二级直齿圆柱齿轮减速器_课程设计(20210516121544)

1、机械设计 课程设计说明书 设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器 设计者：第四维 指导教师：刘博士 2011年12月23日 目录 一、设计题目 3 二、传动装置总体设计 3 三、选择电动机 3 四、确定传动装置传动比分酉己5 五、计算传动装置运动和动力参数5 六、齿轮的设计6 七、减速机机体结构设计 13 八、轴的设计 14 九、联轴器的选择 23 十、减速器各部位附属零件设计23 十一、润滑方式的确定24 一. 设计题目 设计一用于卷扬机传动装置中的两级圆柱齿轮减速器。轻微震动，单向运转， 在室内常温下长期连续工作。卷筒直径D二220mm,运输带的有效拉力F二1500,运 输带速度v = l.bw

2、/5,电源380V,三相交流. 二. 传动装置总体设计 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较 大的刚度。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下： 三. 选择电动机 1 选择电动机类型: 28/24 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压380V, Y 型。 2.选择电动机的容量 电动机所需的功率为：Pd=KW FV 1000 KW 所以 FV 100叽 KW 111电动机到运输带的传动总功率为 %=口沁5沁 巾一联轴器效率：0.99 %滚动

3、轴承的传动效率：0.98 %圆柱齿轮的传动效率：0.97 氐一卷筒的传动效率：0.96 则：va = 0.992 xO.984 xO.972 xO.96 = 0.817 FV 1 65 所以，厂丽T2.02KW 3确定电动机转速 卷筒的工作转速为 60 x1000V60 x1000 x1.1“ ， nw = 96/7 nun ttD龙 x220 二级圆柱齿轮减速器传动比二840 所以电动机转速可选范围为 nd = nw = (8 40)x96r/min = (764 3822)r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000和1500r/mino 根据容量和转速，由书本表14或有关手册选定

4、电动机型号为Y100L-4o其主 要性能如下表： 电动机型 号 额定功率 KW 同步转速 r/min 额定转速 r/min 起动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y100LM 2.2 1500 14202.22.2 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 、重量和带传动、减速器的传动比 ,可见第 L 二方案比较适合。因此选定电动机型号为Y100L1-4,其主要参数如下; 四.确定传动的总传动比和分艮传动比 总传动比：九二他二凹=14.8 心卷96 分配传动比：人=1.令2,取人=4.55,经计算,2=3.25注：人为高速级传动比，2 为低速级传动比。 五.计尊传动装Jt的运动利动力参数 将传动装置各

5、轴山高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴； m，匕，m，m依次为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的的传动效率。 1 各轴转速：| = nm = 1420r / min 攥= 312皿in n. 312 i2 3.25 =96/7 min h4 = 3 = 96/7 min 2 各轴输入功率：px=pd.= 2.02x0.99 = 2.00KW P2 = RThTh = 2.00 x0.98x0.97 = 1.90KW P、=马叫= 1.90 x0.98x0.97 = 1.81KW 片=呂叫 2 叫1 = 1.81X 0.98 X 0.99 = 1.76KW 3 各轴输入转矩：T. = 9.55

6、 x 106= 1.36 x 104 x mm r T = 7r)1 =1.34x1042V-mm T2 = 7/1T)2*r)3 = 58xl0N zn T3 =72*r|2*r|3 = l8xl0N?w T卷= Trr2 =1.74xlON ？ 1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘轴承传动效率 0.99。 运动和动力参数结果如下表： 功率P/KW 转矩T/(N mm) 转速 n/(r/niin) 传动比 1 效率 电动机轴 2.02 1.36xl04 1420 1轴 2.00 1.34xl04 1420 1 0.99 2轴 1.90 5.8 xlO4 312 4.5

7、5 0.95 3轴 1.81 1.8xl05 96 3.25 0.95 卷筒轴 1.76 1.74xl05 96 1 0.97 六.齿轮的设计 I 高速级大小齿轮的设计 1材料选择，山表10-1选择小齿轮材料为40Cr,硬度为280HBS,大齿轮材料为45 钢硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS 2选小齿轮齿数乙产24,大齿轮齿数z2 =4.55x24 = 109.2,取2, =110 3按齿面接触强度设计 山设计计算公式进行试算，即 恥2.32段吗琴 （1）确定公式内内的各计算数值 1）试选载荷系数Kr=.3 2）汁算小齿轮的传递转矩 95.5 xlO5x 2.024 T. =N

