機械設計課程設計卷揚機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器最終版.doc

一.題目及總體分析題目：設計一個卷揚機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器給定條件：卷筒圓周力F=4KN，卷筒轉(zhuǎn)速n=40r/min，卷筒直徑D=400mm。工作情況：傳動不逆轉(zhuǎn)，輕微振動，允許卷筒轉(zhuǎn)速誤差為5%，室內(nèi)工作。工作壽命為五年兩班。二 電動機的選擇電動機的選擇見表1. 表1 電動機的選擇計算及說明計算結(jié)果1. 選擇電動機的類型根據(jù)用途選用Y系列一般用途的全封閉自冷式三相異步電動機2. 選擇電動機功率卷筒所需圓周力為 4KN卷筒所需功率為由減速器設計實例精解表2-1取，V帶傳動效率帶=0.96，一對軸承效率軸承=0.99，斜齒圓柱齒輪傳動效率齒輪=0.97，聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.99，則電動機到工作機間的總效率為 電動機所需工作功率為 根據(jù)表8-2，選取電動機的額定功率F=4KN 3.35kW0.8593.90kW3. 確定電動機的轉(zhuǎn)速卷筒的工作轉(zhuǎn)速為 =40r/min查表2-2，兩級減速器傳動比。電動機的轉(zhuǎn)速范圍為由表8-2可知，符合這一要求的電動機同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min考慮3000r/min的電動機轉(zhuǎn)速太高，而750/min的電動機體積大且貴，故選用轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機進行試算，其滿載轉(zhuǎn)速為960r/min，其型號為Y132M1-640r/min三 傳動比的計算及分配各級傳動比的計算及分配見表2 表2 傳動比的計算及分配計算及說明計算結(jié)果1. 總傳動比 242. 分配傳動比減速器傳動比為 24高速級傳動比為取5.7低速級傳動比 245.74.21四 傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算見表3 表3 傳動裝置的運動、動力參數(shù)計算計算及說明計算結(jié)果1. 各軸轉(zhuǎn)速 40r/min960r/min960r/min168.4r/min40.00r/min40r/min2. 各軸功率 3.90*0.99=3.86kw 3.86*0.99*0.97=3.71kw 3.71*0.99*0.97=3.56kw 3.56*0.99*0.99=3.48kw3.86kw3.71kw3.56kw3.48kw3. 各軸轉(zhuǎn)矩 KN.mKN.mKN.mKN.mKN.m38.8KN.m38.41KN.m210.26KN.m850.05KN.m833.14KN.m五 內(nèi)傳動的設計計算高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算見表5 表5 高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算計算及說明計算結(jié)果1.選擇材料、熱處理方法和公差等級考慮到卷揚機為一般機械，故大小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度 HBW1=217-255HBW,HBW2=162-217HBW。平均硬度=236HBW, =190HBW. -=46HBW，在30-50HBW之間。選用8級精度45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2初步計算傳動的主要尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為 1） 小齒輪傳遞扭矩為T1=38410Nmm2)因v值未知，Kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)Kt=1.1-1.8，初選Kt=1.43)由表8-18，取齒寬系數(shù) =1.14)由表8-19，查得彈性系數(shù)=189.85)初選螺旋角=，由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.466)齒數(shù)比u=5.77)初選z1=20，則z2=114.2,取z2=114，則端面重合度為=1.66 軸向重合度為由圖8-3查得重合度系數(shù) =0.7768)由圖11-2查得螺旋角系數(shù)=0.999)許用接觸應力可用下式計算 由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應力為=580MPa, =390MPa小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為60*960*1.0*16*250*5=1.152由圖8-5查得壽命系數(shù)ZN1=1.0，ZN2=1.28，由表8-20取安全系數(shù)SH=1.0，則小齒輪的許用接觸應力為 =580MPa 大齒輪的許用接觸應力為 =499.2MPa 取421.2MPa，初算小齒輪的分度圓直徑d1t，得 =39mm z1=20z2=114=580MPa=390MPad139mm計算及說明計算結(jié)果 3.