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 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4KNdTF2卷筒所需功率为 kWmrNdnvPw 35.1020in/4240120 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
2、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32320.9.70.96=.859总 联 卷 筒轴 承 齿 轮电动机所需工作功率为03.5kw=.908wP总根据表 8-2，选取电动机的额定功率 4PedkWF=4KN3.35kWwP0.859总3.90kW0P4edkW3. 确定电动机的转速卷筒的工作转速为=40r/mindvnw601查表 2-2，两级减速器传动比 。840i齿电动机的转速范围为 032150r/minwni总由表 8-2 可知，符合这一要求的电动机同步 转速有750r/min、1000r/min、150
3、0r/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/minwn960/minnr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96024mwni总24i总2. 分配传动比减速器传动比为24总i高速级传动比为1(.34)5.9.80ii取 5.7低速级传动比214.257i 24i5.71i4.212i四 传动装置的运动、动力参数计算传动装置的运动
4、、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096/minwnr121/in168.42/in5.7nrri230/mi0./i4.i40r/min3nw 960r/min0n960r/min1168.4r/min2n40.00r/min340r/minwn2. 各轴功率3.90*0.99=3.86kw联0101P3.86*0.99*0.97=3.71kw齿轴 承223.71*0.99*0.97=3.56kw齿轴 承333.56*0.99*0.99=3.48kw联轴 承 Pw 3.86kw1P3.71kw23.56kw33.48kwwP3. 各轴
5、转矩KN.m00953.08.6TnKN.m10=8.=.41联KN.m2i3.570.9=210.6齿轴KN.m3T26785齿轴KN.m=83.4卷 筒 联 轴 38.8KN.m0T38.41KN.m1210.26KN.m2850.05KN.m3T833.14KN.wm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
6、均硬度=236HBW, =190HBW. - =46HBW，在 30-1HBW2HBW1HB2W45 钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理50HBW 之间。 选用 8 级精度 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32112HEdZuKT1） 小齿轮传递扭矩为 T1=38410N mm2)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 =1.1d4)由表 8-19，查得弹性系数 =189.8EZMPa5)初 选 螺旋角 = ，由图 9-2 查得节点区域系数 =2.
7、4612 HZ6)齿 数比 u= =5.7i7)初 选 z1=20，则 z2= =114.2,取 z2=114，则端面重合度为1uz=1.6612.83()cosz轴向重合度为由图 8-3 查得重合度系10.38tan0.38.10tan21.7dz数 =0.776Z8)由 图 11-2 查得螺旋角系数 =0.99Z9)许 用接触应力可用下式计算z1=20z2=114HNSZlim由图 8-4e、a 查得接触疲劳极限应力为 =580MPa, 1limH=390MPa2limH小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为60*960*1.0*16*250*5=1.152haLnN160 9109821.5
8、/.7201i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 HNSZ1lim1大齿轮的许用接触应力为=499.2MPa HNSZ2lim2取 421.2MPa，初算小齿轮的分度圆直径 d1t，得21312EHdZKTu=39mm23.4805.7189.460.7.9 =580MPa1limH=390MPa2li39mm1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-
9、6 查106ndvt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=KAKVK K =1.11.14 1.11 1.2=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31tt(3)确定模数 mn1coszdn按表 8-23，取 mn=2.5mm(4)计 算传动 尺寸 中心距为cos2)(11zan圆整，取 a1= mm,则螺旋角为=zmn2)(rcos1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
