课程设计绞车传动装置设计.doc

机械设计基础课程设计
设计计算说明书

题 目：绞车传动装置
院 系：电气学院
专 业：机电一体化
姓 名：单成涛
班 级：机械1304班
指导教师：

十二月

目录
前言 …………………………………………………………
一、拟定传动装置的传动方案 ………………………………

二、电动机的选择 ……………………………………………

三、传动装置运动及动力参数计算 …………………………

四、轴的计算 …………………………………………………

五、滚动轴承的选择及设计计算……………………………

六、键连接的选择和计算 …………………………………

七、联轴器的选择 …………………………………………

八、减速器附件的选择 ……………………………………

九、润滑和密封 ……………………………………………

参考文献 …………………………………………………

前言：
1、 传动方案简图：

1——电动机；2——联轴器；3——斜齿圆柱齿轮减速器；4——开式齿轮；5——卷筒

2、工作情况：
间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，启动载荷为名义载荷的1.25倍。传动比误差为±5%。每隔2min工作一次，停机5min，工作年限为2023，两班制。

3、 原始数据：
卷筒圆周力F=12023N，卷筒转速n=35r／min，卷筒直径D=400mm

4、 设计内容：
1） 拟定传动装置的传动方案
2） 电动机的选择
3） 传动装置的运动参数和动力参数的计算
4） 传动件及轴的设计计算
5） 轴承、键的选择和校核计算机及减速器润滑和密封的选择
6） 减速器的结构及附件设计
7） 绘制减速器装配图、零件图
8） 编写设计计算说明书

5、 设计任务：
1） 绘制减速器装配图一张；
2） 零件工作图1至3张；
3） 设计计算说明书一份。

6、 设计进度：
第一阶段：拟定和讨论传动方案；选择电动机；传动装置总传动比的拟定及各级传动比的分派；计算各轴的功率、转矩和转速。
第二阶段：传动零件及轴的设计计算。
第三阶段：设计及绘制减速器装配图。
第四阶段：零件工作图的绘制。
第五阶段：编制设计说明书。

一、 拟定传动装置的传动方案：
由题目所知传动机构类型变位齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析认证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两个齿轮浸油深度可以大体相同，结构较复杂；轴向尺寸大，中间轴较短，刚度好，中间轴承润滑较容易。

二、电动机的选择：
1、 选择电动机的型号
本减速器在常温下连续工作，载荷平稳，对启动无特殊规定，但工作环境灰尘较多，故选用Y型三相笼型感应电动机，封闭式结构，电压为380V。

2、 拟定电动机功率
工作机所需的电动机输出功率为：
Pd=Pw∕η
Pw=Fv∕1000ηw
所以Pd= Fv∕1000η·ηw
η·ηw=η联·η齿·η3轴承·η卷筒·η开齿
=0.99х0.97х0.993х0.96х0.95=0.868
nw=60х1000v∕πD
v= nw·πD∕（60х1000）
=35х3.14х400∕（60х1000）=0.73m∕s
所以Pd= Fv∕1000ηηw=12023х0.73∕（1000х0.868）=10.13kw
按推荐的合理传动比范围，取开式齿轮传动比i=3~5，故电动机转速的可选范围为：
n´d=i´d·nw=（3~5）х350r∕min=（1050~1750）r∕min
因载荷平稳，电动机的额定功率Ped大于Pd即可，符合这一范围的同步转速有750r∕min、1000r∕min、1500r∕min、3000r∕min，再根据计算出的容量，由文献1附录8附表8.1查出有四种合用的电动机型号，其技术参数的比较情况见下表：

方案
电动机型号
额定功率
（kw）
电动机满载转速
（r∕min）
启动转矩╱
额定转矩
最大转矩╱
额定转矩
1
Y160M1-2
11
2930
2.0
2.2
2
Y160L-6
11
970
2.0
2.0
3
Y160M-4
11
1460
2.2
2.2
4
Y180L-8
11
730
2.0
2.0
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及开式齿轮传动和减速器的传动比，比较四个方案可知：选定电动机型号为Y160M-4，所选电动机的额定功率Ped=11kw，满载转速nm=1460r∕min，总传动比适中，传动装置结构比较紧凑。

