机械设计课程设计计算说明书卷扬机传动装置设计.doc

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1、机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计任务书题目：卷扬机传动装置设计一 工作条件1. 正反转传动。2. 断续工作,有轻微震动。3. 启动载荷为公称载荷的1.4倍。4. 每天工作8小时，寿命为5年，大修期2年，每年按300个工作日计算。二 原始数据运输带工作拉力F（N）： 3300卷筒的直径D（mm）： 380运输带速度V（m/s）： 1.0运输带速度允许误差 5%使用年限（年）： 5工作制度（班/日）： 1生产条件： 中等规模机械厂，可加工7-8级斜齿轮；动力来源： 电力、三相交流380/220伏。三 设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 带轮的传动设计计算；3. 齿轮传动设计计

2、算；4. 轴的设计；5. 滚动轴承的选择与校核；6. 键和连轴器的选择与校核；7. 装配图、零件图的绘制；8. 设计计算说明书的编写。四 设计任务1. 减速器总装配图一张；2. 齿轮、轴、箱体零件图各一张；3. 设计说明书一份。一、传动方案的拟定及说明1传动方案 （方案已给）一个好的传动方案，除了首先满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及维护方便。要完全满足这些要求是很困难的。在拟订传动方案和对多种传动方案进行比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。该方案工作机有轻微振动，输入轴和输出轴分别用带传动与电机、联轴器和

3、卷扬机相联，构造简单、成本低，可传递较大扭矩，减速器部分采用两级斜齿轮减速，即展开式二级圆柱齿轮传动。因为此方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应行好，斜齿圆柱齿轮兼有传动平稳和成本低的特点，同时选用展开式可以有效地减小横向尺寸。示意图如上 1电动机；2带传动；3齿轮传动；4联轴器；5卷筒；6轴承电动机的选择电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转，无特殊要求。所以选用常用的封闭式Y系列三相异步交流的电动机电压380v。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低等优点。一. 电动机容量的选择1. 工作机所需功率Pw 知F=3300 N V=1.0m/s 所以2

4、. 电动机的输出功率kw3. 确定电动机额定功率因为应等于或稍大于。故选择=4kw的电动机。二. 电动机转速的选择工作机滚筒的转速=60*1000*1.1/（3.14*400）=52.55r/min因为两极传动的总传动比最好不要超过20，故电动机的同步转小于等于*20=1051r/min,同时总传动比应越接近20越好。故选同步转速为1000r/min的电动机。三. 电动机型号的确定根据上面步骤的计算，查表选出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 （1P196表20-1）传动装置的运动和动力参数 (以下公式引用自1P810)一. 总

5、传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比为：/其中 =960r/min52.55r/min故：18.27二. 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以选 。由=18.27，得=4.873， =3.749三. 传动装置的运动和动力参数计算1. 各轴转速 高速轴：=960r/min 中间轴：=/=960/4.873=197.00r/min 输出轴：=/=197.00/3.749=52.55r/min2. 各轴输入功率计算 =3.07*0.99=3.039kw =3.039*0.99*0.97=2.919kw =2.919*0.99*0.97=2.803kw3.

6、各轴的输入转矩 电动机转矩T=9550/=9550*3.07/960N.m=30.540 N.m =9550/=9550*3.039/960 N.m =30.232 N.m =9550/=9550*2.919/197.00 N.m =141.505 N.m =9550/=9550*2.803/52.55 N.m =509.394 N.m附：各轴转速、输入功率、输入转矩项 目电动机轴高速轴I中间轴II输出轴III鼓 轮转速（r/min）960960197.0052.5552.55功率（kW）43.0392.9192.8032.75转矩（Nm）30.54030.232141.505509.3945

7、10.499传动比114.8733.7491效率10.990.96030.96030.9801传动件的设计计算一. 高速啮合齿轮的设计 （以下公式引用自2第十章）1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按方案（2）所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选用7级精度（GB10095-88）；3） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4） 试选小齿轮齿数20，大齿轮齿数97；5） 选取螺旋角。 初选螺旋角142 按齿面接触强度设计按式（10

8、21）试算，即 1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.6（2） 计算小齿轮传递的转矩 =30.232N.m（3） 由图1030选取区域系数 2.433（4） 由表107选取齿宽系数 1（5） 由图1026查得 0.75，0.875， 则 （6） 由表106查得材料的弹性影响系数 189.8（7） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限550MPa；（8） 由式1013计算应力循环次数60j609601（830010）1.382h /1.382/4.873=2.837h（9） 由图1019查得接触疲劳寿命系数0.95；1.07（10）

