毕业设计（论文）-慢动卷扬机传动装置齿轮减速器设计.doc

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1、山东轻工业学院2010届本科生毕业设计（论文）摘要减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机措中应用很广。我所设计的慢动卷扬机传动装置，是以减数器为主体，外加电动机和滚筒，实现以规定得速度推动物体的功能。性能可靠，结构简单，紧凑，便于制造。其主要设计思路来自于对推力机工作原理的分解,然后按照相应功能的机构部件进行设计,对比,选定,以及优化组合。综合利用电动机、推头、丝杠、减速

2、器等部件的协调运动,来实现推力机得预设功能。所有部件的设计都经过科学得数据处理并利用Auto Cad软件强大绘图功能和Word的编辑功能,使设计方案图文并茂,栩栩如生.关键词 减速器 齿轮 轴 电动机 ABSTRACTReducer is an enclosed by a rigid casing of gear transmission, worm transmission or gear - worm transmission, which is composed of independent components used in the study and work as a decel

3、eration machine, between the transmission device, In a few cases are used to speed transmission device, this is called the growth. Due to the structure is compact, gear reducer, high efficiency and reliable motion using simple maintenance and batch production in the modern machines, so it is widely

4、used in the measures.I designed by slow-moving hoist device is termed as main body, and motor and roller, to realize the provisions of the object function. Speed drive Reliable in performance, simple in structure, compact, easy to manufacture.The main design ideas from the working principle of thrus

5、t machine, then according to the corresponding functional components design, organization, and the optimal portfolio selection. Comprehensive utilization of the motor and reducer, ball screw, pusher and to realize the coordinated movement, the default function to thrust machine. All components desig

6、n through scientific data processing and using Auto Cad software powerful drawing function and Word of editing functions, which makes the design scheme illustrated, lifelike.Key words：The reduction ；gear ；shaft ；motor第一章 传动装置的总体设计1.1电动机的选择（一）、电动机转速的确定（1）按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，Y型。（2）选择电动机的

7、容量电动机的所需工作功率为： KW因为KW传动装置的总效率；分别为齿轮传动,轴承,齿轮联轴器,蜗杆传动因此p(3)确定电动机转速按表1推荐的传动比合理范围,一级圆柱齿轮减速器传动比i1=36,蜗杆传动一级减速器传动比i2=1040,则总传动比合理范围ia=30240,故电动机转速的可选范围为:根据电动机所需功率和转速范围，由有关手册查出有三种适用的电动机型号如下表所示：方案电动机型号额定功率（kw ）电动机转速电流A效率%功率因数cos同步转速满载转速1Y132L-811750730686.50.772Y160l-61110009706.5870.783Y132M-47.51500144078

8、70.83综合考虑电动机的功率、转速和传动装置的尺寸、减速器的传动比等因素，方案3相对比较合适。(3)所选电动机的结构图如下：1.2 减速器中各主要参数的确定（一）、传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的确定由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为in/n1440/8.76164.4（2）分配减速器的各级传动比:式中分别为齿轮和蜗杆的传动比。齿轮蜗杆减速器可取齿轮传动比 取1.3减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算（1）各轴转速轴I ： 轴II ：轴III: 1.4减速器机体结构尺寸名 称符号 减速器型式及尺寸关系mm蜗杆减速器机座壁厚0.04a+3=8,

9、 取=16机盖壁厚1蜗杆在下：=0.85=6.8，取1=12机座凸缘厚b1.5=24机盖凸缘厚b1 1.51=18机座底凸缘厚b22.51=41地脚螺钉直径df0.036a+12=25地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径d10.75 df=19机盖与机座联接螺栓直径d2(0.50.6) df=10联接螺栓d2的间距l150200,取175轴承端盖螺钉直径d3（0.40.5）df=9窥视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df=7定位销直径d（0.70.8）d2=8df d1 d2至外机壁距离c1见下表df d2至凸缘边缘距离c2见下表轴承旁凸台半径R1c2凸台高度h根据底速级轴承座确定外机壁至轴承座

