绞车传动装置设计二级齿轮减速器及轴设计课程设计

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1、目录一、传动方案分析2二、选择电动机3三、计算总传动比与分配各级的传动比 5四、计算传动装置的运动和动力参数5五、V 带传动设计计算7 -六、直齿圆柱齿轮传动设计计算10七、轴的结构设计计算与校核15八、滚动轴承的选择与校核计算20九、联轴器的选择计算 21十、键联接的选择与校核计算21十一、箱体的设计2-2十二、润滑方式23十三、设计小结2-4十四、参考文献2-5一、传动方案的设计机械设计课程设计题目：设计两级圆柱齿轮减速器减速器工作条件：此减速器用于热处理车间两件清洗传送带的减速,此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。传送方案如下图所示：改良方案在电动机与小带轮间加一个联轴器，由后面的

2、计算得已知工作条件由数据表 6 :鼓轮直径：300mm ,传送带运行速度：0.7m/s ,传送带从动轴所需扭矩：900N m为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定 传动方案，可先由已知条件计算鼓轮的转速，即：一、选择电动机1、电动机类型选择根据电源与工作机工作条件，选用卧式封闭型 Y(IP44 )系列三相交流异步电动机。2、电动机功率的选择1 ）、工作机所需功率PwTnw9550900 445995504.2kw2 ）、电动机输出功率为Pd传动装置的总效率24V齿承联式中 V 齿 承联为从动机至工作机之间的个传动机构和轴承的效率。查机械设计课程设计表 2-4得：V带传动效

3、率 V=0.95，圆柱齿轮传动效率为齿=0.97，滚动轴承效率承二0.98，弹性联轴器传动效率联=0.99。则:24V 齿承联0.95 0.972 0.984 0.990.816故 pdPw4.25.15kw0.816根据电动机输出功率Pd 5.15kw，查表选择电动机的额定功率p ed 5.5 kw3 ）、电动机转速的选择为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由机械设计课程设计表 2-1查得V带的传动比范围为ii 24，高速齿轮传 动比i236低速齿轮传动比i236。贝M专动装置的总的传动比为i i1i2i318144故电动机转速范围为nd nwi 11709360r/min可

4、见同步转速为,150CT/min、3000 r / min的电动机均符合要求由于3000 r / min的电动机体积小，转速高，传动不平稳；因此选同步转速为150Cr/min的电动机：方电动机额电动机转电传动装置的传动比电案型号疋速 r/min动机功同满机总传V带二级减速器参率步转质动比考kw量价kg格1Y132S-45.51501448132.12.512.92005由表中数据可知，选定电动机型号为Y132S-4电机基本参数表如下:中心高外形尺寸L (AC/2 AD) HD脚底安装尺寸A B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D E装键部尺寸F HD132475 325 315216 1401238 8

5、010 33 ：/： ;；cb HE三、计算总传动比与分配各级的传动比1、传动装置总传动比2、分配各级传动比取V带传动的传动比为ii2.5，则两级减速器的传动比为两级圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动比为i 2，低速级齿轮传动比为，:i2,1-3ij 4-10四、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴，鼓轮主动轴为4，则各轴转速分别为：n0 nm 1440r /minniii14402.5576r/minn2ni410140.49/斷n3n2140.49n4 匸 3.1544.59r/min2、各轴输入功率按电动机额定功率Ped计算各轴

6、输入功率PoPed 5.5kwP1P1 V5.50.955.23kwP2P1齿承5.230.970.984.97kwP3P2齿承4.970.970.984.72kwP4P3联承 4.72 0.99 0.984.58Kw2、各轴转矩3、T。9550P095505.536.48N mn1440T29550Pl95505.2386.71N mn1576T29550直95504.97337.84N mn2140.49T39550Ps95504.721002.80N mn344.59t49550 已 9550 二58973.06N.m1n444.594、各轴输入转速、功率、转矩如下表所示:项目电动机轴高