3、计算传动装置的总传动比及分派各级传动比。
（1）、传动装置的总传动比
总传动比为：i总=nm╱nw=970╱35=27.7

（2）、分派各级传动比
根据文献2表2.2推荐传动比的范围，选取开式齿轮传动的传动比i1=4，则一级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比为：i2=i总╱i1=27.7╱4=6.925
3、 计算传动装置的运动参数和动力参数。
0轴——电动机轴：
P0=Pd=10.13（kw）
n0=nw=970（r╱min）
T0=9550 P0╱n0=9550×10.13╱970=99.73（N·m）
1轴——减速器高速轴：
P1= P0·η1=10.13×0.99=10.03（kw）
n1=n0╱i1=970（r╱min）
T1=9550 P1╱n1=9550×10.03╱970=98.74（N·m）
2轴——减速器低速轴：
P2= P1·η1·η2=10.03×0.99×0.97=9.63（kw）
n2= n1╱i2=242.5（r╱min）
T2=9550 P2╱n2=9550×9.63╱242.5=379.3（N·m）
3轴——开式齿轮轴：
P3= P2·η2·η3=9.63×0.95×0.99=9.06（kw）
n3= n2╱i3=60.625（r╱min）
T3=9550 P3╱n3=9550×9.06╱60.625=1426.7（N·m）
4轴——卷筒轴：
P4= P3·η4·η3=9.06×0.96×0.99=8.61（kw）
n4= n3 =60.625（r╱min）
T4=9550 P4╱n4=9550×8.61╱60.625=1356.40（N·m）
将计算的运动参数和动力参数列于表2中。
表2 计算所得运动参数和动力参数
参数\轴名
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速（r╱min）
970
970
242.5
60.625
60.625
输入功率（kw）
10.13
10.03
9.63
9.06
8.61
输入转矩（N·m）
99.73
98.74
379.3
1426.7
1356.40
传动比i
6.925
4
效率η
0.99
0.97
0.99
0.96
0.95

三、传动装置运动及动力参数计算
（一）、一级斜齿圆柱齿轮的设计
1、 选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用45刚调质，硬度为220~250HBS
大齿轮选用45刚正火，硬度为170~210HBS
选择齿轮精度为8级

2、 校核齿根弯曲疲劳强度
按斜齿轮传动的设计公式可得：
mn≥1.17[KT1cos2βYFYS╱（ΦdZ21[σF]）]1╱3
拟定相关参数和系数：
（1） 转矩：
T1=9550 P0╱n0=9550×10.13╱970=99.73（N·m）
（2） 载荷系数K：
根据查表4-7，取K=1.4
（3） 齿数Z1、齿宽系数Φd和螺旋角β
取Z1=20，则Z2=I·Z1=6.925×20=138.5 取圆整Z2=138
初选螺旋角 β=14º
当量齿数ZV为：
ZV1=ZV╱cos3β=20╱cos314=21.89≈22
ZV2=ZV╱cos3β=138╱cos314=151.04≈151
查表得齿形系数
YF1=2.75 YF2=2.16
查表得应力修正系数
YS1=1.58 YS2=1.84
选取Φd=0.8
（4） 许用弯曲应力[σF]
由图4-23查σFlim1，小齿轮按调制刚查取，大齿轮按正火刚查取，得
σFlim1=210 MPa σFlim2=190 MPa
查表得 SF=1.3
N1=60njLh=60×1460×1×8×10×300×25%=5.256×108
N2= N1╱i =5.256×108╱4=1.314×108
查图4-25得 YNT1= YNT2=1
由公式[σF]1= YNT1·σFlim1╱SF得
[σF]1= YNT1·σFlim1╱SF=210╱1.3=162MPa
[σF]2= YNT2·σFlim1╱SF=190╱1.3=146MPa
YF1·YS1╱[σF]1=2.75×1.58╱162=0.0268MPa-1
YF2·YS2╱[σF]2=2.16×1.84╱146=0.0272MPa-1
代入数据，解得mn≥1.17
a=4（20+138）╱（2×cos14）=325.77mm
取a=326mm
（5） 拟定螺旋角为：
β=arccosm1（Z1+ Z2）╱2a=arccos2×（20+138）╱326=14º8ˊ2ˊˊ
此值与初选β值相差不大，故不必重新计算。