10、端面距离l1c1+c2+(812)=26+24+8=58大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内机壁距离11.2=9.6, 取19.5 蜗轮齿轮端面与内机壁距离2, 取16机盖 机座肋厚m1 mm10.851=6.8 m0.85=10轴承端盖外径D2轴承孔直径+（55.5）d3=14轴承端盖凸缘厚度t(11.2) d3=9轴承旁联接螺栓距离ssD2=14第二章 齿轮传动的设计计算2.1、高速齿轮传动的设计计算1选择齿轮类型，精度等级，材料，齿数及螺旋角（1）选用斜圆柱齿轮传动（2）运输机为一般工作机，速度不高，技选用7级精度（GB10095-88）(3)材料选择由课本表10-1 选择小齿轮选择材料为40Cr

11、（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS选小齿轮齿数z1=24, 大齿轮齿数z2=i1z1=2.424=57.6, 取z2=60选取螺旋角，初选螺旋角为=2按齿面接触强度设计由设计计算公式按公式（10-21）进行计算，即 确定公式内各计算数值（1）试选K=1.6(2)由图10-30选取区域系数Z=2.433(3)由图10-26查得，,则=+=1.65(4)由表10-7选取齿轮系数=1(5)由表10-6查得材料得弹性影响系数ZE=189.8(6)由图10-21 d按齿面硬度查得小齿轮1得接触疲劳强度极限=600MPa , 齿轮2的接触疲劳强度极限=550MPa

12、(2)计算（1）小齿轮分度圆直径(7)由10-13计算应力循环次数=60=60*1440*1*（3*6*300*15）=6.99*10=6.99*10/2.4=2.88*(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.89，=0.90（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为10%,取安全系数s=1,由式(10-12)得=/s=510 MPa=/s=495 MPa =(+)/2=502.5MPa=48.3mm（2）计算圆周速度V=(3)计算齿宽b及模数(4)、计算纵向重合度(5)、计算载荷系数由表10-2 查得使用系数K=1根据V=3.56m/s ,7级精度，由图10-8 查得动载荷系数；由表10-

13、4查得的计算公式：由图10-13查得K由图10-3查得所以载荷系数：(6)、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径由式10-10a得：(7)、计算模数3、按齿根弯曲强度设计由式（10-17）得 1)、确定计算参数(1)、计算载荷系数(2)、根据纵向重合度从图10-28 查得螺旋角影响系数 (3)、计算当量齿数：(4)、查取齿形系数由表10-5查得 (5)、查取应力校正系数由表10-5查得 (6)、由图10-20c查得齿轮1的弯曲疲劳强度极限 齿轮2得弯曲疲劳强度极限(7)、由图10- 18查得弯曲疲劳寿命系数 (8)、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由公式10-12 得(9)

14、、计算大、小齿轮 并加以比较通过比较大齿轮的 数值大2)设计计算对此计算结果，由齿面的接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，现取=2.0 ,已可满足齿面接触疲劳强度的设计要求。(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.89，=0.90（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为10%,取安全系数s=1,由式(10-12)得=/s=510 MPa=/s=495 MPa =(+)/2=502.5MPa=48.3mm（2）计算圆周速度V=(3)计算齿宽b及模数(4)、计算纵向重合度(5)、计算载荷系数由表10-2 查得使用系数K=1根据V=3.56m/s ,7级精度，由图10

15、-8 查得动载荷系数；由表10-4查得的计算公式：由图10-13查得K由图10-3查得所以载荷系数：(6)、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径由式10-10a得：(7)、计算模数4、 几何尺寸计算(1)、计算中心距将中心距圆整为95mm(2)、按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数， ，等不必再修正。(3)、计算大，小齿轮的分度圆直径：(3)、计算齿轮宽度圆整后取 5、设计结果中心距a模数螺旋角齿轮1 齿数齿轮2 齿数传动比i齿轮1分度圆直径齿轮1的宽度齿轮1分度圆直 径 齿轮2的宽度95mm2.0mm14.427652.455.79mm60mm134.3mm55mm2.2减速器蜗

