绞车传动装置设计二级齿轮减速器及轴设计课程设计.docx
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绞车传动装置设计二级齿轮减速器及轴设计课程设计
一、传动方案分析2
二、选择电动机3
三、计算总传动比及分配各级的传动比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、轴的结构设计计算及校核15
八、滚动轴承的选择及校核计算20
九、联轴器的选择计算21
十、键联接的选择及校核计算21
十一、箱体的设计22
十二、润滑方式23
十三、设计小结24
十四、参考文献25
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：
601000v
D
60
10000.7
300
44.59r/min
选择电动机
1、电动机类型选择
根据电源及工作机工作条件，选用卧式封闭型丫（IP44）系列三相交流异
步电动机。
2、电动机功率的选择
Tnw
90044.59/O1
1）、工作机所需功率
Pw
4.2kw
9550
9550
2）、电动机输出功率为
Pd
Pd
Pw
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带传动效率v=°.95，圆柱齿轮传
动效率为
込=0.97，滚动轴承效率T=0.98，弹性联轴器传动效率弾=0.99。
齿承联
则：
24
V
齿承联
0.95
0.9720.9840.99
0.816
故Pd
Pw
4.2
5.15kw
0.816
根据电动机输出功率Pd5.15kw,查表选择电动机的额定功率
Ped5.5kw
3）、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ii2~4，高速齿轮传动比i23~6
低速齿轮传动比i23~6。
则传动装置的总的传动比为
ii1i2i318~144
故电动机转速范围为
ndnwi1170〜9360r/min
可见同步转速为,1500/min、3000r/min的电动机均符合要求。
由于
3000r/min的电动机体积小，转速高，传动不平稳；因此选同步转速为
1500*/min的电动机:
方案
电动机型号
额定功率
kw
电动机转速
r/min
电动机质量kg
传动装置的传动比电机
4TV,参考
同步
满转
总传
动比
V带
二级减速器价格
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
81
32.15
2.5
12.92
由表中数据可知，选定电动机型号为丫132S-4。
电机基本参数表如下：
中心高
外形尺寸
L（AC/2AD）HD
脚底安装尺寸
AB
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
DE
装键部尺寸
FHD
132
475325315
216140
12
3880
1033
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、传动装置总传动比
i
nm
1440
32.3
nw
44.59
分配各级传动比
取v带传动的传动比为i1
2.5，
则两级减速器的传动比为
ij
i
i1
32.3
2.5
12.92
两级圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动比为
i2，低速级齿轮传动比为
i2
1.3和4.10
.ij
i3厂
i2
12.92
3.15
4.10
四、计算传动装置的运动和动力参数
2、
i3，:
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：
n0nm1440r/min
2、各轴输入功率
n1
no
ii
1440
576r/min
2.5
576
ni
140.49r/min
n2
i2
4.10
n3
n4
H140.4944.59r/min
i13.15
按电动机额定功率Qd计算各轴输入功率
P1
p1V
5.5
0.95
5.23kw
P2
P1
齿
承
5.23
0.97
0.98
4.97kw
P3
P2
齿
承
4.97
0.97
0.98
4.72kw
P4
P3
联
承4.720.990.98
4.58Kw
PoPed5.5kw
2、各轴转矩
3、
4、各轴输入转速、功率、转矩如下表所示:
项目
电动机轴
高速轴
中间轴
低速轴
转速r/min
1440
576
P140.49
44.59
功率kW
5.5
5.23
4.97
4.72
转矩Nm
36.48
86.71
337.84
1002.80
传动比
2.5
4.10
3.15
效率
0.96
0.96
0.96
五、V带传动设计计算
电动机转速n。
nm1440r/min,带轮所连减速器高速轴i轴转速为
n1576r/min，传动装置输入功率为p15.15kw。
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ka1.4，
故计算功率为：
Pcp1kA5.151.47.14kw
2、选择V带型号
根据pc7.14kw，n0nm1440r/min
由《机械设计基础》（第五版）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
i直d2
由md,1）得
d2%,1）
n
1440
100（10.02）245mm
576
取d2245mm
4、验算带速V
Vdm
601000
3.141001440
601000
7.54m/s
带速在5~25m/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a01.5©d2）1.5（100245）517.5mm
取a。
550mm，符合0.7（d,d2）a02©d2）
由式
:
Lo2a°2（d1
d2
、（d1d2）2
）--得
4a°
带
长
L。
[2
550—（100245）
（245
100）2]
2
4
550
1651.21mm
查《机械设计基础》（第五版）表13-2，对A型V带选用Ld1800mm
合适
7.确定v带根数z
因d1100mm,带速n°1440r/min，传动比i12.5,
查课表13-3和13-5得p01.32kw,.p00.17kw.
