卷扬机机械设计

目录第一章、机械设计课程设计任务书 (2)第二章、电动机的选择 (4)第三章、分配传动比 (6)第四章、齿轮设计 (9)(一) 高速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算 (8)（二）低速级直齿园柱齿轮传动的设计计算 (12)（三）开式齿轮 (17)第五章、减速器轴设计、滚动轴承选择、键连接和联轴器选择 (18)5.1、轴的设计 (18)5.2、滚动轴承的选择及计算 (25)5.3、键连接的选择及校核计算 (28)第六章、附件设计 (29)第七章、设计小结 (31)第八章、参考资料 (33)第一章 机械设计课程设计任务书题目：卷扬机的传动装置的展开式二级圆柱齿轮减速器1.1、图1-1传动装置简图如下所示。

（1）卷扬机数据卷扬机绳牵引力F (N)、绳牵引速度v (m/s)及卷筒直径D (mm)见附表。

（2）工作条件用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。

（3） 使用期限工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为三年。

（4） 产批量及加工条件 小批量生产，无铸钢设备。

1.2、设计任务1）确定传动方案； 2）选择电动机型号； 3）设计传动装置； 4）选择联轴器。

1.3、具体作业1）减速器装配图一张；2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； 3）设计说明书一份。

传动装置卷扬机原动机w联轴器重物1.4、数据表1-1数据编号 1 2 3 4 5 牵引力F/N 12 12 10 8 7牵引速度0.3 0.4 0.5 0.5 0.6v/(m/s)卷筒直径500 470 450 430 460 D/mm第二章 电动机的选择2.1、选择电动机类型按照工作要求选用Y 系列全封闭式笼型三相异步电动机，电压380V 。

2.2、选择电动机容量计算各轴运动及动力参数时，将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依次编号，定为O 轴（电动机轴），1轴，2轴，……，相邻两轴间的传动比表示为011223,,i i i ,……，相邻两轴间的传动效率为01,η12η，23η，……，各轴的输入功率为，P 1，P 2，P 3, ……，各轴的转速为1n ,2n ,3n ,……,各轴的输入转矩为1T ，2T ，3T ，……。

电动机的输出功率、转速的转矩分别为0d P P =，0m n n =，0009550P T n = 传动装置中各轴的输入功率、转速和转矩分别为0110011100101011(),(),9550()min n Pr P P KW n T T i N m i n ηη====g 1221122211212122(),(),9550()min n P r P P KW n T T i N m i n ηη====g 3232233322323233(),(),9550()min P n r p p kw n T T i N m i n ηη====g … … … 电动机所需工作效率为 wd p P η= （P w 为工作机所需功率（kw ）,η为传动装置各部分效率连乘积）。

工作机所需效率为 kw s m N Fv P W 2.410006.070001000=*== 传动装置的总效率为 23212345ηηηηηη=确定各部分效率：V 带传动效率6.901=η， 滚动轴承效率（一对）20.99η=，闭式齿轮传动效率 30.97η=,，联轴器效率 9.904=η, 传动滚筒效率9.905=η,代入得： 5.805423421==ηηηηηη 所需电动机功率为 kw s m N Fv P d 94.485.010006.070001000=**==η 因载荷平稳，电动机额定动率ed p 略大于d p 即可。

查表得Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为.5kw 5ed =P 。

2.3、确定电动机转速滚筒轴工作速度 min 76.20100060r Dvn w π*=二级圆住齿轮减速器为'840i =:，则总传动比范围为16160i =:。

故电动机转速可选范围为()'1616026.67426.724267.2minmind w r ri ηη==⨯=::。

符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000minr。

现以同步转速1500minr和1000minr二种方案进行比较。

对应额定功率为7.5kw 的电动机型号分别为 Y132M —4和Y160M —6型。

表2-1两电动机有关技术参数及总传动比 方 案电动机型号 额定功率/kw同步转速/满载转速/minr电动机质量/kg 传动比/a iⅠ Y132M —4 7.5 1500/1400 81 53.99 ⅡY160M —67.51000/97011936.37由比较得知：方案Ⅰ、电动机重量轻，转速高，但其传动比太大，传动装置外廓尺寸太大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取。

方案Ⅱ、电动机转速适中，传动比较小，易实现。

故选方案Ⅱ，即选定电动机型号Y160M —6。

Y160M —6型三相异步电动机的额定动率7.5kw ，满载转速1000minr，电动机中心高为160mm ，中机座，级数为6。

轴伸出部分用于装联轴器，轴段直径和长度分别为D=42，E=110。

第三章 分配传动比3.1、总传动比：97036.3726.67m a w n i n === 3.2、分配传动装置各级传动比由传动系统方案可知开式圆柱齿轮传动的传动比0134451,1,4i i i ===由计算得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为122301344536.679.0924i i i i i i i ε==== 为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度350HBS ≤，齿面宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等条件。

取高速级传动比688.44.112==i i取低速级传动比29.31223==i i i传动系统的各部分传动比分别为 01122334451, 3.44, 2.64,1,4i i i i i =====。