8、mm = 1.36x10 N mm 11420 3）山表10-7选取齿宽系数 4）由表10-6查的材料的弹性系数Z=189.8M/U 5）山图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b呗=600MP, 大齿轮的接触疲劳强度极限b冋2 =550MP“。 6）由式计算应力循环次数。 N、= 60n7r =60 x1420 x1x（8x300 x10） = 2.045 x 109 2.045 xlO9 _ J55- = 4.494x10* 7）由图1619取接触疲劳寿命系数K加=090,K脸2 =0 95. 8）计算疲劳许用应力。 取失效概率为1%,安全系数S=l,由式得 0 =险加=0.

9、90 x 600MP = 540MP S 0 , = KNm2 = 095 x 550MB/ = 522.5MP 计算 1）试算小齿轮的分度圆直径代入b 中较小的值。 g 2.32存空（知 V %11 b =2.32? l3xl36xl（/ i 匹x（睦丽”32.876呦 4.55522.5 =旳凸 60 x1000 2）计算圆周速度v. 兀 x 32.876x1420 z 小， m/s = 2.44m/ s 60 x1000 3）计算齿宽bo b =您卄=1x32.876/?/? = 32.876 4）计算齿宽与齿高之比 h 模数 mr = = 32.876/24/?/n = 1 37” 齿

10、高 h = 2.25mt = 2.25 x 1.37mm = 3.082 5）计算载荷系数。 根据v=2.44m/s, 7级精度，由图10-8查得动载系数Kv = 1.08 ,直齿轮, 山表102查得使用系数K八=1 山表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，K = L415 由 L = 10.67, K% =1.415 查图 10-13 得 KFp =1.35，故载荷系数 K = KXKV 心半町= 1x1.08x1x1.415 = 1.528 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，山式得 1 CO2 =32.876x 3/ - mm = 34.695 1.3 7）计算

11、模数。 tn = = 34.695 / 24mm = 1 A5mm 4.按齿根弯曲强度设计 （1）确定公式内的各讣算数值 1）由式查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b阳=500MP“，大齿轮的弯曲疲劳强 度极限 o2 =380MP 2）由图10J8取弯曲疲劳寿命系数Km=086,K阳2=0.90 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S = 1.4,山式得 KFNbFE S 0.86x500 L4 MP“ = 30714MPd 0.90 x380 L4 MPa = 244.29MM 4）讣算载荷系数K。 K = KaKv KFaKFp =1x1.08x1x1.35 = 1.418 5）查取齿

12、形系数。 由表 105 查得 Yai = 2.65 , Ya2=2A7 6）查取应力校正系数。 由表165查得匕=158, 12=1.80 7）计算大小齿轮的 并加以比较。 大齿轮的数值大。 （2）设计计算 2.65x1.58 307.14 0.01363 Z2I22.17x1.80 aF2244.29 = 0.01599 2xl458xl.36xl0 lx242 x 0.01599mm = 1.03mm 对此讣算结果，山齿面接触疲劳强度计算的模数m大于山齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，山于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而 齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关

13、，可取山弯曲强度算 得的模数1.03并就近圆整为标准值m=25mg按接触强度算得的分度圆直径 %= 34.695,算出小齿轮齿数 4 _ 34.695 m 1.25 a 28 大齿轮齿数J = 4.55x28 = 127.4 ,取 z2 = 128 5.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 = zm = 28x1 25加？ = 35mm 2 = z2m = 128 x 1.25mm = 160mm （2）计算中心距 d+d2 _ 35 + 160 a = =mm = 91.5mm 2 2 （3）计算齿轮宽度 取 3 = 35mm , Bx = 40” II 低速级大小齿轮的设计： 1. 材料选择