3、 校核齿面接触疲劳强度
σH=3.172E（KT（u+1）╱bd2u）1╱2≤[σH]
拟定相关参数和系数：
（1） 分度圆直径d：
d1= mn·Z1╱cosβ=4×20╱cos14º8ˊ2ˊˊ=82.5mm
d2 = mn·Z2╱cosβ=4×138╱cos14º8ˊ2ˊˊ=571.3mm
（2）齿宽
b=Φd·d1=0.8×82.5=66mm
取b2=70mm，b1=75mm
（3）齿数比 u=I=4
（4）许用接触应力[σH]
由图4-23查得
σHlim1=560MPa σHlim2=530MPa
查图4-24得 SH=1
查得 ZNT1=1，ZNT2=1.06
由公式[σH]1= ZNT1·σHlim1╱SH1得：
[σH]1= ZNT1·σHlim1╱SH1=1×560=560MPa
[σH]2= ZNT2·σHlim2╱SH2=1.06×530=561MPa
由表4-8查得弹性系数 ZE=189.8（MPa）1╱2
故 σH==3.172×189.8
（6） 验算齿轮圆周速度V
v=πd1 n1╱（60×1000）=3.14×82.5×970╱（60×1000）=4.19m╱s
由文献1表10.22知选8级精度是合适的。

（二）、开式齿轮的设计
1、选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用45刚调质，硬度为220~250HBS
大齿轮选用45刚正火，硬度为170~210HBS
选择齿轮精度为8级，规定齿面促成的Ra≤3.2~6.3μm

2、按齿面接触疲劳强度校核
因两齿轮均为钢质齿轮，求出d1的值，
拟定相关参数和系数：
(1) 转矩：
T3=9550 P3╱n3=9550×9.06╱60.625=1426.7（N·m）
(2)载荷系数K，根据查表4-7，取K=1.1
(3)齿数Z1和齿宽系数Φd
小齿轮齿数Z1取为25，则大齿轮齿数为100.
因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，选取Φd=1.
（4）许用接触应力[σH]
由图4-22查得 σHlim1=560MPa σHlim2=530MPa
SH=1
N1=60njLh=60×1460×1×8×10×300×25%=5.256×108
N2= N1╱i =5.256×108╱4=1.314×108
由图4-24查得 ZNT1=1，ZNT2=1.06
由公式[σH]1= ZNT1·σHlim1╱SH1得：
[σH]1= ZNT1·σHlim1╱SH1=1×560=560MPa
[σH]2= ZNT2·σHlim2╱SH2=1.06×530=562MPa
故 d1≥76.43[KT1（ u+1）╱Φdu[σH]2]1╱3
=76.43×[1.1×105×5╱（1×4×5602）=58.3mm
m= d1╱Z1=58.3╱25=2.33mm
由表4-2取标准模数 m=2.5mm

3、计算重要尺寸：
d1= m Z1=2.5×25=62.5mm
d2= m Z2=2.5×100=250mm
b=Φd·d1=62.5mm
经圆整后取 b2=65mm ，b1= b2+5=70mm
a=1/2×m（Z1+ Z2）=156.25mm

4、按齿根弯曲疲劳强度校核：
由4-10得出σF，如σF≤[σF]，则校核合格。
拟定相关参数和系数：
（1）齿形系数
由4-10查得齿形系数 YF1=2.75 YF2=2.16
(2) 应力修正系数
应力修正系数 YS1=1.58 YS2=1.84
(3) 许用弯曲应力[σF]
由图4-23查σFlim1，小齿轮按调制刚查取，大齿轮按正火刚查取，得
σFlim1=210 MPa σFlim2=190 MPa
SF=1.3
查图4-25得 YNT1= YNT2=1
由式[σF]1= YNT1·σFlim1╱SF得
[σF]1= YNT1·σFlim1╱SF=210╱1.3=162MPa
[σF]2= YNT2·σFlim1╱SF=190╱1.3=146MPa
σF1=2KT1╱(bm2 Z1)YFYS=91MPa<[σF]1=162MPa
σF2=σF1YF2YS2╱（YF1YS1）=85 MPa<[σF]2=146MPa
所以齿根弯曲疲劳强度校核合格。