16、轮蜗杆设计1.选择蜗杆传动类型根据GB/T 100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2.选择材料 根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗杆用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3.按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式（11-12），传动中心距 1）确定作用在蜗轮上的转矩2）确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分

17、布不均匀系数由表115选取使用系数.15，由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数则： 3）确定弹影响系数，因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故。4）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a比值从机械设计图11-18中可得。5）确定许用接触应力根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力=268MPa。应力循环次数寿命系数所以，。6）计算中心距 取中心距a=355mm,因i=31故从表11-2取模数m=8蜗杆分度圆直径d1=140mm,这时d1/a=0.39,因为因此以上计算可用。4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何

18、尺寸计算1）蜗杆轴向齿距Pa=,直径系数q= 17.5;齿顶圆直径 156mm，齿根圆直径；分度圆导程角蜗杆轴向齿厚。2）蜗轮蜗轮齿数Z2=71,变位系数;验算传动比,是允许的。蜗轮的分度圆直径：蜗轮喉圆直径： 蜗轮齿根圆直径： 外圆直径： 蜗轮宽度B: 5.校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数 根据x2=+0.125,从图11-19中可查得齿形系数。螺旋系数 许用弯曲应力 从表11-8中查得由铸锡磷青铜ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力寿命系数 ；所以弯曲强度是满足的。6.精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆

19、柱蜗杆、蜗杆精度等级中选7级精度、侧隙种类为f,表注为8f GB/T100然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。第三章 轴系零件的设计计算轴系零件包括轴、键联接、滚动轴承和联轴器。完成传动零件的设计计算后，需对它们进行设计计算。轴是减速器的主要零件之一，轴的结构决定于轴上零件的位置和有关尺寸。设计轴时，要按照工作要求，选择合适的材料，并进行结构设计，然后根据受力状况进行强度和刚度计算。3.1 输入轴的设计与计算1轴的材料的选择轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处

20、理的办法提高其耐磨性和抗疲劳度，故采用碳钢制造尤为广泛。材料选择：45#钢，采用热处理（调质）和表面未强化处理，由机械手册查得，45号钢采用调质处理硬度为217255HB。2轴的初步计算已知：输入轴上的输入功率P=11.07KW；转速；转矩；轴上齿轮模数Mn=2；螺旋角=前面已经算出轴上齿轮分度圆直径: ；1、求作用在齿轮上的力； 圆周力，径向力，轴向力的方向如图 42所示。2、初步确定输入轴的最小直径公式中：由查表15-3得，初步选定为120，代入上式可得：；轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-2直径与联轴器的孔径，以及电动机的输出轴相适应，故需先确定联轴器的型号。联轴器的计算转矩：

21、；由于提升机的工作效率不大，工作转矩变化小，原动机为电动机。查表14-1，考虑到转矩变化很小，故选；则：=按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用LT6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为2050。半联轴器的孔径=38mm，故取=38mm；半联轴器长度82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度。3轴的结构设计图41 输出轴的结构与装配 （1）根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度1、为使12轴段满足半联轴器的配合要求，需制出一轴肩，取12段直径。2、初步选择滚动轴承因所选用的齿轮为斜齿轮，则轴承同时承受有径向和轴向力的作用，鼓选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d=42mm，查手

22、册，初步选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为,故34轴的直径,而。3；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为125mm，为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。4、轴承端盖的总宽度20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm5、取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，蜗轮与圆柱大齿轮之间的距离为c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=80mm。至此，已知初步确定了轴的各段直径和长度。（2） 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的

23、周向定位均采用平键联接。按由手册选用平键为，键槽用键槽铣刀加工，长为108mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取左轴端倒角为，右轴端倒角，2出处倒圆R=2.0mm，其它处倒圆R=2.5mm。4求轴上的载荷根据轴的结构图45，在确定轴承的支点位置时，应根据手册查取a值。对于32217型的滚动轴承，由手册查得a=34mm。又滚动轴承如图5-3正装，则作为简支梁的轴承跨距