14、.山表10-1选择小齿轮材料为40Cr,硬度为280HBS,大齿轮材料为 45钢硬度为240HBS,二者材料硬度差40HBS。 2. 选小齿轮齿数z3 = 24 ,大齿轮齿数j = 3.25x24 = 78 3. 按齿面接触强度设计 由设讣计算公式进行试算，即 （1）确定公式内的各汁算数值 1）试选载荷系数=1.3 2）讣算小齿轮的传功转矩 3）由表10-7选取齿宽系数札= 4）山表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8/WAJ 5）山图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限b“m3=600MP, 大齿轮的接触疲劳强度极限“伽4 =550MP“ 6）111式计算应力循环次数 N

15、、= 60/7J4 = 60 x 312.1 x 1 x (8 x 300 x 10) = 4.494 x 109 7）由图10-19取接触疲劳寿命系数K加=095,K脸4=98 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=h山式得 勺 I = 095 % 600MP = 570MH/ S 0 4 = K當 m2 = 098 x 550MP = 539MP。 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径尙，代入7中较小的值 血.2.32段竺（经尸=2.32严皿x倍x （空）皿=53.477呦 q 血 “ bV 13.25539 2）计算圆周速度v ttcL/l ttx53.477x312.

16、1 f “ / v =m/s = 0.87 m/ s 60 x100060 x1000 3）计算齿宽b b =帖（1$ = 1 x 53.477/m/w = 53.477“ 4） 计算齿宽与齿高之比 h 模数 tnt = = 53.477 / 24mm = 2.228/nm 齿 inh = 2.25/?7z = 2.25 x 2.228 = 5.0mm b _ 53.477 A 5.01 a 10.67 5）计算载荷系数。 根据v=O.87nVs, 7级精度，由图108查得动载系数心=104 直齿轮，KHa = HFa = 1 由表10-2查得使用系数心=1 山表104用差值法查得7级精度，小

17、齿轮相对支承非对称布置时KHp = 1.420 111 j = 10.67 , K” = 1.420 查图 10-13 得 = 1.35，故载荷系数 K = KAKvKnaKHfi = 1x1.04x1x1.420 = 1.477 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有式得 7）计算模数m =55.80/24mm = 2.33m in 4. 按齿根弯曲强度设计 山式得弯曲强度的设计公式为 （I）确定公式内的各讣算数值 1）山图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b啟=500MPs 大齿轮的弯曲 强度极限oy4 =380MPa 2）由图10J8取弯曲疲劳寿命系数心川=090, KFN2

18、 =0.92 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式得 1 K 加0.90 x500“5 |cr, 1 =小川=MPa = 321 A3MPa L S1.4 0.92x380 L4 MPa = 249.7MPa 4）计算载荷系数K K = KAKvKraKFp = 1x1.04x1x1.35 = 1.404 5）查取齿形系数 山表 10-5 查得 YFa3 = 2.65, Y畑=2.222 6）查取应力校正系数。 由表10-5查得$3=158,绻冶=1768 7）计算大小齿轮的 并加以比较 2,65x1.58 丽 _ 321.43 = 0.01302 = 0.01573

19、YFa4YSil4 _ 2.222x1.768 249.71 大齿轮的数值大 （2）设计计算 士辔怦 x0.01573”“65 呦对此讣算结果，山齿面接触疲劳强度计算的模数m大于山齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，山于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而 齿面接触疲劳强度做决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取山弯曲强度算 得的模数1.65并就近圆整为标准值m=2,按接触強度算得的分度圆直径 d3= 55.30mm 9算出小齿轮齿数 cl. 55.80“ 乞=亠心28 m 2 大齿轮齿数 =3.25x28 = 91 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，乂满足了齿根弯曲

20、疲劳 强度，并做到了结构紧凑。避免浪费 5.几何尺寸计算 (1) 儿何分度圆直径 3 =心也=28x2/n/?z = 56 mm d4 = 91x 2mm = 1 S2mm (2) 计算中心距 cL + d4 56 + 182 a=_= mm = 119/7?/77 2 2 (3) 计算齿轮宽度 b=e占 =1 x 56mm = 56mm 取 B4 = 56mm , B3 = 6mm 七.池速器机体结构尺寸如下 名称 符号 计算公式 结果 机座厚度 0=0.025。+3 28 10 机盖厚度 a = 0.02(i + 3 8 10 机盖凸缘厚度 bx = .56j 15 机座凸缘厚度 b b

