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

1、一.题目及总体分析题目：设计一个卷扬机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器给定条件：卷筒圆周力 F=4KN，卷筒转速n=40r/min，卷筒直径D=400mm 。工作情况：传动不逆转，轻微振动，允许卷筒转速误 差为5%，室内工作。工作寿命为五年两班。二 电动机的选择电动机的选择见表1.表1电动机的选择计算及说明计算结果1.选择电动机的类型根据用途选用丫系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机2.选择电动机功率卷筒所需圆周力为匚2TF 4KN d卷筒所需功率为rFv F 2 n d 4000N 2 40r/min 200mm“Pw3.35kW1000 1000 1000由减速器设计实例精解表2-1取，

2、V带传动效率 带=0.96 ,一对轴承效率 轴承=0.99，斜齿 圆柱齿 轮传动效 率 齿轮=0.97，联轴器效率 联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为总'轴承 $齿轮 $联卷筒 O.99 0.97? 0.9920.96=0.859电动机所需工作功率为Pv3.35F0kw=3.90kw总 0.859根据表8-2，选取电动机的额定功率Fed 4kWF=4KNFw 3.35kW总 0.859F0 3.90kWFed 4kW3.确定电动机的转速卷筒的工作转速为1000 60v“ /nw=40r/m ind查表2-2，两级减速器传动比1齿840。电动机的转速范围为n° 简总 3

3、201500r/min由表8-2可知，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min 、1000r/min 、1500r/min 、3000r/min考虑3000r/min的电动机转速太高，而750/min 的电动机体积大且贵，故选用转速为1000r/mi n的电动机进行试算，其满载转速为960r/min ，其型号为 Y132M1-6nw 40r/minnm 960r / min三传动比的计算及分配各级传动比的计算及分配见表 2表2 传动比的计算及分配计算及说明计算结果1.总传动比i总血96024nw 404、242.分配传动比减速器传动比为i i 总 24i 24高速级传动比为i1 J(1.

4、31.4)i 5.595.80取 ii 5.7ii 5.7低速级传动比i2-244.21i15.7i2 4.21四 传动装置的运动、动力参数计算传动装置的运动、动力参数计算见表 3表3传动装置的运动、动力参数计算计算及说明计算结果1.各轴转速n onw960r / minn。960r/mi nn i no960r /minni960r/mi nni n2960r / min i68.42r/minr)2i68.4r/miii5.7nn2208.70, .n3r /min 40.00r/mini24.2i匕40.00r/minwn340r/mi nnnw40r/mi n2.各轴功率RPo oiF

5、0 联 3.90*0.99=3.86kwR3.86kw卩2R 12Ri 轴承齿 3.86*0.99*0.97=3.71kwR23.71kw巳R2 23R2 轴承齿 3.71*0.99*0.97=3.56kwR33.56kwRwR3 3wR3 轴承联 3.56*0.99*0.99=3.48kwRw3.48kw3.各轴转矩T09550 R0-9550 3.90 cc c38.8 KN.mT038.8KN.mn°960T138.41KN.T,=T0联=38.8 0.99=38.4lKN.mmT2 =T1 小齿轮传递扭矩为 T1=38410N? mm 1轴 齿=38.41 5.7 0.99

6、0.97=210.26 KN.mT2210.26KN.T3=T2 i 2轴 齿=210.26 4.21 0.99 0.97=850.05 KN.mmT卷筒=T 3轴联=850.05 0.99 0.99=833.14 KN.mT3850.05KN.mTw833.14KN.m五内传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表 5表5高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方法和公差等级45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度考虑到卷扬机为一般机械，故大小齿轮均选用 45钢，小齿 轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度 HBW仁217-255HBW,HBW2=

7、162-217HBW。平 均硬度HBWi =236HBW,HBW2 =190HBW.HB® - HBW? =46HBW ，z1=20 z2=114在30-50HBW 之间。选用8级精度轴向重合度为0.318 dtan0.318 1.1 20 tan 12o 1.71 由图 8-3 查得重合度系数 Z =0.7768）由图11-2查得螺旋角系数Z =0.999）许用接触应力可用下式计算Zn H limSH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为円吋=580MPa,Hlim2=390MPa齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N160n 1aLh 60*960*1.0*16*250*5=1.15

8、2109h lim1 =580MPaH lim 2 =390MPaN198N211.152 10 /5.72.02 10i1，由表8-20取安由图8-5查得寿命系数 ZN1 = 1.0 ,ZN2=1.28全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力为H1池叫融沁大齿轮的许用接触应力为H2Zn2ShH- =499.2MPa取421.2MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t，得22 1.4 38410 5.7 1189.8 2.46 0.776 0.99一3=39mm1.15.7499.2di 王 39mm计算及说明计算结果3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数由表8-21差得使用系数Ka=1.O因 v3

9、.14*39*960/60*1000m/s=1.96m/s，由图60 10008-6查得动载荷系数Kv = 1.14,由图8-7查得齿向载荷分配系数K =1.11,由表8-22插得齿间载荷分配系数 K =1.2，则载荷系数为K=1.67K=KaKvK K =1.11.14 1.111.2=1.67(2)对d 11进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对由Kt计算出的d1t进行修正，即,，丨kd1(3)确定模数m nd1 cosmnZ1按表 8-23，取 mn=2.5mm(4)计算传动尺寸中心距为mn(Z1 Z2)a12cos圆整，取ai= mm,则螺旋角为mn(Zi Z2)arccos=2a因

