卷扬机的减速器的设计说明书

卷扬机传动装置设计方案
一、传动方案：外挂v 带轮，两级圆柱齿轮减速器（展开式，传动比范围：8-40） 二、选择电动机型号：计算过程； 1、
工
作
机
的
功
率
：
KW
F w 33.010=⨯= 滚筒转速：
min /65.1360)42.0(3.0r n w =⨯⨯÷=π v 带轮的传动比范围：2~4，二级圆柱齿
轮减速器的传动比一般范围：8~40，故电机的可选转速为：
min /2184~4.21865.13)160~16(r n d =⨯= 电动机需要的功率：
KW F F w d 53.3)96.099.097.099.096.0(34=⨯⨯⨯⨯÷=÷=η，其中v 带轮
的传动效率为0.96；8级齿轮传动效率0.97；球轴承一对，效率为0.99；联轴器效率为：0.99；二级圆柱齿轮减速器传动效率为：0.95；滚筒传动效率为：0.96。

根据以上计算结果选取电动机的型号为：Y132M1-6,同步转速为1000r/min ，满额转速为960r/min,额定功率为：4KW 2、
分配传动比 (1) 总传动比33.7065
.13960===
w m a n n i (2) 分配各级传动比：
取v 带轮的传动比为40=i ，则减速器的传动比58.174
33.7001===
i i i a 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比78.458.173.13.112=⨯==i i 则低级速的传动比为：68.378
.458
.1712
23==
=i i i 3、
运动和动力参数计算：
0轴(电动机轴)：
m
N n P T r n n KW P P m d ∙=⨯======12.35960
53
.395509550min
/96053.300000
1轴（高速轴）：
m
N n P T r i n n KW P P ∙=⨯=====
=⨯=⨯=9.134240
39.395509550min /2404
96039.396.053.31110101101η
2轴（中间轴）：
m N n P T r i n n KW P P ∙=⨯=====
=⨯⨯=⨯⨯=18.6202
.5026.395509550
min /2.5078
.4240
26.397.099.039.322212123212ηη
3轴（低速轴）
m N n P T r i n n KW P P ∙=⨯=====
=⨯⨯=⨯⨯=5.219165
.1313.395509550
min /65.1368
.32.5013.397.099.026.333323233223ηη
4轴（滚筒轴）
m N n P T r n n KW P P ∙=⨯=====⨯⨯=⨯⨯=88.214765
.1307.395509550
min /65.1307.399.099.013.3444343234ηη
4、
传动零件的设计计算 1) 齿轮的确定：
由于速度不高，故选取8级精度的齿轮，小齿轮的材料为40Cr （调质），硬度为250HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

选取高速级中的小齿轮齿数为23，则大齿轮的齿数为38.10078.421=⨯，圆整为101。

按齿面接触强度设计（10-9a ）：
[]3
2
11132.2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛±∙⨯≥H E d t Z u u KT d σφ 1. 试选载荷系数3.1=t K
2. 计算小齿轮转矩：m N n P T ∙⨯=⨯⨯=⨯=5511
5110349.1240
39.3105.95105.95
3. 由表10-7选取齿宽系数1=d φ
4. 由表10-6查的材料的弹性影响系数218.189MPa
Z E =
5. 由图10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限MPa HLim 6001=σ；
大齿轮的接触疲劳强度极限MPa HLim 5502=σ 6. 由式10-13计算应力循环次数：
8
1110912.6)1030082(12406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N ；
88
210446.178
.410912.6⨯=⨯=N
7. 由图10-19取接触疲劳寿命系数90.01=HN K ；95.02=HN K 。

8. 计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得
[][]MPa
S
K MPa
S
K HN H HN H 5.52255095.05406009.02lim 22
1
lim 11=⨯===⨯==σ
σσσ
9. 试算小齿轮分度圆直径1t d ，代入[]H σ中的较小的值
[]mm Z u u T K d H E d
t t 952.485.52211078.478.5110349.13.132.2132.232
5
3
2
1
1=⎪⎭⎫ ⎝⎛∙⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛±∙⨯≥σφ
10. 计算圆周速度v 。

s m n d v t /615.01000
60240
952.4814.31000601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
π
11. 计算齿宽b 。

mm d d b t 952.48952.4811=⨯=∙=φ 12. 计算齿宽与齿高之比
h b 。

模数：mm z d m t t 13.221
952.4811===；齿高：mm m h t 79.413.225.225.2=⨯==；
22.1079
.4952
.48==h b 13. 计算载荷系数。

根据s m v /795.0=，8级精度，由图10-8查得动载系数
08.1=v K ；直齿轮，1==ααF H K K ；由表10-2查得使用系数1=A K ；由
表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，455.1=βH K ；由
45.11310455.1,67.14=-==ββF H K K h
b
得查图;故载荷系数572.1455.1108.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K
14. 按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径，由式10-10a 得
mm K K d d t t 99.513
.1572.1952.4833
11=⨯== 15. 计算模数。

mm z d m 26.223
99
.5111===
，圆整为2.5mm 16. 几何尺寸计算。

分度圆直径：
mm
mz d mm mz d 5.2521015.25.52215.22211=⨯===⨯==；中心距：
mm d d a 25.1662
2755.57221=+=+=
； 齿轮宽度：mm d b d 5.525.5211=⨯==φ；取mm B mm B 53,5821==
17. 低速级齿轮传动的确定方法同上，取小齿轮齿数为37，大齿轮齿数为136.16，
圆整为137；模数为2mm 。