7、速轴中间轴低速轴转速r/min1440576140.4944.59功率kW5.55.234.974.72转矩N m36.4886.71337.841002.80传动比2.54.103.15效率0.960.960.96五、V带传动设计计算电动机转速n。 nm 1440r/min，带轮所连减速器高速轴 i轴转 速为ni 576r/min，传动装置输入功率为 Pi 5.15kw。1、求计算功率Pc由机械设计基础（第五版）查表13-8得工作情况系数，故计算功率为：Pc p1kA 5.15 1.4 7.14kw2、选择V带型号根据 Pc 7.14kw， n0 nm 1440r/min由机械设计基础（第五

8、版）查图13-15得坐标点位于A型界内，故初 选普通A型V带。2、计算大、小带轮基准直径 d1、d2由机械设计基础（第五版）查表13-9可知，d1应不小于75mm ，现取 d1100mm由得d2 ndi（i）ni1440100 （1 0.02）245mm576取 d2245mm4、验算带速V带速在525m/s范围内，符合要求5、求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距a。1.5（d1d2)1.5 (100 245)517.5mm取 a。 550mm，符合 0.7 d?) a 2(a d?)由 式Lo 2a0 (d1 d2)2 d2)4aL02 550 -(100 245)2(245 100)

9、4 5501651.21mm查机械设计基础（第五版）表13-2，对A型Ld 1800mm。V带选用由式得a 550 1800 165121624.40mm6、 验算小带轮包角i由1 180 d2 di 573得a245 100118057.316590 120624.40合适7. 确定v带根数z因 d1 100mm，带速 n01440r/min，传动比 h 2.5,查课表 13-3 和 13-5 得 p0 1.32kw,. p0 0.17kw.查课本表13-7得Kl=0.98167查课本表13-2得K =1.01由公式得(PoPo) k kl故选Z=5根带。7.14(1.32 0.17) 0.

10、98 1.014.58. 计算作用在带轮轴上的压力Fq查课本表13-1可得q 0.1kg /m ,故: 单根普通V带张紧后的初拉力为巳，2.5 八 27.14 500/ 2.52Fo500 亠(1) qv2(1) 0.1 7.542154Nzv k5 7.540.98计算作用在轴上的压轴力Fq1165Fq 2z Fo sin2 5 154 sin1567 N2 2V带的主要参数名称结果名称结果名称结果带型A传动比i12.5根数z 5带轮dd1 100mm基准长度Ld 1800mm预紧力Fo 154N基准直径dd2 245mm中心距a 624.40mm压轴力Fp 1567N9、带轮结构设计小带轮

11、设计制造成实心式带轮大带轮设计制造成腹板式带轮由课本表13-10查得：e 15 0.3mm ； f 9 1mm。则带轮轮缘 宽度：B (z 1)e 2f (5 1) 15 2 9 78mm。由机械设计课程 设计表5-2查得B=80,毂长L=60，孔径d。42，而电机的伸出端轴径为 38， 固在电动机与小带轮之间加一个联轴器，小带轮与联轴器的结合 部分还要增加一根轴，大端直径为42，小端直径为38，大端接小带轮，小端接联轴器。在高速轴与大带轮结合处轴的直径最小有公式，轴的材料为45钢查课本表14-2得C 118107，则d 24.9 27.9m m ,查课程设计手册表 11-2 取安装带轮处直径

12、ds 25mm大带轮直径d2245mm对照机械设计基础(第五版)P223页图13-17与P224页的表13-10 可得以下主要参数：L60mmd245mmB80mmds25mm六、直齿圆柱齿轮传动设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算选定高速级齿轮类型、精度等级、材料与齿数：1. 齿轮材料，热处理与精度考虑此减速器的功率与现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐幵线圆柱直齿轮。齿轮材料与热处理材料：由课本表11-1 :高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮250HBSV350HBS ,接触疲劳极限为550620弯曲疲劳强度为410480取 Hiini 600Mpa, fei 480Mpa