5、验算齿轮圆周速度V
v=πd1 n1╱（60×1000）=3.14×62.5×970╱（60×1000）=3.17m╱s
应改选9级精度。

四、 轴的计算
1、选择轴的材料，拟定许用应力
由已知条件知减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊规定，故选用45钢并经调质解决。由表4-22查得强度极限σB=650MPa，再由表4-23得弯曲应力[σ-1b]=60MPa。

2、按扭转强度估算轴径
根据表11-2得C=107~118。又由式d≥C(P╱n)1╱3得
d≥C(P╱n)1╱3=(107~118)(8╱280)1╱3mm=32.7~36.1mm
考虑到到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3% ~5%，取为33.68~37.91mm。有设计手册取标准直径d1=35mm。
3、设计轴的结构并绘制结构草图
由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外端安装半联轴器。
1）拟定轴上零件的位置和固定方式
要拟定轴的结构形状，必须先拟定轴上零件的装配顺序和固定方式。拟定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩定位，右端用套筒定位。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全拟定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。
2）拟定各轴段的直径
轴端直径最小，d1=35mm；考虑到要对安装在轴端上的联轴器进行定位，轴端‚上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴端‚上安装轴承，轴端‚必须满足轴承内径的标准，故取轴端‚的直径d2=40mm；用相同的方法拟定轴端ƒ、④的直径d3=45mm、d4=55mm；为了便于拆卸左轴承，可查出6208型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取d5=47mm。
3）拟定各轴段的长度
齿轮轮毂宽度为60mm，为保证齿轮固定可靠，轴端ƒ的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为58mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴端④的长度取为20mm，轴承支点距离l=118mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的规定，取l´=75mm；查阅有关的联轴器手册取l"=70mm；在轴端、ƒ上分别加工出键槽，使两键槽处在轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5~10mm，键槽的宽度按轴端直径查手册得到。
4）选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。
按设计结果画出轴的结构草图。

4、按弯矩合成强度校核轴径
1）画出轴的受力图。
2）作水平面内的弯矩图。支点反力为
FHA=FHB=Ft2╱2=2059╱2=1030N
I-I截面处的弯矩为
MHI=1030×118╱2N·mm=60770N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为
MHⅡ=1030×29N·mm=29870N·mm
3）作垂直面内的弯矩图，支点反力为
FVA=Fr2╱2-Fa2·d╱2l=（763.8╱2-405.7×265╱2╱118）Ｎ＝－73.65N
FVB=Fr2- FVA=763.8+73.65=837.5N
I-I截面左侧弯矩为
MVI左=FVA·l╱2=（-73.65）×118╱2=-4345N·mm
I-I截面右侧弯矩为
MVI右=FVB·l╱2=837.5×118╱2=49410N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为
MVⅡ=FVA·29=837.5×29=24287.5N·mm
4）作合成弯矩图
M=
I-I截面：
MI左= = 60925 N·mm
MI右= =78320 N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面：
MⅡ= =39776 N·mm
5）求转矩图
T=9.55×106P╱n=272900 N·mm
6）求当量弯矩
因减速器单向运转，故可认为转矩为脉冲循环变化，修正系数α为0.6。
I-I截面：
MeI=［ M2I右+（αT）2½］½=181000 N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面：
MeⅡ= ［M2Ⅱ+（αT）2］½=168502 N·mm
7）拟定危险截面及校核强度
截面I-I、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩MeI> MeⅡ，且轴上尚有键槽，故截面I-I也许为危险截面。但由于轴径d3>d2，故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。
I-I截面：
σeI= MeI╱W=181500╱0.1d33=19.9MPa
Ⅱ-Ⅱ截面：
σeⅡ= MeⅡ╱W=168502╱0.1d32=26.3MPa
查表得[σ-1b]=60MPa，满足σe<[σ-1b]的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定的裕量。
（5）修改轴的结构
因所设计轴的强度裕量不大，故此轴不必再作修改。
（6）绘制轴的零件图

五、滚动轴承的选择及设计计算
滚动轴承的设计
根据上面求得的轴在垂直面内和水平面内支点反力可知：
径向载荷：Fra=（R2va+ R2Ha）2=604.67N
轴向载荷：Faa=Fa=464.72N
选择圆锥滚子轴承36208，宽度为18mm，外径D=80mm，额定动载荷Ca=26.8KN，额定静载荷，C0a=20.5KN
Faa╱C0a=464.72╱20500=0.02267
Faa╱Fra =464.72╱604.67=0.7686
查表得径向载荷系数X=0.44，轴向载荷系数Y=1.4，所以当量动载荷为：
Pa=X Fra+Y Faa=0.44×604.67+1.4×464.72=916.66N
轴承许用寿命：[Lh]=8×8×300=19200h
轴承寿命：Lha=106╱60n1×（Ca╱Pa）3=878850h >[Lh]
所以滚动轴承符合规定。