確定傳動尺寸(1)計算載荷系數(shù) 由表8-21差得使用系數(shù)KA=1.O 因3.14*39*960/60*1000m/s=1.96m/s，由圖8-6查得動載荷系數(shù)KV=1.14,由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)K=1.11,由表8-22插得齒間載荷分配系數(shù)K=1.2，則載荷系數(shù)為K=KAKVKK =1.11.141.111.2=1.67 (2)對d11進行修正 因K與Kt有較大的差異，故需對由Kt計算出的d1t進行修正，即 (3)確定模數(shù)mn 按表8-23，取mn=2.5mm (4)計算傳動尺寸 中心距為 圓整，取a1= mm,則螺旋角為 = 因值與初選值相差較大，故對與有關的參數(shù)進行修正 由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.43，則端面重合度為 = 軸向重合度為 =0.318dz1tan= 由圖8-3查得重合度系數(shù)Z=0.775,由圖11-2查得螺旋角系數(shù)Z=0.985 精確計算圓周速度為 由表8-6查得動載荷系數(shù)KV= ，K值不變 按表8-23，取mn=2.5mm，則高速級中心距為 則螺旋角修正為 修正完畢，故 K=1.674，校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為 1)K、T、m和d同前2）齒寬b=b=66mm3)齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Y。當量系數(shù)為 由圖8-8查得Y=2.61，Y=2.22,由圖8-9查得Y=1.59,Y=1.814）由圖8-10查得重合度系數(shù)Y=0.715）由圖11-3查得螺旋角系數(shù)Y=0.876）許用彎曲應力 =由圖8-4f、b查得彎曲疲勞極限應力為=215MPa，=170MPa,由圖8-11查得壽命系數(shù)Y=Y=1，由表8-20查得安全系數(shù)S=1.25，故 = MPa= MPa = MPa= MPa = 滿足齒根彎曲疲勞強度5. 計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù) mt=mn/cos=齒頂高 ha=ha*=齒根高 hf=(ha*+c*)mn=全齒高 h=ha+hf=頂隙 c=c* mn=齒頂圓直徑為 齒根圓直徑為 mt =mmha =mmhf =mmh =mmc=mm mm mmmmmm低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算見表6表6 低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算計算及說明計算結(jié)果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級 大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)制處理，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度=217-255，=162-217HBW。平均硬度=236，=190。-=46，在30-50HBW之間。選用8級精度 45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理8級精度2.初步計算傳動的主要尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其設計公式為1） 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為= N.mm2） 因v值未知，值不能確定，可初步選載荷系數(shù)=1.11.8，初選=1.43） 由表8-18，取齒寬系數(shù)=1.14） 由表8-19，查的，彈性系數(shù)=189.85） 初選螺旋角= ，由圖9-2查的節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.4656） 齒數(shù)比u=3.267） 初選= ，則= , 取= ，則端面重合度為 = 軸向重合度為=0.318tan=0.3181.125tan=1.70由圖8-3查得重合度系數(shù)=0.7758） 由圖11-2查得螺旋角系數(shù)=0.999） 許用接觸應力可用下式計算 由圖8-e、a 查得接觸疲勞極限應力為=580MPa，=390MPa小齒輪與大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為=60=60 = =由圖8-5查得壽命系數(shù)=1.14，=1.2，由表8-20取安全系數(shù)=1.0，則小齒輪的許用接觸應力為=大齒輪的許用接觸應力為=取= MPa初算小齒輪的分度圓直徑，得= =25=82=661.2MPa=468MPa=468MPa76.615mm3.確定傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù) 由表8-21查的使用系數(shù)KA=1.0因v=d3tn2601000= ,由圖8-6查的動載荷系數(shù)KV=1.07,由圖8-7查的齒向載荷分布系數(shù)K=1.11，由表8-22查得齒間載荷分布系數(shù)K=1.2，則載荷系數(shù)為 K=KAKVKK=1.0 = (2)確定模數(shù)mn 因K與Kt差異不大，不需對Kt計算出的d3t進行修正，即 mn=d3cosZ3= mm= mm 按表8-23，取mn= mm(3)計算傳動尺寸 低速級中心距為 a2=mn(z3+z4)2cos=3.5(25+82)2cos11mm=190.75mm圓整，a2=190mm螺旋角為 =arccosmn(Z3+Z4）2a2= = 因值與初選值相差較大，故對與值有關的參數(shù)進行修正由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.46，則端面重合度為 = =軸向重合度為 =0.318dZ3tan= = 由圖8-3查得重合度系數(shù)Z=0.77，由圖11-2查得螺旋角系數(shù)Z=0.991，則 = mm = mm 因v= m/s,由圖8-6查得動載荷系數(shù)KV=1.07，K值不變 mn=d3cosZ3= mm= 按表8-23取mn=3.5mm,則中心距 a2=mn(z3+z4)2cos= mm= mm 螺旋角 =arccosmn(Z3+Z4）2a= 修正完畢，故 d3=mnZ3cos= mm= mm d4=mnZ4cos= mm= mm b=dd3= mm b3=b4+(510)mm,取b3= mm 4.