13、高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮220HBSV350HBS ,Hlin2 580Mpa, FE2 460Mpa由表 11-5，取 Sh 1.2, Sf 1.25H1=500 MPah2 =483 MPaF1=384 MPaSfF2=368 MPa2. 齿轮精度2 ）运输机为一般工作机械，速度不高，按GB/T10095 1998，选用8级精度3. 初步设计齿轮传动的主要尺寸高速级传动比i2 4.1，高速轴转速ni 576r/min传动功率P 5.15kw齿轮按8精度制造。取中等载荷系数（表 11-3 ） K 1.6齿宽系数（表11-6 ），高速级小齿轮为非对称布置d 0.86 R65

14、.154小齿轮上转矩 T19.55 109.55 108.5 10 N mmn1576wZhZe弹性系数取Ze 188（表11-4），对于标准齿轮Zh 2.52 1.6 8.5 1 044.14 1 188 2.5 2Y72mm0.84.14500取小齿轮齿数乙21，则大齿轮齿数 Z24.1 2186.1，取z2 87则实际传动比模数齿宽bdd10.87257.6mm2d1H）取 b2 60mm,b1 65mm按课表 4-1 取 m 3.5 ，实际齿宽d121 3.5 73.5mm ，d287 3.5304.5mm中心距4. 验算齿轮弯曲强度，因齿轮按接触疲劳强度计算，所以只验算弯曲强度齿形系

15、数YFa12.88，齿根修正系数Ysa1 1.57YFa22.23，YSa2 1.772KY FalYsalF1 bm z2 1.6 8.5 104 2.88 1.5760 3.52 2179.7Mpa F1 384MpaF2YFa2YSa2YFa1YSa179.7 2.23 1.772.88 1.5769.56Mpa F2 368Mpa安全6.小齿轮的圆周速度n1d1v 1 一60 10003.14 72 57660 10002.17m/s对照表11-2可知选用8级精度是合适的 （二）低速级齿轮传动的设计计算 1.齿轮材料，热处理与精度考虑此减速器的功率与现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿

16、面渐幵线圆柱直齿轮。齿轮材料与热处理材料课本表11-1 :小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮260HBS ，Hlin 1620Mpa,FE1450Mpa大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮240HBS ，Hlin 2600Mpa,FE2440Mpa由表11-5，安全系数取Sh1.2, Sf 1.3H1 =517 MPaH2 =500 MPafi = -=346 MPa SFF2 =338 MPa2. 齿轮精度按 GB/T10095 1998，选择 8 级3. 初步设计齿轮传动的主要尺寸低速级传动比i3 3.15高速轴转速n2140.49r / min传动功率F24.97kw2 1.6 3

17、.37 105I 083.17 1（188 2.5）23.17 （517 ）d0.8小齿轮上转矩4.97c5T|9.551069.55 1063.3710 N mmn2140.49弹性系数取Ze188（表 11-4）,标准齿轮Zh2.5齿轮按8精度制造。取载荷系数（表11-3 ） K1.6齿宽系数（表11-6 ）d132KT1 u 1（ZhZe）2 dU （ h）齿数Z135 ,则Z23.15 35110.25，取 z2d1117模数m乙353.35mm齿宽bd d10.8117 96.3mm117mm111则实际传动比取 b2 95mm,b1100mm按表4-1取 m 3.5mm，d135

18、3.5 122.5mm，d2 1113.5 388.5mm中心距ad1 d2257.75mm24低速级齿轮弯曲强度不做验算5. 小齿轮的圆周速度n1d160 10000.83m/s3.14 140.49 112.2560 1000对照表11-2可知选用8级精度是合适的（三）齿轮的结构设计单位（mm ）高速齿轮低速齿轮小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数z218735111分度圆直径73.5304.5112.5388.5d齿数m3.53.53.53.5齿顶咼ha3.53.53.53.5齿根高hf4.3754.3754.3754.375齿顶圆直径80.5311.5119.5395.5da齿根圆直径df64

