 ，如 图 根据“轴的设计”中已算出：Fa= 142.3N, F1v=50.0N，F2v= 150.2N, F1H =F2H= 265.6N, e=0.37Fr1=270.3N, Fr2=305.1N Fs1= Fr1 /（2Y）=84.5N, Fs2= Fr2 /（2Y）=95.3N因Fa+ Fs2 Fs1, 使轴承1被压紧，2放松Fa1= Fa+ Fs2=237.6NFa2= Fs2=95.3N求轴承的当量动载荷PFa1 / Fr1=0.88 e=0.37， Fa2 / Fr2=0.31P2,故应以P1作为轴承寿命计算的依据。已知滚子轴承=10/3查参考文献1表16-8和16-9得到温度系数ft=1 ,载荷系数fp=1.1基本额定动载荷C=63.0kN轴承的实际寿命 Lh=2.1107h 1.3105=15年 故所选轴承满足要求。二、低速轴的轴承：选用型号30208，其主要参数有：d=40,Cr=63.0KN. Y=1.6查参考文献2表16-11:当Fa/Fre时，X=1，Y=0；当Fa/Fre时，X=0.4,Y=1.6计算轴承受力 如下图根据“轴的设计”中已算出Fa =131.9N, F1v=67.9N，F2v= 117.6N，F1H =F2H= 246.2N，e=0.37Fr1=255.4N, Fr2=272.8N Fs1= Fr1 /（2Y）=85.1N, Fs2= Fr2 /（2Y）=85.3N因Fa+ Fs2 Fs1, 使轴承1被压紧，2放松Fa1= Fa+ Fs2=217.2NFa2= Fs2=85.3N求轴承的当量动载荷PFa1 / Fr1=0.85 e=0.37， Fa2 / Fr2=0.31P2,故应以P1作为轴承寿命计算的依据。已知滚子轴承=10/3查参考文献1表16-8和16-9得到温度系数ft=1 ,载荷系数fp=1.1基本额定动载荷C=63.0kN轴承的实际寿命 Lh=2.7107h1.3105=15年故所选轴承满足要求。 七、键联接的选择和验算一、联轴器与高速轴轴伸的键联接采用圆头普通平键（GB1096-2003），由d=32，查参考文献1表10-9,得bh=108, 键长L=50，即d=20,h=8,l=Lb=40,T1=24.7Nm由轻微冲击,查参考文献1表10-10得p=110MPa,所以p=15.4MPap=110MPa故此键联接强度足够。二、小齿轮与高速轴的键联接采用圆头普通平键（GB1096-2003），由d=32，查参考文献1表10-9,得bh=108,因小圆锥齿轮齿宽83，故取键长L=50，即d=32,h=8,l=Lb=40, T1=24.7Nm由轻微冲击，查参考文献2表10-10得p=110MPa,所以p=15.4MPap=110MPa故此键联接强度足够。三、大齿轮与低速轴的键联接采用圆头普通平键（GB1096-2003），由d=35，查参考文献1表10-9得bh=1610,取键长L=56，即d=35,h=10,l=Lb=40,T=46.04Nm由轻微冲击，查参考文献4表10-10得p=110MPa,所以p=16.4MPap=110MPa故此键联接强度足够。八、减速器附件的设计（1）检查孔：为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，在箱体顶部能直接观察到齿轮啮合的部位处设置检查孔，平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。参看参考文献2表11-4选L1=120mm, L2=105mm型（2）通气器：减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。参看参考文献2表11-5选提手式通气器.（3）轴承盖：为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。参看参考文献2表11-10采用凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中有密封装置。（4）定位销：为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造和加工时的精度，在箱盖与箱座的纵向联接凸缘上配装定位销，参看参考文献2表4-4采用两个圆锥销。（5）油尺：为方便检查减速器内油池油面的高度,以经常保待油池内有适量的油,在箱盖上装设油尺组合件。查参考文献2表7-9选M=12型.（6）放油螺塞；为方便换油时排放污油和清洗剂，在箱座底部、油池的最低位置开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。（7）启箱螺钉：为方便拆卸时开盖，在箱盖联接凸缘上加工2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端的启箱螺钉。取M610.九、润滑与密封一、.润滑方式（1）齿轮的润滑采用浸油润滑，由于圆周速度v较大，所以浸油高度约为一个大齿轮齿高，取为5mm。喷嘴位于轮齿啮入边或啮出边均可。（2）轴承采用脂润滑二、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装内包骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。十、箱体的选择名 称数据（mm）箱体壁厚8箱盖壁厚18箱座上部凸缘厚度b12箱盖凸缘厚度b112箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径dfM18（共4个）轴承旁连接螺栓直径d1M14盖与座连接螺栓直径d2M10链接螺栓间距l平均（15到200）轴承端盖螺钉直径d3M8检查孔盖螺钉直径d4M6定位销直径dM8、至外箱壁距离24,20,16、至凸缘边缘距离22,14轴承旁凸台半径14凸台高度h便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离38齿轮顶圆与内箱壁距离110齿轮端面与内箱壁距离29箱盖肋厚7箱座肋厚7轴承端盖外径D2122轴承旁联结螺栓距离S尽量靠近，、不干涉十一、设计小结课程设计是机械设计当中非常重要的一环，本次课程设计时间只有两周，略显仓促。由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始有些手忙脚乱，不知