校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為 F=2KT3bmnd3YFYSYYF1） K, ，和d3同前2）齒寬b=b3=98mm3)齒形系數(shù)YF和應力系數(shù)YS。當量齒數(shù)為 Zv3=Z3cos3= = mm Zv4=Z4cos3= = mm由圖8-8查得YF3=2.6, YF4=2.25;由圖8-9查得Ys3=1.59,Ys4=1.794)由圖8-10查得重合度系數(shù)Y=0.7015）由圖11-3查得螺旋角系數(shù)Y=0.926）許用彎曲應力為 F=YNFlimS3由圖8-4f,b查得彎曲疲勞極限應力為Flim3= MPa，F(xiàn)lim4= MPa，由圖8-11查得壽命系數(shù)YN4=YN3=1，由表8-20查得安全系數(shù)SF=1.25，故 F3=YN3Flim3SF= MPa= MPa F4=YN4Flim4SF= MPa= MPa F3=2KT3bmnd3YF3YS3YY= F3 F4=F3YF4YS4YF3YF3= dmin=44.75mmd146.09-46.98mm2. 結(jié)構設計：軸的結(jié)構構想如圖11-12所示（1） 軸承部件的結(jié)構設計：該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最小軸徑處開始設計（2） 聯(lián)軸器及軸段：軸段上安裝聯(lián)軸器，此段應與聯(lián)軸器的選擇同步進行為補償聯(lián)軸器的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取KA=1.5,則計算轉(zhuǎn)矩Te=KA*T3= 由減速器設計實例精解表8-38查的GB/T5014-2003中的LX3型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為1250N*mm，許用轉(zhuǎn)矩4750r/min，軸孔范圍為30-48mm?？紤]d46.98mm,取聯(lián)軸器轂孔直徑為48mm,軸孔長度84mm,J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號為LX3 48*84GB/T5014-2003，相應的軸段的直徑d1=48mm,起長度略小于轂孔寬度，取L1=82mm(3) 密封圈與軸段：在確定軸段的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈的尺寸。聯(lián)軸器的軸肩定位，軸肩高度h=(0.07-0.1)d1=(0.07-0.1)*48mm=2.36-4.8mm.軸段的軸徑d2=d1+2*h=52.72-57.8mm,最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s,可選用氈圈油封，查減速器設計實例精解表8-27，選氈圈55 JB/ZQ4606-1997,則d2=55mm(4) 軸承與軸段及軸段的設計：軸段和上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內(nèi)徑系列?？紤]齒輪有軸向力存在，選用角接觸球軸承?，F(xiàn)暫取軸承為7212C，由減速器設計實例精解表11-9得軸承內(nèi)徑d=60mm,外徑D=110mm，寬度B=22mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑da=69mm,外圈定位直徑Da=101mm，軸上定位端面圓角半徑最大為ra=1.5mm,對軸的力作用點與外圈大端面的距離a3=22.4mm,d3=60mm。軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)，擋油環(huán)寬度初定為B1，故L3=B+B1=（22+15）mm=37mm 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，故d6=60mm(5) 齒輪與軸段：該軸段上安裝齒輪4，為便于齒輪的安裝，d5應略大于d6，可初定d5=62mm,齒輪4輪轂的寬度范圍為（1.2-1.5）*d5=74.4-93mm，小于齒輪寬度b4=98mm,取其輪轂寬度等于齒輪寬度，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段的長度應比輪轂略短，故取L5=96mm(6) 軸段:該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩的高度為h=(0.07-0.1)d5=4.34-6.2mm,取h=5mm，則d4=72mm,齒輪左端面距箱體內(nèi)壁距離為4=1+（b3-b4）/2=10mm+(105-98)/2mm=13.5mm，軸段的長度L4=BX-4-B1=（206-13.5-98+12-15）mm=91.5mm(7) 軸段與軸段的長度：軸段的長