9、 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 0.95600MPa570MPa 1.07550MPa588.5MPa ()/2(570+588.5)=579.25MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径,=mm=35.73mm（2） 计算圆周速度v=1.8m/s（3） 计算齿宽b及模数b=135.73mm=35.73mm=1.73h=2.25=2.251.73mm=3.89mmb/h=35.73/3.89=9.19（4） 计算纵向重合度 （5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.8m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.07；由表10

10、4查的的计算公式和直齿轮的相同。故 =1.12+0.18(1+0.61)11+0.231035.73=1.586由表1013查得 =1.33由表103查得= =1.4。故载荷系数 K=11.071.421.4=2.13（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=39.31mm（7） 计算模数 =mm=1.91mm3 按齿根弯曲强度设计由式(1017) 1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K= =11.071.331.4=1.99（2） 根据纵向重合度=0.318120tan14=1.586，从图1028查得螺旋角影响系数 0.88（3） 计算当量齿数 =/co

11、s=20/cos14=21.89 =/cos=97/cos14=103.99（4） 查取齿型系数由表105查得=2.724；=2.175（5） 查取应力校正系数由表105查得=1.569；=1.793（6） 计算由图（10-20C）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa=380Mpa（7） 由图（10-18）查得弯曲疲劳寿命系数 =0.88=0.91（8） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得：=314.29Mpa=247MPa（9） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.01360=0.01579 大齿轮的数值大2） 设计计算 =1.34对比计算结果，由齿面接

12、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，取=1.5，则=23.11取=27，则=274.873=1314 几何尺寸计算1) 计算中心距a=122.13mma圆整后取122mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=13.76由于值改变不大，故参数、等不大，不用修正3) 计算大、小齿轮的分度圆直径=41.695mm=202.306mm4) 计算齿轮宽度 b=mm=41.695mm圆整后取=42mm，=47mm5 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。具体结构略。二. 低速啮合齿轮的设计（以下引用公式均为2第十章）

13、1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） .试选小齿轮齿数25，大齿轮齿数94；其他参数和上对齿轮一样2 按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 1） 确定公式内的各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩=141.505N.m（2） 由图1026查得0.778，0.884，则（3） 由式1013计算应力循环次数60j60197.001（830010）2.837h/2.837/3.749=7.566（4） 由图1019查得接触疲劳寿命系数1.07；1.16。（5） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得1.07600MPa642MPa1.16550Mpa638

14、MPa()/2(642+638)Mpa=640MPa 其他数据和上对齿轮的数据一样2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径mm=56.43mm（2） 计算圆周速度v=0.58m/s（3） 计算齿宽b及模数b=156.74mm=56.43mm=2.19h=2.25=2.252.19mm=4.93mmb/h=56.43/4.93=11.45（4） 计算纵向重合度 =1.982（5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.58m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.035；由表104查的的计算公式和直齿轮的相同。故 =1.12+0.18(1+0.61)1+0.231056.74

15、=1.42由图1013查得 =1.33由表103查得= =1.4。故载荷系数 K=11.0351.41.42=2.06（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=61.39mm（7） 计算模数 =mm=2.38mm3 按齿根弯曲强度设计由式(1017) 1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K= =11.0351.41.35=1.96（2） 根据纵向重合度=1.982，从图1028查得螺旋角影响系数 0.88（3） 计算当量齿数 =/cos=25/cos14=27.37 =/cos=94/cos14=102.90（4） 查取齿型系数由表105查得=2.564；=

16、2.178（5） 查取应力校正系数由表105查得=1.637；=1.792（6） 图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 =0.91=0.93（7） 图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 =0.91=0.93（8） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得：=325Mpa=252.43MPa（9） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.01291=0.01546 大齿轮的数值大。2） 设计计算=1.90mm对比计算结果，由齿面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，取=2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径=61.

17、39mm应有的齿数。于是由=29.28取=32，则=323.749=1204. 几何尺寸计算1） 计算中心距a=156.65mma圆整后取157mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=14.50由于值改变不大，故参数、等不用修正。3） 计算大、小齿轮的分度圆直径=66.105mm=247.895mm4） 计算齿轮宽度 b=d=mm=66.105mm圆整后取=75mm，=70mm5 .结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。具体结构见零件图三. 滚筒速度校核滚筒实际速度速度误差故齿轮设计符合要求轴的设计计算一. 初步确定轴的最小直径

18、选轴的材料为45钢，先由式d初步确定轴的最小直径(其中取103126)拟定高速轴齿轮为左旋，中间轴齿轮为右旋，则输出轴齿轮为左旋。 （2P132式（153）高速轴：d=mm=18.50m中间轴：d=29.47mm输出轴：d=41.41mm二. 轴的设计与校核1. 作用在齿轮上的力 =N=1450.15N=N=543.41N=tan=355.09N；同理 =4109.76N=1545.04N=1062.86N则=+=4109.76+1450.15=5559.91N=-=1545.04-543.41=1001.63N=-=1062.86-355.09=707.77N2. 滚动轴承的选择由以上的计算