查课本表13-7得Kl=0.98
由1167查课本表13-2得K=1.01
由公式得
4.5
ZPc
（p0p0）kkl（1.320.17）0.981.01
故选Z=5根带。
8.计算作用在带轮轴上的压力Fq
查课本表13-1可得q0.1kg/m,故:
单根普通V带张紧后的初拉力为
F。
500电（兰1）qv27.14500（空1）0.17.542154N
zvk57.540.98
计算作用在轴上的压轴力Fq
1165
Fq2zF0sin125154sin1567N
22
V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
z5
带轮
基
准直
径
dd1
100mm
基准长度
Ld1800mm
预紧力
F0
154N
dd2
245mm
中心距
a624.40mm
压轴力
Fp
1567N
9、带
轮结
构设
小带轮设计制造成实心式带轮
查得B=80,毂长L=60,孔径d042，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。
钢查课本表14-2得C118~107，则d24.9~27.9mm，查课程设计手册表11-2
取安装带轮处直径ds25mm
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：
L
60mm
d
245mm
B
80mm
ds
25mm
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、材料及齿数：
1.齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线圆柱直齿轮。
齿轮材料及热处理
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550~620弯曲疲劳强度为410~480
取Hlin1600Mpa,FE1480Mpa
高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮220HBS<350HB,S
出山2580Mpa,fe2460Mpa
由表11-5，取SH1.2,Sf1.25
[Hi]^HJim1=500MPa
SH
[H2]^HJim£=483MPa
[F1]=空=384MPa
Sf
[F2]=竺=368MPa
Sf
2.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i24.1，高速轴转速n1576r/min传动功率R5.15kw
齿轮按8精度制造。
取中等载荷系数（表11-3）K1.6齿宽系数（表11-6），高速级小齿轮为非对称布置d0.8
72mm
取b260mm,b165mm
d2873.5304.5mm
中心距a
d1d2
2
189mm
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
齿形系数YFai2.88，齿根修正系数Ysai1.57
Yf322.23，Ysa21.77
2KTiYFalYsal
F1
bmz
21.68.51042.881.57
79.72.231.77
2.881.57
368Mpa
69.56Mpa[F2]
安全
6.小齿轮的圆周速度
2.17m/s
n1d13.1472576
v
601000601000
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，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线圆柱直齿轮。
齿轮材料及热处理
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，
Hlin1620Mpa,FE1450Mpa
大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮240HBS,
Him2600Mpa,fe2440Mpa
由表11-5，安全系数取Sh1.2,Sf1.3
[f1]=空=346MPa
Sf
[F2]=竺=338MPa
Sf
2.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i33.15,高速轴转速n2140.49r/min传动功率
F24.97kw
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）d0.8小齿轮上转矩
Ti9.55106旦9.551064.973.37105Nmm
n2140.49
弹性系数取ZE188（（表ii-4），标准齿轮Zh2.5
3
di
2KTiu1（ZhZe）2
du（[h]）
4.低速级齿轮弯曲强度不做验算
5.小齿轮的圆周速度
0.83m/s
n1d13.14140.49112.25
v
601000601000
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z
21
87
35
111
分度圆直径d
73.5
304.5
112.5
388.5
齿数m
3.5
3.5
3.5
3.5
齿顶咼ha
3.5
3.5
3.5
3.5
齿根高hf
4.375
4.375
4.375
4.375
齿顶圆直径
da
80.5
311.5
119.5
395.5
齿根圆直径
df
64.75
195.75
103.75
397.75
齿宽
65
60
100
95
b
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b650Mpa、[*]60Mpa
查《机械设计基础》P245表14-2.查45钢取[]30~40Mpa、C118~107
2.轴的设计
（1）高速度轴
按纯扭转强度估算轴径（最小直径）
因轴的最小端开有键槽，轴径增大5%取d125mm高速轴齿轮由于尺寸原因把齿轮与轴做成一体，即X《2.5m
（2）中间轴
按纯扭转强度估算轴径（最小直径）
35mm，轴承选6307。
d2J卩38.94~35.31mm取d?