21、= L56 15 机座底凸缘厚度 b2 b2 = 2.5A 25 地脚螺钉直径 g =0036a+12 M16 地脚螺钉数目 n a o, Fii+Fi2 Fi=0 XMd=O, F1L3Fh(L2+L3)=O 解得：Fti=549.35N,Fi2=216.35N XF=O,Frl+ Fr2 =Fr XMd=O , FrL3 Fri(L2+L3)=0 解得：Fri=200N, Fr2=78.7N C 处水平弯矩 Mh= FtiL2=549.35x51=2.8xlO4 N mm 垂直弯矩 Mv= FriL2=200 x5 1 = 1.02x 104 N mm 合成弯矩 M=7M + M= 2.9

22、8x 104 N mm 弯矩合成强度校核a =0.6,查文献【一】表15-1知,a=60MPa =22.33MM v J yjM2+(aT)2 1/298002+(0.6x13400)2 bca =: WO.lx 243 所以，安全。 (3).精确校核轴的疲劳强度 1) 危险截面为齿轮截面 2) 齿轮截面左侧截面校核 抗弯截面系数 W =0. Id, =0.1x200/ =800/ 抗扭截面系数 Wt = 02d/ = 0.2x203mm3 = 1600血 弯矩 M 为 M =耳一 J。x 2.98x 104 N nun = 1.8x 10 N nun 1 截面弯曲应力为o- = = 22.6

23、4MM W 800 扭转切应力为 r = = 1-34xl()4. = 8.375MP Wt 1600 由文献【一】表 15-1, Tb=640MPg, ct.i=275 MPt/,r .1=155 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数加及血，按文献【一】附 表 3-2 查取 加=2.01, ar=1.38 乂由附图3-1查取轴材料的敏性系数，=0.74, “=0.77 故有效应力集中系数为 扁=1+虹处一1)=1.75 kr = + 1)=1.29 曲附图3-2的尺寸系数& = 0& 山附图3-3的扭转尺寸系数& = 0.9 轴按磨削加工，山附图3-4査得表面质量系数pa = pr = 0

24、.92 轴未经表面强化处理，即0,/ = 1。 综合影响系数为：Ka = +丄一 1=2.08 Sa /3o Kr = + - 1 = 1.52 Sr P： 钢特性系数为 彌=00.2,取妙= 0.1 (P： = 0.05 0，取 = 0.05 计算安全系数S的值，则 Kob + (pa 5 = 1.5 ,故可矢哄安全。 So + Sr 3) 齿轮截面右侧截面校核 抗弯截面系数 w = 0.1 S = 1 .5 ,故可知其安全。 JSa2+Sr2 3) 齿轮截面右侧截面校核 抗弯截面系数W = 0.1町=o.lx35%加3 = 4287.5加加3 抗扭截面系数 胎=0.26 =0.2x35%F

25、 =8575肿 1 on n 弯矩 M 为M = 一x8.7x 1 Nmm = 6.82xlO4Nmm 120.5 截面弯曲应力为 er = = 6,82x10 MPa = 5.9MPa W 4287.5 扭转切应力为r = = L8xl MPa = 2MPa Wr 8575 截面上山于轴肩而形成的理论应力集中系数血及血，按文献 【一】附表32查取S = 1.5,故可知其安全。 JScT + S, 因无瞬时过载以及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。 所以，该轴是合格的。 I输入柚联柚霭选择 耳关轴器的计算转矩T“ = K J、，杳衣14-1,考虑到转矩变 化很小，故取K, =1.3,贝!J ：乙=K J、= 1.3X1.34X104N mm = 17420N mm,按照计 算转矩匚应小于联轴器公称转矩条件，查手册，选用 ML1 型弹性联轴器，其公称 转矩为25000Nmm,轴孔直径14mm,半联轴器长度L = 35mm o n 输出柚联柚肆选择：=K& = 1.3X1.8X1 O N mm = 234000/V - mm , 査手册，选用LT6型弹性套柱销联轴器.其公称转矩为250000N轴孔克 径35mm,半联轴器长度L = 60mm 十.戒速器的各部位附厲零件的设计 1窥视孔盖与窥视孔： 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔,大小只