19、.75195.75103.75397.75齿宽656010095b七、轴的结构设计计算1.轴的选材：选用材料为 45缸，调质。查机械设计基础P241表14-1.查取碳素钢 b 650Mpa、ib 60Mpa查机械设计基础P245表14-2.查45钢取3040Mpa、C 1181072.轴的设计（1 ）高速度轴按纯扭转强度估算轴径（最小直径）3 ,d1 C24.78 22.47mm，轴承选 6208。因轴的最小端幵有键槽，轴径增大5%，取d1 25mm高速轴齿轮由于尺寸原因把齿轮与轴做成一体，即X2.5(2) 中间轴按纯扭转强度估算轴径(最小直径)d2 C338.9435.31mm，取 d235

20、mm，轴承选 6307。(3) 低速轴按纯扭转强度估算轴径（最小直径）3 一d3 C JP 50.6 55.8mm， 轴承选 6214 V n最小端幵有键槽，轴径增大 5%，取d2 56mm（4）中间轴的强度校核中间轴上小齿轮直径 d1325.5mm，转矩T3 9.76 105N mm周向力：Ft 2T3 2 9.76 105 5997Nd4轴向力：011.8Mpa径向力：Fr Ft cos20 2183NT,wtwD3,D 75mm,16右上图可知，危险截面在齿轮的轴段中心处扭矩：max弯矩:FL,w R,l 81mmw 324.3Mpa所以 e 、24 2 24Mpa ib 60Mpa此轴

21、满足刚度条件力学模型的绘制初步选定高速级小齿轮为右旋， 高速级大齿轮为左旋；根据中间轴 所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右 旋。根据要求2T1 di齿轮2:巳Fti2 35415 103 N51.5871373.02NFr20Fa2Fa1Ft1 ta n1373.02 tan14.25 N 348.70N齿轮3 :Ft32T2d32 136.001 103101.9122668.99NFr3 0Fa3 Ft3 tan2668.99 tan 13.73 N 652.11N（三）计算反支力:1.垂直面反支力（XZ平面）参看图7b。由绕支点B的力矩和 Mbv 0，得:Fr3(

22、L2L3)d2FRAV(L1 L2L3 )Fr2L3Fa2 2515.60 37 348.70 208.4132652.11101.91221000.01(65 37) N13358.09NFrav13358.09/( L1 L2 L3)13358.09/(50 65 37)87.88 N，方向向下。同理，由绕支点A的力矩和M av 0，得:Frbv(L1 L2 L3)Fr2(L1L2)FL F生F吏厂 r3 L1 厂 a2ra3 _2 2515.60 (50 65)1000.01 50208.413348.70652.112101.912N260572.23NFrbv60572.23/(L1

23、L2 L3)6057223/(50 65 37) N398.50N，方向也向下。由轴上的合力Fv0，校核:F RBVF RAVF r2Fr3398.50 88.78 515.60 1000.01 0，计算无误。2.水平面支反力（XY平面）参看图7d o由绕支点B的力矩和 Mbh 0，得:FraV(LiL2L3)Ft2 L3Ft3 (L2L3)137302 37 2668.99 (65 37) NFrav 323038.72/馆 L? L3)323038.72N32303872/(50 65 37) N 2125.25N,方向向下。同理，由绕支点A的力矩和 Mah 0，得:F RBV(LiL2L

24、3)F t3L1Ft2(L! L2)2668.99 50 1373.02 (50 65) N291346.8NFrbv 291346.8/(L1 L2 L3)291346.8/(50 65 37) N 1916.76N，方向也向下。由轴上的合力Fh 0 ,校核：Ft 2F t3F RAHFrbh 1373.02 2668.99 2125.25 1916.76 0，计算无误1. A点总反支力FrafRAv fRAh88.782 2125.252 N 2127.10NB点总反支力Frb fRbv fRBh398.5021916.762 N 1957.75N八、滚动轴承的选择与校核计算根据轴的设计选