19、可以看出：三根轴的轴向力都非常小，故选用成本最低的深沟球轴承。3. 高速轴的结构设计与校核1) 确定轴上零件的装配方案 如下图所示 a b c d e f(1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 a. 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为32mm；b. 轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达3mm，所以该段直径选为38；c. 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用6208型，即该段直径定为40mm；d. 该段轴要插齿轮；e. 轴肩固定轴承，直径为48mm；f. 该段轴要安装轴承，直径定为40mm。(2) 各段长度的确

20、定各段长度的确定从左到右分述如下：g. 该段由联轴器孔长决定为60mm；h. 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为62mm；i. 该两段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18mm，并且轴承要离箱体内壁10mm,封油盘要突出内壁2 mm,故该段长度定为30mm；j. 该段加工齿轮，齿轮宽为47mm，定为47mm；k. 该段有低速级齿轮齿宽及其与箱体内壁的距离决定，取80mm；l. 该段同c段，同为30mm。所以高速轴的总长为309mm。2) 轴的校核因为选的深沟球轴承，故可把其中点看作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。各受力点与支撑点如下： 按弯扭合成应力校核轴

21、的强度水平弯矩M=*d1/2=7.402N.m =314.71N =543.41N =355.909NM 故其弯矩图为：竖直弯矩 弯矩图为：扭矩图为： 其中=314.71N =944.9N =*122.5/188=944.9N=*65.5/188=505.2N则从上可知危险点在受力点，即齿轮中心=35.42N.m=61.89N.mT=30.232N.m40Cr钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。W=高速轴校核安全。4. 中间轴的结构设计与校核1) 确定轴上零件的装配方案如下图所示： a b c d e (1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 a. a和e段轴

22、用于安装封油盘和轴承6207，取直径为35mm。b. b段安装大齿轮，直径定为38mmc. IV-V段分隔两齿轮，直径为45mm。d. V-VI段安装大齿轮，直径为38mm。(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度a. a段轴承宽度为17mm，由于用脂润滑，轴承离内壁距离为10mm,且b段的大齿轮离内壁为16mm，故a段长度为17+10+16=43mm2。b. b段为大齿轮的宽度42mm。c. c段用于隔开两个齿轮，长度取为10mmd. d段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度75mm。e. e段为轴承宽度为17mm，由于用脂润滑，轴承离内壁距离为10mm，且d段的小齿轮离内壁为7mm，故e段长度

23、为17+10+7=34mm。中间轴总长为204mm.2) 轴的校核因为选的深沟球轴承，故可把其中点看作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。各受力点与支撑点、水平弯矩、竖直弯矩、扭矩图如下： 55.5 68.5 63 133.44 198.80 73.59 37.67 54.74 19.61 141.505=（1450.15*131.5+4109.76*63）/187=2404.33N=（1450.15*55.5+4109.76*124）/187=3155.58N=（1543.04*63-1062.86*66.1/2-355.09*202.394/2）/197N=132.74N=543.4

24、1N=1062.86N5.校核轴的疲劳强度有上面的分析和弯扭图可知：危险点为两个齿轮的中点40cr的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以故中间轴选用安全。5. 输出轴机构设计1) 轴的结构设计见零件图2) 求轴上的载荷因为选的深沟球轴承，故可把其中点看作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。各受力点与支撑点、水平弯矩、竖直弯矩、扭矩图如下：其中= N =N=N =N3) 精确校核轴的疲劳强度滚动轴承的计算 (以下公式引用自1P144表153)一. 高速轴上轴承（6208）校核1 求两轴承受到的径向载荷2 求两轴承受到的轴向载荷 3 求两轴承受到的当量载荷由于为一般载荷，所以载荷系数为

25、。由于(1) 对轴承一，故当量载荷(2) 对轴承二由于，所以，。故当量载荷为4 轴承寿命的校核 二. 中间轴上轴承（6207）校核 1 求两轴承受到的径向载荷 2 求两轴承受到的轴向载荷 3 求两轴承受到的当量载荷由于为一般载荷，所以载荷系数为。(1) 对轴承一因为，故当量载荷(2) 对轴承二由于，所以当量载荷为4 轴承寿命的校核轴承二可用，合格三. 输出轴上轴承（6210）校核1. 求两轴承受到的径向载荷2. 求两轴承受到的轴向载荷3. 求两轴承受到的当量载荷 由于为一般载荷，所以载荷系数为1) 对轴承一由于，所以。故当量载荷为2) 对轴承二因为，故当量载荷4. 轴承寿命的校核键连接的选择及