24、L=。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图46。图46 输出轴的弯矩图和扭矩图从轴的机构图以及扭矩图中可以看出，C截面是轴的危险截面。（1） 求轴上轴承的支座反力和，截面C上的、1、求轴承的支反力和2、截面C上的、则：总弯矩为： ；5扭矩合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上所算得的数据，并取=0.6，轴的计算应力为：前已选定轴的材料为45钢，由表15-1查得=60，故轴工作安全。 （6） 危险截面4校核：截面4左侧：抗弯截面系数：；抗扭截面系数：；截面左侧的弯矩M为：;截面上的弯曲应力：；截面上的扭转切应力：；轴的材料为45钢，调质处理。由

25、表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因为；，经插值后可查得：；又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为：；有效集中系数：；由附图3-2得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数：；轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数； 轴未经表面强化，即则得综合系数值为：；碳钢的特性系数：，取；，取；计算安全系数值：；S=1.5；故可知其安全。3.2 中间轴的设计与计算1.轴的材料的选择轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳度，故采

26、用碳钢制造尤为广泛。材料选择：45#钢，采用热处理（调质）和表面未强化处理，由机械手册查得，45号钢采用调质处理硬度为217255HB。2.轴的初步计算（1） 初步确定输入轴的受力计算：已知：输入轴上的输入功率；转速；转矩；前面已经算出轴上蜗杆分度圆直径: ；求作用在蜗杆上的力； (2) 估算轴径选取轴的型号轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径， 轴径计算公式查手册可知道A0=103126 mm，取d= 23.7mm取轴颈d = 24mm(3) 轴承选取圆锥滚子轴承(30000型)标准=摘自GB/T 297-1994 参照ISO355-1977单位=(mm)轴承代号=320

27、09尺寸d=45尺寸D=75尺寸T=20尺寸B=193轴的结构设计(1)轴的方案设计(2)各段直径及长度轴承处直径：d23= 45mm轴承处长度：L23=66 mm齿轮处的直径：d12=38 mm（齿轮孔径大于所通过的轴径）齿轮处长度：L12=54mm , (轴段长度应略小于轮毂长度)挡油环处：L =18mm蜗杆齿处：d56=117L56=117轴承与箱体内壁距离 s =5 mm蜗轮与箱体内壁距离 a =10mm3.3中间轴的设计与计算1 确定输出轴上的功率P，转速n和转距T。由前面可知P=5.43KW，n=8.76r/min, T=5912450NM。2 求作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分

28、度圆直径为d=568mm,F=N, F= F1. 初步确定轴的最小直径：低速轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取d,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与链轮的孔径相同，故需确定弹性联轴器。孔径，基本尺寸为D*d*T=105*90*39 4轴的结构设计） 拟订轴晌零件的装配方案图） 根据轴的轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度） d2-3=96.4mm L1=175mm 取L1-2=173mm ） 选择圆锥辊子轴承型号为（30221） d5-6=113mm d4-5=115mm d5-6=125mm L4-5=115mm L5-6=15mm第四章 轴承的校核4.1、 第一对

29、轴承的校核（即与轴I装配得轴承） 初选单列圆锥滚子轴承，其型号为30209，其尺寸为轴承得受力情况（简图）如下图所示：（1） 计算径向力 轴向力齿轮的径向力齿轮的轴向力（2）计算轴向派生力由手册查得e=0.35 Y=1.7 由课本表13-7得则有：（3）计算轴承得轴向载荷由于即轴承1压紧，轴承2放松由此得（4）计算当量载荷因为 则查表得取X Y则查表得，取f=1.0则因为 则查表得取X Y则查表得，取f=1.0则（5）轴承寿命计算L因为则按轴承1计算，查手册得，该种轴承得额定动载荷C=26.8KN则因为 所以所选得轴承符合要求参考文献1机械设计课程设计指导书（第二版） 高等教育出版社 作者：罗圣国等2机械设计基础 高等教育出版社 主编：陈立德3机械设计（第七版） 高等教育出版社 主编：纪名刚4机械设计手册（软件版）27