10、ZH=2.43，则端面重合度为cos)1(2.3812zK=1.67= 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 =0.98532112HEduKT精确计算圆周速度为106ndvt由表 8-6 查得动载荷系数 KV= ，K 值 不变1coszdmtn按表 8-23，取 mn=2.5mm，则高速级中心距为cos2)(11zan则螺旋角修正为azmn2)(arcos1修正完毕，故cos11zdn22mn1dbmb)105(214，校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为FSFnYdmbKT21F1)K、T 、m 和 d
11、 同前1n12）齿宽 b=b =66mm23)齿 形系数 Y 和应力修正系数 Y 。当量系数 为FS31coszv32zv由图 8-8 查得 Y =2.61，Y =2.22,由图 8-9 查得F1F2Y =1.59,Y =1.811S2S4）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=FSlimN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1limF2limFY =Y =1，由表 8-20 查得安全系数 S =1.25，故N2 F= MPa= MPaFNFSY1li
12、m1= MPa= MPaF2li2YdmSn1F1bKT= 1FS12F2FY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aahd212mt =mmha =mmhf =mmh =mmc=mmmm1admm2齿根圆直径为ffhd21ff2mm1fdmm2f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
13、 8-17 得齿面硬度 =217-255， =162-217HBW。1HBW2B平均硬度 =236， =190。 - =46，在 30-1B2150HBW 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 3 2112HEdZuKT1 小齿轮传递转矩为 = N.mm2T2 因 v 值未知， 值不能确定，可初步选载荷系数v=1.11.8，初选 =1.4tKtK3 由表 8-18，取齿宽系数 =1.1d4 由表 8-19，查的，弹性系数 =189.8EZMPa5 初选螺旋角 = ，由图
14、 9-2 查的节点区域系数=2.465HZ6 齿数比 u= =3.262i7 初选 = ，则 = = , 取 = ，则端面重合度3z4u3z4z为cos)1(2.3812z= 轴向重合度为=0.318 tan =0.318 1.1 25 tan =1.70d3zo1由图 8-3 查得重合度系数 =0.775Z8 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 HNSZ1lim1由图 8-e、a 查得接触疲劳极限应力为=580MPa， =390MPaHlim3Hlim4小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为=60 =60 3N2hnaL= = =42i=253z=824由图
15、8-5 查得寿命系数 =1.14， =1.2，由表 8-20 取安全系数N3ZN4=1.0，则小齿轮的许用接触应力为HS=HNS3lim3大齿轮的许用接触应力为=HNSZ4lim4取 = MPaH初算小齿轮的分度圆直径 ，得3td3 212HEdtt ZuTK= =661.2MPaH3=468MPaH4=468MPa76.615mm3td3.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32601000KV=1.07,由图 8-7 查的齿向载荷分布系数 =1.11，由表 8-22 查 得齿间载荷分布系数 =1.2，则载荷系数
16、为K= =1.0 = (2)确定模数 因 K 差异不大，不需对 计算出的 与 3进行修正，即= = mm= mm 3cos3按表 8-23，取 = mm(3)计算 传动 尺寸 低速级中心距为= = mm=190.75mm2(3+4)2cos 3.5(25+82)2cos11圆整，a 2=190mm螺旋角为arc = = =cos(3+4）22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cos)1(2.3814z= =轴向重合度为=0.318 = = 3tan由图 8-3 查得重合度系数 =0.77，由图 11-2 查得螺旋角系
17、数=0.991，则 3 221HEdt ZuKT= mm= mm因 v= = m/s,由图 8-6 查得动载荷系数10623ndtKV=1.07，K 值不变= = mm= 3cos3按表 8-23 取 =3.5mm,则中心距= = mm= mm2(3+4)2cos螺旋角arc =cos(3+4）2修正完毕，故= = mm= mm33cos= = mm= mm44cosb= = mm3= +(5 10)mm,取 = mm34 34.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为=2331 K,， 和 同前3Tnmd32）齿宽 b= =98mm33)齿 形系数 和应力系数 。当量齿数为 计算结果=
18、= = mm333= = = mm443由图 8-8 查得 =2.6, =2.25;由图 8-9 查得 =1.59,3 4 3=1.7944)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=3由图 8-4f,b 查得弯曲疲劳极限应力为 MPa， = 3= 4MPa，由 图 8-11 查得寿命系数 =1，由表 8-20 查得安全4=3系数 =1.25，故= = MPa= MPa333= = MPa= MPa444= = 323333 3= = 434433 45. 计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 cosntm mt =mm齿顶高