10、值与初选值相差较大，故对与 有关的参数进行修正 由图9-2查得节点区域系数Zh=2.43，则端面重合度为1.88 3.2( 11 ) cosZiZ2轴向重合度为=0.318dZita n二由图8-3查得重合度系数Z =0.775,由图11-2查得螺旋角系d12KT1d数 Z =0.9852ZeZhZ zH精确计算圆周速度为d1t mv 60 1000由表8-6查得动载荷系数Kv=，K值不变d1t cosmn Z1按表8-23，取mn=2.5mm，则高速级中心距为mn(Z1 Z2)则螺旋角修正为mn(Zi Z2)arccos2a修正完毕，故mnZidicosmnZ2d2cosbddib1 b2(

11、510)mm4，校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2KT1f LYfYsYY fbmnd11 11）K、T、m n和d同前2)齿宽 b=b 2 =66mmF3）齿形系数Y和应力修正系数YS。当量系数为Z1Zv13cosZ2Zv23cos由图 8-8 查得 Y F1 =2.61，Y F2 =2.22,由图 8-9 查得Y S1=1.59,Y S2 = 1.814）由图8-10查得重合度系数Y =0.715）由图11-3查得螺旋角系数Y =0.876）许用弯曲应力Ynf limf=Sf由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为Flim，215MPa ,Fim2 = 170MPa,由图8-11查

12、得寿命系数 YN1二YN2=1，由表8-20查得安全系数Sf = 1.25，故Yn1 Flim1 =MPa=MPaF 1IVIIUIVIIUSf丫N2 F lim 2 =MPa=MPaF 2IVI 厂 dIVI 厂 dSf2KT1、，、，、八，F1YF1YS1Y Ybmnd1=<F1YF 2论2F2F1Yf1Y s1满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数mt=m n/cos=mt =mm齿顶咼ha = h a* =ha =mm齿根高hf=(h a +c )m n =hf =mm全齿高h=h a+h f=h =mm顶隙c=c * m n=c=mm齿顶圆直径为dal d!

13、2hadaimmda2 d2 2hada2mm齿根圆直径为d f1 d1 2hfd fi mmd f 2 d 22 hfdf2 mm低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表 6表6低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等级45钢大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调制处理，大齿轮正火小齿轮调质处理处理，由表 8-17 得齿面硬度HBW1 =217-255，大齿轮正火处理HBW2=162-217HBW 。平均硬度 HBW1 =236 ， HBW2 =190。8级精度HBW1-HBW2=46，在30-50HBW 之间。选用8级精度2. 初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式

14、传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。 其设计公式为d 3怦u 1 ZeZhZ Zd1 f d1) 小齿轮传递转矩为t2=N.mm2) 因v值未知，K v值不能确定，可初步选载荷系数Kt =1.1 1.8，初选 Kt =1.43) 由表8-18，取齿宽系数d = 1.14) 由表8-19，查的，弹性系数Ze=189.8 MPa5) 初选螺旋角 二，由图9-2查的节点区域系数Zh =2.4656) 齿数比 u= i2=3.26Z3 =25z4=827) 初选z3=，则u4= u z3=,取z4=，则端面重合度为1.88 3.2( 11 ) cosZ1 Z2轴向重合度为=0.318 d z3tan

15、=0.3181.125 tan 11°=1.70由图8-3查得重合度系数Z =0.7758) 由图11-2查得螺旋角系数Z =0.999) 许用接触应力可用下式计算Z N1 Hliml H1Sh由图8-e、a查得接触疲劳极限应力为Him3=580MPa ,Hiim4 =390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3 =60 n 2aLh=60N3N 4 =2由图8-5查得寿命系数Zn3 = 1.14，Zn4=1.2，由表8-20取安全系数Sh =1.0，则小齿轮的许用接触应力为Z N 3 H lim 3 H3S=SH大齿轮的许用接触应力为ZN4 H lim 4H4Sh=取 H =

16、MPaH初算小齿轮的分度圆直径d3t，得| 2 |2KtT3 u 1 ZeZhZZd3t 3duHH3=661.2MPaH4 =468MPaH4H =468MPad3t 76.615mm3. 确定传动尺寸（1）计算载荷系数由表8-21查的使用系数Ka = 1.0H X £ X %因v= m 1GOl）=，由图8-6查的动载荷系数Kv=1.07,由图8-7查的齿向载荷分布系数Ki =1.11，由表8-22查得齿间载荷分布系数K«=1.2，则载荷系数为K=1.0=确定模数叫因乙叫差异不大，不需对叫计算出的咛 进行修正，即d3cos pmm=mm按表8-23，取叫二 mm2=P =计算传动尺寸 低速级中心距为3.5 X (25 + 82)- 门八 1 1mm=190.75mm圆整，a2=190mm螺旋角为mn(3 + 乂4)cos卩arc因I、值与初选值相差较大，故对与"值有关的参数进行修正由图9-2查得节点区域系数 心=2.46，则端面重合度为1.88 3.2( 11 ) cosZ3 Z42初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式