分度圆直径：
mm
mz d mm mz d 2741372743722211=⨯===⨯==；中心距：
m m d d a 1742
274
74221=+=+=
；齿轮宽度：mm d b d 747411=⨯==φ；取 mm B mm B 79,7421==
2） 确定皮带轮
1.确定计算功率ca P 。

由表8-7查得工作情况系数1.1=A K ;故
KW P K P A ca 4.441.1=⨯==
2.选取v 带带型。

根据ca P 、1n 由图8-11选用A 型。

确定带轮的基本直径1d d 并验算带速v 。

(1)初选小带轮的基准直径1d d ；由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径
mm d d 901=。

（2）验算带速v ；按式8-13验算带的速度
s m n d v d /78.61000
601440
9014.31000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
π；因为5m/s<v<30m/s,故带速合适。

（3）计算带轮的基准直径；根据式8-15a ，计算大带轮的基准直径
mm id d d d 36090412=⨯==；根据表8-8圆整为360mm.
3.确定v 带的中心距和基准长度d L 。

（1）根据式8-20，初定中心距mm a 5000=。

（2）由式8-22计算带所需的基准长度
()()()mm a d d d d a L d d d d 95.1598500
49028028090214
.350024)(2
22
2
122100≈⨯-+++⨯=-+
++
≈π
由表8-2选带的基准长度mm L d 1600=。

（3）按式8-23计算实际中心距a 。

mm L L a a d d 5002
95
.15981600500200≈-+=-+
≈；由式8-24得中心距的变化范围为476~548mm 。

4.验算小带轮上的包角
()()0000
012
1905.160500
3.57902801803.57180≥≈--=--≈a d d d d α。

5.计算带的根数z
（1）计算单个v 带的额定功率r P 。

由m i n /1440n 9011r mm d d ==和，查表8-4a 得KW P 064.10=。

根据KW P A i r n 17.0b 483min,/144001=∆-==得型带，查表和 查表8-5得95.0=αK ，表8-2得99.0=L K ，于是
()KW K K P P P L r 16.199.095.017.0064.1)(0=⨯⨯+=∙∙∆+=α
（2）计算v 带的根数z
79.316
.14
.4===
r ca P P z ，圆整为4。

6.计算单根v 带初拉力的最小值()min 0F 。

由表8-3得A 型带的单位长度质量q=0.1Kg/m,所以
()()()N
qv zv
K P K F ca
17878.61.078
.6495.04.495.05.2500
5.2500
22min 0=⨯+⨯⨯⨯-=+-=αα 应使带的初拉力min 00)(F F >
7.计算压轴力p F 。

压轴力的最小值为N F z F p 14022
160
sin
178422
sin
)(2)(1
min 0min =⨯⨯⨯==α
3）轴的确定设计3轴（减速器输出轴）的主要计算。

1．计算大齿轮上所受到二力。

KN
F F KN d T F t r t 5.520tan 1.15cos 1.152901000
85.218922033=⨯===⨯⨯==
α径向力圆周力
2.初步确定轴的最小直径
按式15-2初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45刚,调质处理，取1050=A ，于是得mm n P A d 3.6465
.1313
.310533
330min =⨯==。

根据联轴器的计算公式3T K T A ca =，查表14-1，取3.1=A K ;则有
mm N T K T A ca ∙=⨯==284680521898503.13，查GB/T5014-2003，选用HL6
弹性柱销联轴器，其公称转矩为mm N ∙3150000。

半联轴器的孔径mm d 651=，半联轴器长度L=172mm 。

3.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案 采用图15-8所示的装配方案
（2）初步选择滚动轴承。

根据工作条件选用深沟球轴承。

参照工作要求，由轴承
产品目录中初步选用0基本游隙组、标准精度等级的6014。

其尺寸为 mm mm mm B D d 2011575⨯⨯=⨯⨯。

（3）使用毛毡密封圈，其参数为：mm mm mm d D d 6890701⨯⨯=⨯⨯
（3）根据轴向定位的要求初步确定轴的各段直径和长度
m m
L m m L m m L m m L m m L m m L m m L m m d m m d m m d m m d m m d m m d m m d 77226046101701207375817573706525613741234567==============
（3）轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。

根据
mm d 814=由表6-1查
得平键截面mm mm h b 1422⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm ，同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为
6
7
n H ；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为mm mm mm l h b 701222⨯⨯=⨯⨯半联轴器与轴的配合为
6
7
k H 。

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸为6m 。

（4）确定轴上圆角与倒角尺寸
取轴端倒角为0
452⨯，各轴端倒角见详图。

（5）求轴上载荷 在水平面上有：
m
N m N l F M KN F F F KN l l l F F NH H NH t NH t NH ⋅=⋅⨯===-=-==+⨯=+=
65964069956054.556.91.1556.9119
69119
1.1521123231弯矩右侧左侧
在垂直面上有：
m
N m N l F M KN F F F KN l l l F F NV V NH t NV r NV ⋅=⋅⨯===-=-==+⨯=+=
24012069348002.248.35.548.3119
69119
5.521123231弯矩右侧左侧
总弯矩m N M M M ⋅=+=+=701984240120659640222
221
扭矩m N d F T t ⋅=⨯==
6115502
81
1510024 （6）按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时候，通常只是校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。

根据式15-5及上面的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取7.0=α，轴的计算应力
MPa W
T M ca 78.18751.0)6115006.0(701984)(3
2
2
2
2
1=⨯⨯+=
+=
ασ
由表15-1查得45刚的MPa 60][1=-σ。

因为][1-<σσca ，故安全。

高速轴的相关参数：mm d 2.42min =，。