19、ha= nm*齿根高 hf=(ha*+c*)mn=全齿高 h=ha+hf=顶隙 c=c* mn=齿顶圆直径为aahd234齿根圆直径为ffhd23ff4ha =mmhf =mmh =mmc=mmmm3ad4mmmm3fdmm4f六 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算见表 7.表 7 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算计算及说明 计算结果1.高速及齿轮传动的作用力（1）已知条件 高速轴传递的转矩 T1= mm,转速 n1= r/min,高速级齿轮的螺旋角 = ，小 齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径 d1= mm(2)齿
20、轮 1 的作用力 圆周力为Ft1= = 12dT其方向与力作用点圆周速度方向相反轴向力为F =F = 1rtcosan其方向为由力的作用点指向轮 1 的转动中心轴向力为F =Ft1tan = 1a其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮 1 的曲线，并用四指方向循着轮的转动方向，此 时拇指的指向即为该力方向法向力为Fn1 = =cos1nt(3) 齿轮 2 的作用力 从齿轮 2 各个力与主 动轮 1 上相应的力的大小相等，作用方向相反Ft1=Fr1=Fa1=Fn1=2.低速机齿轮传动的作用力（1）已知条件 中间轴传递的转矩 T2= mm, 转速 n1= r/min,低速级齿轮的螺旋角 = ，为使
21、齿轮 3 的轴 向力与齿轮 2 的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮的分度圆直径为 d3= mm(2)齿轮 3 的作用力 圆周力为Ft3= =32dT其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为Fr3=Ft3 =costan其方向为由力的作用点指向轮 3 的转动中心轴向力为Fa3=Ft3tan =其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮 1 的曲线，并用四指方向顺着轮的转动方向，此 时拇指的指向即为该力方向法向力为Fn3= =cos3nt(3) 齿轮 4 的作用力 从齿轮 4 各个力与主 动轮 3 上相应的力的大小相等，作用方向相反Ft3=Fr3=Fa3=Fn3=七 轴的设
22、计计算轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。因箱体内壁宽度主要由中间轴的结构尺寸确定，故先对中间轴进行设计，然后对高速轴和低速轴进行设计。中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算见表 8表 8 中间轴的设计与计算计算及说明 计算结果1 已知条件中间轴传递的功率 P2=3.15kW，转速 n2=130.9r/min，齿轮分度圆直径 d2=260.645mm，d3=88.785mm，齿轮宽度b2=66mm，b3=105mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 8-26 选常用的材料 45 钢，调
23、制处理45 钢，调制处理3 初算轴径查表 9-8 得 C = 106 -135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值 C =110，则=31.76 4 结构设计轴的结构构想如图 11-6 所示（1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从( )处开始设计。（2）轴承的选择与轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，有应符合轴承内径系列。暂取轴承为7207C，经过验算， 轴承 7207C 的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，
24、取 7210C 进行设计计 算，由表 11-9 得轴承内径 d =50mm,外径 D=90mm，宽度 B = 20mm，定位轴肩直径da=57mm，外径定位直径 Da=83mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离 a3=19.4mm，故 d1=50mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 d5=50mm（3）轴段和轴段的设计 轴段 上安装齿轮 3，轴段 上安装齿轮 2，为便于齿轮的安装， d2 和 d4 应分别略大于 d1 和 d5，可初定 d2=d4=52mm齿轮 2 轮毂宽度范围为（1.2-1.5）d2=62.4-78mm，取其 轮毂宽度与齿轮宽度 b2=66mm 相等，左端采用 轴 肩定
25、位，右端采用套筒固定。由于齿轮 3 的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度 b3=105mm 相等，其右端采用 轴肩定位，左端采用 轴套固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取 L2=102mm，L4=64mm（4）轴段 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07-0.1 ）d2 = 3.64-5.2mm，取其高度为 h=5mm，故 d3=62mm齿轮 3 左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取 1=10， 齿轮 2 与齿轮 3 的距离初定 为 3=10，d1=50mmd5=50mmd2=d4=52mmL2=