六、键连接的选择和计算
1、 联轴器键的选择与校核
σp=2T×103╱kld≤[σp]
高速轴直径D=40mm，半联轴器的长度为84mm，因此选择键的宽度b=12mm，键高h=8mm，键长L=80mm。
T=5.89×104 N·mm
k=0.5×8=4mm
l=L-b=80-12=68mm
查表得[σp]=100Mpa
代入数据，解得σp=10.8MPa<[σp]
故高速轴上的键符合规定。
2、高速级大齿轮键的选择与校核
σp=2T×103╱kld≤[σp]
由于高速轴直径D=45mm，高速级大齿轮的宽度B1=60mm。因此选择键的宽度b=14mm，键高h=9mm，键长L=56mm。
T=2.085×105 N·mm
K=0.5×9=4.5mm
l =L-b=56-14=42mm
查表得[σp]=100Mpa
代入数据，解得σp=49MPa<[σp]
故高速级大齿轮的键符合强度规定。

3、低速级小齿轮键的选择与校核
σp=2T×103╱kld≤[σp]
由于直径D=45mm，低速级小齿轮的宽度B1=90mm。因此选择键的宽度b=14mm，键高h=9mm，键长L=80mm。
T=2.085×105 N·mm
K=0.5×9=4.5mm
l =L-b=80-14=66mm
查表得[σp]=100Mpa
代入数据，解得σp=77MPa<[σp]
故低速级小齿轮的键符合强度规定。

4、低速级大齿轮键的选择与校核
σp=2T×103╱kld≤[σp]
直径D=70mm，低速级大齿轮的宽度B2=85mm。因此选择键的宽度b=20mm，键高h=12mm，键长L=80mm。
T=5.89×104 N·mm
K=0.5×12=6mm
l =L-b=80-20=60mm
查表得[σp]=100Mpa
代入数据，解得σp=47MPa<[σp]
故低速级大齿轮的键符合强度规定。

七、联轴器的选择
已知高速轴的最小直径dmm=20.16mm和选择电动机的轴的直径d=42mm，转矩Tr=88.3N·m，在校核高速轴的强度时，选取的联轴器的类型为：HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630N·m，轴孔直径范围在30·40之间，故取d=30mm，半联轴器的长度为82mm。

八、减速器附件的选择
1、箱体：
用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭的工作空间，防止外界灰沙侵入和润滑溢出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。
材料为：HT200。加工方式如下：
加工工艺路线：铸造毛坯→时效→油漆→划线→粗、精加工基准面→粗、精加工各平面→粗、半精加工各重要加工孔→精加工重要孔→粗、精加工各次要孔→加工各紧固孔、油孔等→去毛刺→清洗→检查
箱体参数：
名称
符号
一级齿轮减速器
计算结果
箱座壁厚
б

箱盖壁厚
б

箱盖凸缘厚度
b

箱座凸缘厚度
b

箱座底凸缘厚度
b

地脚螺钉直径
d

地脚螺钉数目
n

轴承旁连接螺栓直径
d

盖与座连接螺栓直径
d

连接螺栓d的间距
l

轴承端盖螺钉的直径
d

视孔盖螺钉直径
d

定位销直径
d

轴承旁凸台半径
R

凸台高度
h

大齿轮顶园与内机壁距离
△

机座助厚
m

轴承端盖外径
D

轴承端盖凸缘厚度
e

轴承旁连接螺栓距离
s

2、 附件：
涉及窥视孔和窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。

九、润滑和密封
1、 润滑：
齿轮采用浸油润滑。当齿轮圆周速度V≤12m╱s时，圆柱齿轮浸入油的深度约为一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离h≥30~60mm。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的1╱3~1╱2，采用稠度较小的润滑脂。
2、 密封：
防止外界灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。查表得，高低速轴密封圈为唇型密封圈（FB型），GB╱T9877.1-1998.