3.3、 动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：O 轴（电动机轴）14.499550min96049.40000======n P T r n n kw Pd P m1轴（减速器高速轴）m N n P T ri n n kw p p ⋅=====60.1429550min 32076.4010110101η2轴（减速器中间轴）m N n P T ri n n p P ⋅======37.6399550min 26.6857.422212121212η3轴m N n P T ri n n kw P P P ⋅=======20209559min 75.2039.433323233222323ηηη4轴m Nn P T ri n n kw P P P 19799550min 75.2030.444434344333434=====⋅=ηηη3.4、图3-1由计算所得的传动装置简图如下轴号功率()p kw 转矩()T N mg转速n(minr)传动比i传动效率η电动机0轴4.94 49.14 960 - - 1轴 4.76 142.06 320 3 0.96 2轴 4.57 639.37 68.26 4.688 0.96 3轴 4.39 2020 20.75 3.29 0.96 4轴 4.30 1979 20.75 1 0.96第四章 齿轮设计（一） 高速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算4.11、选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理按方案选用直齿圆柱齿轮传动2）卷扬机为一般工作机器，速度不高。

故选用7级精度（GB/10095—88）。

3）材料选择：参考资料得小齿轮选用45钢，调质240~270HBS =。

大齿轮选用45钢，正火 160~190HBS =。

4）选小齿轮齿数122z =，大齿轮齿数2121 3.442275.68z i z ==⨯=，取276z =。

5）选取螺旋角：初选螺旋角012o β=。

4.12、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10—9a ）进行计算，即[]213112.32t t d H k T u z d u φσ⎛⎫±≥ ⎪ ⎪⎝⎭ 1) 确定公式内各计算数值 （1） 试选载荷系数 1.3t k =。

（2） 计算小齿轮传动的转矩4551115.8295.51095.510 5.7310970P T N m N m n =⨯=⨯⨯=⨯g g（3） 由表10—7选取齿宽系数1d φ=。

（4） 由表10—6查得材料的弹性影响系数12189.8E Z mpa =。

（5） 由图10—21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H mpa σ=。

大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2550H mpa σ=。

（6） 由式60h N njL =计算应力循环次数()911606097011030034 2.09510h N n jL ==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯992 2.095100.61103.44N ⨯==⨯（7）由表10—19查得接触疲劳寿命系数10.90HN k =：20.95HN K =。

（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率1%，安全系数1s =，由式[]limN k Sσσ=得 []2lim220.95550522.5HN H H K mpa S σσ==⨯= []1lim110.9600540HN H H K mpa Sσσ==⨯= 4.13、计算（1） 试计算小齿轮分度圆直径1t d ，代入[]H σ中较小的值。

[]224113311 1.3 5.7310 4.44189.82.32 2.3254.121 3.44522.5E t d H K T Z u d mm mm u φσ⎛⎫+⨯⨯⎛⎫≥=⨯⨯= ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭（2）计算圆周速度v 1154.12970 2.75601000601000t d n mm v s sππ⨯⨯===⨯⨯（3）计算齿宽b1154.1254.12d t b d mm φ==⨯=g（4）计算齿轮与齿高之比b h 模数 1154.122.4622tt d m mm z ===齿高 2.25 2.25 2.46 5.535t h m mm mm ==⨯=54.129.785.535b h == （5）计算载荷系数根据 2.75m v s=，7级精度，查图10—8得动载荷系数 1.05v k =：直齿轮，假设100A tk F Nbmm<。

由表10—3查得 1.1H F k k σσ==由表10—2查得使用系数1A k =，由表10—4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，()2231.050.1810.60.2310H d d k b βφφ-=+++⨯将数据代入得()2231.050.1810.6110.231054.12 1.3504H k β-=++⨯⨯+⨯⨯= 由9.78b h =， 1.3504H k β=，查图10—13得 1.28F k β=：故载荷系数1 1.05 1.3504 1.28 1.815A V H H k k k k k αβ==⨯⨯⨯=（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式311t tkd d k =得3311 1.81554.1260.491.3t tkd d mm k ===（7）计算模数m1160.492.7522d m mm z ===4.14、按齿根弯曲强度设计由式（10—5）得弯曲强度公式为[]13212F S d F Y Y kT m z ααφσ⎛⎫≥⎪ ⎪⎝⎭1）确定公式内的各计算数值（1） 由图10—20c 查得小齿轮的弯曲疲劳极限1500FE mpa σ=：大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380HE mpa σ=（2）由图10—18查得弯曲疲劳寿命系数120.85,0.88FN FN k k ==： （3）计算弯曲疲劳强度许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4s =，由式[]limN k Sσσ=得 []1110.85500303.571.4FN FE F k mpa S σσ⨯=== []2220.88380238.861.4FN FE F k mpa S σσ⨯===（4）计算载荷系数k1 1.05 1.1 1.28 1.4784A V F F k k k k k αβ==⨯⨯⨯= （5）查取齿型系数由表10—5可查得122.65; 2.226sa Fa Y Y ==。