26、校核计算一. 键的选择选圆头普通平键，材料为钢。所选的结果见下表：代号键宽b键高h键长L直径d(mm)工作长度l（mm）工作高度k（mm）转矩T （Nm）高速轴1108503240430.232中间轴21083638264141.50531085638464141.505输出轴416105652405509.39451498045664.5510.499二. 键的校核由式可得： （2P103式（61）键1 ：键2： 键3： 键4： 键5： 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择一. 高速轴与电动机之间的联轴器电动机输出轴与减速器高速轴之间联轴器的设计计算

27、相联时电动机输出轴与减速器高速轴相联时，由于转速较高。为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器。但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径（直径为38mm） 限制，所以选用 其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径，轴孔长，装配尺寸半联轴器厚（1P163表17-3） 二. 输出轴与工作机之间的联轴器输出轴与工作机之间联轴器的设计计算由于输出轴的转速较低，传递的转矩较大，又因减速器与工作机不在同一机床上，要求有较大的轴线偏移补偿，且本题中载荷平稳，没有冲击。因此常选用承载能力较高的刚性联轴器所以选用弹性柱销联轴器 其主要参数如下：材料HT200公称转矩6

28、30N.m轴孔直径 轴孔长 （1P163表17-3） 减速器附件的选择（以下均来自1P7680）一. 通气器由于在室内使用，选有二次过滤功能的通气器，采用M271.5。二. 油面指示器选用游标尺M12，第二种型号的。三. 起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳。四. 油塞选用外六角油塞及垫片M121.5。五. 窥视孔及视孔盖六. 轴承盖凸缘式端盖易于调整，故选用突缘式轴承盖。润滑与密封一、 齿轮润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为大齿轮半径的，取为42mm。还要至少浸到高速级大齿轮的10mm,定位11mm。二、 滚动轴承润滑由于轴承周向速度速度为2m/s左，选用脂润滑。三、 密封方

29、法的选取当轴不输出时采用闷盖式凸缘式轴承端盖密封；当轴要伸出时采用透盖式凸缘式轴承端盖加毡圈密封；轴承内部的密封采用封油盘密封；设计小结如选用方案二，齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分有均匀的现象。但同时却使整个轴上都要承受扭矩；如果用此种方案，可以使轴的扭矩只在轴的一部分上，但却加剧了轴的弯曲变形，使沿齿宽载荷分有不均匀的现象更名显，故方案二具有明显的优势，这也是我在做此减速器的设计过程中出现的最大的失误。不过考虑到轴所受应力远远小于轴的需用应力，故轴的变形的及其微小，且工作机的载荷平稳，所以此方案还是可行的

30、，但没有方案二好。由于时间紧迫，没有经验，所以这次的设计存在许多缺点，比如说齿轮的计算不够精确，一些小零件选择的有些随意，缺乏必要的计算论证等等缺陷。不过，我相信，通过这次的实践，我能在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考资料目录1 王昆，何小柏，汪信远主编。机械设计课程设计。1995年12月第一版。北京：高等教育出版社，20062 濮良贵，纪名刚主编。机械设计（第七版）。2001年6月第七版。北京：高等教育出版社，20013 周明衡主编。减速器选用手册。2002年6月第一版。北京：化学工业出版社，20024 刘朝儒，彭福荫，高治一编。机械制图（

31、第四版）。2001年8月第四版。北京：高等教育出版社，20025 张琳娜主编。精度设计与质量控制基础。1997年2月第一版。北京：中国计量出版社，20006 刘洪文主编。材料力学（第四版）。北京：高等教育出版社，2004 = 0.895kw=4kw电动机型号：Y132M1-618.27=4.873=3.749=960r/min=197.0r/min=52.55r/min=3.039kw=2.919kw=2.803kwT=30.540 N.m=30.232 N.m=141.505 N.m=509.394 N.m7级精度209714Kt1.6=30.232N.m2.43311.625189.8=5

32、79.25MPa35.73mm=1.73K=2.1339.31mm=1.91mmK=1.990.88=2.724=2.175=1.569=1.793大齿轮的=0.015791.34=1.5=27=131a=122mm=13.76=41.695mm=202.306mm=42mm=47mm2594=141.505N.m=640MPa=56.43mm=2.19=1.982K=2.06=61.39mm=2.38mmK=1.960.88=2.564=2.178=1.637=1.792大齿轮的=0.015461.90mm=2=32=120a=157mm=14.50=66.105mm=247.895mm=75mm=70mm实际速度 速度误差 符合要求=1450.15N=543.41N=355.09N=4109.76N=545.04N=1062.86N=5559.91N=1001.63N=707.77N高速轴的总长为309mm高速轴选择合格中间轴总长为204mm中间轴选用安全=