¥n'
（3）低速轴
按纯扭转强度估算轴径（最小直径）
轴承选6214
d3C3,；50.6~55.8mm，
最小端开有键槽，轴径增大5%取d?
56mm
（4）中间轴的强度校核
中间轴上小齿轮直径d1325.5mm，转矩T39.76105Nmm
周向力：
Ft並29.761055997N
d4
轴向力：
0
径向力：
FrFtCOS202183N
右上图可知，危险截面在齿轮的轴段中心处扭矩：
D3
D75mm,
16
叫81mm
32
max11.8Mpa弯矩：
MFrl
w
ww
4.3Mpa
60Mpa
所以e、24224Mpa[1b]
此轴满足刚度条件
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
£>;；；T
齿轮2：
Ft2
Fti
2Tidi
235.41510
51.587
N1373.02N
Fr2
0
Fa2
Fa1
Fti
tan1373.02tan14.25N348.70N
齿轮3：
Ft3
2T2
2
3
136.00110N
2668.99N
d3
101.912
Fr3
0
Fa3Ft3tan2668.99tan13.73N652.11N
（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Mbv0,得:
同理，由绕支点A的力矩和Mav0，得:
208.413
515.60（5065）1000.0150348.70652.11
2
60572.23N
398.50N
计算无误。
Frbv60572.23/（L1L2L3）60572.23/（506537）N
，方向也向下。
由轴上的合力Fv0，校核：
FrbvFravFr2Fr3398.5088.78515.601000.010，
2.水平面支反力（XY平面）参看图7d。
由绕支点B的力矩和Mbh0,得：
FRAV（L1L2L3）Ft2L3Ft3（L2L3）
1373.02372668.99（6537）N
323038.72N
Frav323038.72/（L,L2L3）323038.72/（506537）N2125.25N
，方向向下。
同理，由绕支点A的力矩和Mah0，得：
FRBV（LiL2L3）Ft3L1Ft2（L1L2）
2668.99501373.02（5065）N
291346.8N
Frbv291346.8/（L,L2L3）291346.8/（506537）N1916.76N,
方向也向下。
由轴上的合力Fh0，校核：
Ft2Ft3FRahFRBh1373.022668.992125.251916.760，计算无
误。
1.A点总反支力FraFRAvfRah88.7822125.252N2127.10N
B点总反支力Frb..fRBvfRBh398.5021916.762N1957.75N
八、滚动轴承的选择及校核计算
根据轴的设计选取轴承
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FrFtcos202183N则当量动载荷PFr2183N
查机械设计手册轴承6214的额定动载荷Cr46800N
要求使用寿命为十年，两班制工作
1
则Lh—103001624000h
2
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fp1.1而滚动体为球体，所以
3,取常温下工作取fT1
.10/存。
、36
Lh（-）代入数据的Lh1.9106h24000h
60nfpP
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丫L10J5684
小带轮处联轴器安装的轴径d=38,取联轴器型号为YL7J3860
十、键联接的选择及校核计算
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bhL12mm8mm50mm（t7mm,r0.3mm），标记：
键1870GB/T1096—1979;低速级小齿轮键2为
bhL12mm8mm50mm（t7mm，r0.3mm），标记：
键
18110GB/T1096—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d35mm；键的工作长度
lLb7018mm52mm;键的接触高度
k0.5h0.511mm5.5mm;传递的转矩TTii628.654Nm;按课
本表6-2查出键静联接时的挤压须用应力p100MPa（键、齿轮轮毂、
轴的材料均为45钢调质）。
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6.3o
（三）机体结构有良好的工艺性:
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3o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及油面稳定之处。
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及装配精度，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，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其
速度远远小于（1.5~2）105mmr/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Hh1（H30,h134），所以Hh1303464。
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
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