26、102mmL4=64mm则箱体内壁之间的距离为 Bx=21+3+b3+（b1+b2）/2 = 210+10+105+(75+66)/2 =205.5,取 3=10.5，则箱体内壁距离为 Bx = 206。齿轮 2 的右端面与箱体内壁的距离2=1+（b1-b2）/2 = 10+（75-66）/2 = 14.5,则轴段的长度为 L3=3=10.5（5）轴段及轴段 的长度 该减速器齿轮的圆周速度小于 2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为 =12，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为L1=B+1+3=(20+12+10+3)
27、 45轴段 的长度为L5=B+2+2=(20+12+14.5+2) 48.5（6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大断面的距离 a3=19.4， 则由图 11-6 可得 轴的支点及受力间的距离为l1=L1+b3/2-a3-3=(45+105/2-19.4-3) =75.1l2=L3+(b2+b3)/2= 10.5+66+105 /2 =96l3=L5+b2/2-a3-2= 48.5+66/2-19.4-260.1d3=62mmBx = 206L3 =10.5L1=45L5=48.5l1=75.1l2=96l3=60.15.键连接齿轮与轴间采用 A 型普通平键连接，根据减速器设计实
28、例精解P87 表 8-31 得键的型号分 别为键 16 100 GB/T1096-1990和键 16 63 GB/T 1096-19906.轴的受力分析（1）画轴的受力简图，轴的受力简图如图 2 所示（2）计算支承反力 在水平面上为= =123+3(2+3)2223321+2+3= - - =2213式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直面上为= =13(2+3)+231+2+3= + - =2321轴承 1 的总支承反力为= =1 12+12轴承 2 的总支承反力为= =2 22+22（3）画弯矩图 弯矩图如图 c，d 和 e 所示在水平面上，a-a 剖面图左侧为=1=2=1=2=1=2=
29、 =11a- a 剖面图右侧为= + = 322b- b 剖面图 右侧为= = 23= - = 222在垂直面上为= =11= =23合成弯矩，在 a-a 剖面左侧为=2+2a-a 剖面右侧为= = 2+2在 b-b 剖面左侧为=2+2在 b-b 剖面右侧为= = 2+2画转矩图，转矩图如图 f 所示， =2=27. 校 核 轴 的 强 度虽然 a-a 剖面左侧弯矩大，但 a-a 剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，故 a-a 剖面两侧均有可能为 危险剖面，故分别计算 a-a 剖面的抗弯截面系数为 223)(dtbW抗扭截面系数为 223)(16dtba-a 剖面左侧弯曲应力为WMaba-a
30、剖面右侧的弯曲应力为ab,扭剪应力为tWT2按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数 =0.6，则当量 应力为=22)(4 be，故 a-a 剖面右侧为危险截面eb由表 8-26 查得 45 钢调质处理抗拉强度极限 =650MPa,由B表 8-26 查得 轴的许用弯曲 应力 ，强度满足1160,bebMPa要求轴的强度满足要求8. 校 核键连接的强度齿轮 2 处键连接的挤压应力为 hldTp4取键，轴及齿轮的材料都为钢，由表 8-33 查 得 =125-P150MPa， ，强度足够P齿轮 3 处的键长于齿轮 2 处的键，故其强度也足够键连接强度足够9.
31、校 核 轴 承 寿 命（1）计算轴承的轴向力 由表 11-9 查 7210C 轴承得C=42800N， =32000N。由表 9-10 查得 7210C 轴承内部轴向力0C计算公式，则轴承 1，2 的内部轴向力分别为14.RS0外部轴向力 ，各轴向力方向如图所示（中间轴轴23aFA承布置及受力图） S2则两轴承的轴向力分别为1SFaAa12因 ，故只需校核轴承 1 的寿命12,aR（2）计算轴承 1 的当量动载荷 由 ，查表 11-9 得0CFae=0.43，因 ，故 X=1，Y=0，则当量动载荷为Fa1YXRP（3）校核轴承寿命 轴承在 以下工作，查表 8-34 得 。10oC1Tf对于减速
32、器，查表 8-35 得载荷系数 .5Pf轴承 1 的寿命为 3260pfCnLTh减速器预期寿命为hL，故轴承寿命足够h 轴承寿命满足要求八 高速轴的设计与计算高速轴的设计与计算见表 8表 8 高速轴的设计与计算计算及说明 计算结果4. 已知条件高速轴传递的功率 kw，转速 ，小齿轮分度圆90.21Pmin/140rn直径 ，齿轮宽度 。md34.81b515. 选择材料材料 45 钢，调质处理。45 钢，调质处理6. 初算最小轴径查表 9-8 得 C=106135，考虑轴端既承受转矩，有承受弯矩，故取中间值 C=120，则31minPCd轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%，轴端最细处直径为 md5.207.)5.03.(1取 m2in md23in7. 结构设计轴的结构构想如图 11-9 所示（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的
