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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流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器最终版.精品文档. 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Y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 4.2KN卷筒所需功率为由减速器设计实例精解表2-1取，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 电动机所需工作功率为 根据表8-2，选取电动机的额定功率F=4.2KN 3.36kW0.85
2、93.90kW3. 确定电动机的转速卷筒的工作转速为 =40r/min查表2-2，两级减速器传动比。电动机的转速范围为由表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/min的电动机进行试算，其满载转速为960r/min，其型号为Y132M1-640r/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 242. 分配传动比减速器传动比为 24高速级传动比为取5
3、.7低速级传动比 245.74.21四 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 40r/min960r/min960r/min168.4r/min40.00r/min40r/min2. 各轴功率 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. 各轴转矩 KN.mKN.mKN.mKN.mKN.m38.8KN.m38.41KN.m210.2
4、6KN.m850.05KN.m833.14KN.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 HBW1=217-255HBW,HBW2=162-217HBW。平均硬度=236HBW, =190HBW. -=46HBW，在30-50HBW之间。选用8级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2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。其设计公式为 1） 小齿
5、轮传递扭矩为T1=38410Nmm2)因v值未知，Kv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 =1.14)由表8-19，查得弹性系数=189.85)初选螺旋角=，由图9-2查得节点区域系数=2.466)齿数比u=5.77)初选z1=20，则z2=114.2,取z2=114，则端面重合度为=1.66 轴向重合度为由图8-3查得重合度系数 =0.7768)由图11-2查得螺旋角系数=0.999)许用接触应力可用下式计算 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为=580MPa, =390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为60*960*1.0
6、*16*250*5=1.152由图8-5查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.28，由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力为 =580MPa 大齿轮的许用接触应力为 =499.2MPa 取421.2MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t，得 =39mm z1=20z2=114=580MPa=390MPa39mm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3.14*39*960/60*1000m/s=1.96m/s，由图8-6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
7、配系数K=1.2，则载荷系数为K=KAKVKK =1.11.141.111.2=1.67 (2)对d11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 (3)确定模数mn 按表8-23，取mn=2.5mm (4)计算传动尺寸 中心距为 圆整，取a1= mm,则螺旋角为 = 因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 = 轴向重合度为 =0.318dz1tan= 由图8-3查得重合度系数Z=0.775,由图11-2查得螺旋角系数Z=0.985 精确计算圆周速度为 由表8-6查得动载荷系数KV= ，K值不变 按
8、表8-23，取mn=2.5mm，则高速级中心距为 则螺旋角修正为 修正完毕，故 K=1.674，校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 1)K、T、m和d同前2）齿宽b=b=66mm3)齿形系数Y和应力修正系数Y。当量系数为 由图8-8查得Y=2.61，Y=2.22,由图8-9查得Y=1.59,Y=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 =由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为=215MPa，=170MPa,由图8-11查得寿命系数Y=Y=1，由表8-20查得安全系数S=1.25，故 = MPa= MPa = MPa=
9、MPa = 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=mn/cos=齿顶高 ha=ha*=齿根高 hf=(ha*+c*)mn=全齿高 h=ha+hf=顶隙 c=c* mn=齿顶圆直径为 齿根圆直径为 mt =mmha =mmhf =mmh =mmc=mm mm mmmmmm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 大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调制处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度=217-255，=162-217HBW。平均硬度=236，=190。-=46，在30-50HBW之间
10、。选用8级精度 45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.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。其设计公式为1） 小齿轮传递转矩为= N.mm2） 因v值未知，值不能确定，可初步选载荷系数=1.11.8，初选=1.43） 由表8-18，取齿宽系数=1.14） 由表8-19，查的，弹性系数=189.85） 初选螺旋角= ，由图9-2查的节点区域系数=2.4656） 齿数比u=3.267） 初选= ，则= , 取= ，则端面重合度为 = 轴向重合度为=0.318tan=0.3181.125tan=1.70由图8-3查得重合度系数=0.7758） 由图11-