25、取轴承高速轴：轴承型号 6208中间轴：轴承型号 6307低速轴：轴承型号6214中间轴轴承寿命计算校核中间轴径向力Fr Ft cos20 2183N则当量动载荷P Fr 2183N查机械设计手册轴承6214的额定动载荷Cr 46800N要求使用寿命为十年，两班制工作1则 Lh 10 300 1624000h查机械设计基础表16-13。因为受轻微冲击载荷，所以其载荷系数fp 1.1而滚动体为球体，所以3,取常温下工作取fT 1代入数据的Lh 1.9 10 h 24000h所以满足寿命要求九、联轴器的选择计算轴孔长度用J型根据低速轴联轴器安装处轴径 d=56mm查机械设计手册取联轴器型号为 YL

26、10J56 84小带轮处联轴器安装的轴径 d=38，取联轴器型号为YL7J38 60 十、键联接的选择与校核计算查机械设计基础表10-10键的取材为45钢则在轻微冲击中许用挤压应力p 120Mpa这里只以中间轴上的键为例。由中间轴的西部结构设计，选定：高速级大齿轮处键1为b hL12mm 8mm 50mm （t7mm,r0.3mm），标记：键18 70GB/T 1096 1979 ;低速级小齿轮键 2为b hL12mm 8mm 50mm （t7mm，r0.3mm），标记：键18 110 GB/T 1096 1979 ；由于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需校核短的键 1即可。齿轮轴段d

27、 35mm ;键的工作长度I L b 70 18mm 52mm ；键的接触高度k 0.5h0.5 11mm 5.5mm ；传递的转矩 T2 Tn 628.654N m ；按课本表6-2查出键静联接时的挤压须用应力p 100MPa （键、齿轮轮毂、轴的材料均为45钢调质）32T 10kid2 136.001 10005.5 52 35MPa27.173MPap ,键联接强度足够十一、箱体的设计（一）机体有足够的刚度：在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度（二）考虑到机体内零件的润滑，密封散热：因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅 得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离

28、 H为40mm ，为保证机盖与机 座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表 面粗糙度为6.3 o三）机体结构有良好的工艺性：铸件壁厚为 10 ，圆角半径为 R=3 。机体外型简单，拔模方便。四）对附件设计：1视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足 够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视 孔与凸缘一块， 有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密 封，盖板用铸铁制成，用 M6 紧固。2油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一 侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起 一块，由机械

29、加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。3油标：油标位在便于观察减速器油面与油面稳定之处。 油尺安置的部位不 能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。4通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在 机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。5螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做 成圆柱形，以免破坏螺纹。6位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工与装配精度， 在机体联结凸缘 的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。7吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。十二、润滑方式对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于

30、轻型的，且传速较低， 所以其速度远远小于 (1.5 2) 105mm r/min ，所以采用脂润滑， 箱体内 选用 SH0357-92 中的 50 号润滑，装至规定高度。油的深度为 H h1( H 30,h1 34)，所以 H h1 30 34 64 。其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创， 其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。 而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大， 150mm 。并匀均布置，保证部分面处的密封性。十三、设计小结这次的课程设计， 对于培养我们理论联系实际的设计思想； 训练综合 运用机械设计和有关

31、先修课程的理论， 结合生产实际关系和解决工程 实际问题的能力； 巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面 有重要的作用。在这次的课程设计过程中， 综合运用先修课程中所学的有关知识与技 能，结合各个教学实践环节进行机械课程的设计，一方面，逐步提高 了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力，特别是提高了 分析问题和解决问题的能力， 为我们以后对专业产品和设备的设计打 下了宽广而坚实的基础。设计中还存在不少错误和缺点， 需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。整理人：柳苏哲十四、参考文献一、杨可帧、程光藴、李仲生主编 . 机械设计基础 .北京：高等教育出版社， 2006 年 5 月二、王昆、何小柏、汪信远主编 . 机械设计、机械设计基础课程设计 . 北京： 高等教育出版社， 1996 年三、机械设计课程设计手册，第 2 版。北京：高等教育出版社， 1999 。