11、2查得螺旋角系数=0.999） 许用接触应力可用下式计算 由图8-e、a 查得接触疲劳极限应力为=580MPa，=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为=60=60 = =由图8-5查得寿命系数=1.14，=1.2，由表8-20取安全系数=1.0，则小齿轮的许用接触应力为=大齿轮的许用接触应力为=取= MPa初算小齿轮的分度圆直径，得= =25=82=661.2MPa=468MPa=468MPa76.615mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由表8-21查的使用系数KA=1.0因v= ,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=1.11，由表8-22查
12、得齿间载荷分布系数=1.2，则载荷系数为 K=1.0 = (2)确定模数 因K差异不大，不需对计算出的进行修正，即 = mm= mm 按表8-23，取= mm(3)计算传动尺寸 低速级中心距为 =mm=190.75mm圆整，a2=190mm螺旋角为 arc= = 因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=2.46，则端面重合度为 = =轴向重合度为 =0.318= = 由图8-3查得重合度系数=0.77，由图11-2查得螺旋角系数=0.991，则 = mm = mm 因v= m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07，K值不变 = mm= 按表8-23取=
13、3.5mm,则中心距 = mm= mm 螺旋角 arc= 修正完毕，故 = mm= mm = mm= mm b= mm =+(510)mm,取= mm 4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 =1） K, ，和同前2）齿宽b=98mm3)齿形系数和应力系数。当量齿数为 = = mm = = mm由图8-8查得=2.6,=2.25;由图8-9查得=1.59,=1.794)由图8-10查得重合度系数=0.7015）由图11-3查得螺旋角系数=0.926）许用弯曲应力为 =由图8-4f,b查得弯曲疲劳极限应力为 MPa，= MPa，由图8-11查得寿命系数=1，由表8-20查得安全系数=1
14、.25，故 = MPa= MPa = MPa= MPa = = dmin=44.75mmd146.09-46.98mm2. 结构设计：轴的结构构想如图11-12所示（1） 轴承部件的结构设计：该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计（2） 联轴器及轴段：轴段上安装联轴器，此段应与联轴器的选择同步进行为补偿联轴器的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取KA=1.5,则计算转矩Te=KA*T3= 由减速器设计实例精解表8-38查的GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N*mm，许用转矩4750r
15、/min，轴孔范围为30-48mm。考虑d46.98mm,取联轴器毂孔直径为48mm,轴孔长度84mm,J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX3 48*84GB/T5014-2003，相应的轴段的直径d1=48mm,起长度略小于毂孔宽度，取L1=82mm(3) 密封圈与轴段：在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器的轴肩定位，轴肩高度h=(0.07-0.1)d1=(0.07-0.1)*48mm=2.36-4.8mm.轴段的轴径d2=d1+2*h=52.72-57.8mm,最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查减速器设计实例精解表8-2
16、7，选毡圈55 JB/ZQ4606-1997,则d2=55mm(4) 轴承与轴段及轴段的设计：轴段和上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。现暂取轴承为7212C，由减速器设计实例精解表11-9得轴承内径d=60mm,外径D=110mm，宽度B=22mm，内圈定位轴肩直径da=69mm,外圈定位直径Da=101mm，轴上定位端面圆角半径最大为ra=1.5mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=22.4mm,d3=60mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环，挡油环宽度初定为B1，故L3=B+B1=（22+15）mm=37mm 通常一根轴上的
17、两个轴承取相同的型号，故d6=60mm(5) 齿轮与轴段：该轴段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d5应略大于d6，可初定d5=62mm,齿轮4轮毂的宽度范围为（1.2-1.5）*d5=74.4-93mm，小于齿轮宽度b4=98mm,取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮毂略短，故取L5=96mm(6) 轴段:该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h=(0.07-0.1)d5=4.34-6.2mm,取h=5mm，则d4=72mm,齿轮左端面距箱体内壁距离为4=1+（b3-b4）/2=10mm+(105-98)/2m
18、m=13.5mm，轴段的长度L4=BX-4-B1=（206-13.5-98+12-15）mm=91.5mm(7) 轴段与轴段的长度：轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓为螺栓GB/T5781 M8*25，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K2=10mm则有 L2=L+t+Bd+K2-B-=(58+2+10+10-23-12)mm=46mm则轴段的长度L6=B+4+2mm=22mm+12mm+13.5mm+2mm=49.5mm(8) 轴上力作用点的间距：轴承反力的作用点与轴承外圈
19、大端面的距离a3=22.4mm,则由图11-12可得轴的支点及受力点间的距离为l1=L6+L5-b4/2-a3=49.5mm+96mm-98/2mm-22.4mm=74.1mml2=L3+L4+b4/2-a3=37mm+91.5mm+98/2mm-22.4mm=155.1mml3=a3+L2+84/2=22.4mm+46mm+42mm=110.4mmd1=48mmL1=82mmd2=55mmd3=60mmL3=37mmd6=60mmd5=62mmL5=96mmd4=72mmL4=91.5mmL2=46mmL6=49.5mml1=74.1mml2=155.1mml3=110.4mm5.键连接：联轴器与轴段及齿轮4与轴段间均采用A型普通平键连接，查减速器设计实例精解表8-31得其型号分别为键14*80 GB/T1096-1990和键18*18GB/T1096-1990