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绞车传动装置

兰州大学

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：

机械与材料工程学院

专业：

机械制造与自动化

姓名：

李华

年级：

A0921

指导教师：

龙鹏

二零一一年四月

目录：

第一章简介…………………………………………………2

第二章减速箱原始数据及传动装置选择…………………2

第三章电动机的选择计算…………………………………3

第四章圆柱齿轮传动设计…………………………………5

第五章轴的设计……………………………………………7

第六章轴承的选择…………………………………………10

第七章联轴器的选择………………………………………10

第八章键的选择……………………………………………12

第九章箱体的设计…………………………………………12

第十章减速器附件的设计…………………………………12

参考文献……………………………………………………14

第一章简介

【摘要】减速器是一种密封在刚性壳体内的齿轮运动、圆柱齿轮传动所组成的独立部件，常在动力机与工作机之间的传动装置，本次设计的是螺旋运输机用的单级圆柱减速器。

运用AtuoCAD进行传动的二位平面设计，完成圆柱齿轮减速器的平面零件图与装配图的绘制，通过设计，理顺正确的思想，培养综合应用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际来分析和解决机械设计问题的能力及学习机械设计的一般方法步骤，掌握机械设计的一般规律，进行机械设计基本技能的训练：

例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范，进行计算机辅助设计和绘图的训练。

【关键词】圆柱齿轮齿轮传动减速器

第二章减速箱原始数据及传动方案的选择

2.1原始数据

卷筒圆周力F=5000N,工作转速n=60r/min，卷筒直径D=350mm。

间歇工作，载荷平稳，传动可逆转启动载荷是名义载荷的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10年，两班制。

2.2传动方案选择

传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选定电动机型号、合理分配传动比以及计算传动装置的运动和动力参数，为计算各级传动件做准备条件。

1—电动机；2—联轴器；3—斜齿圆柱齿轮减速器；4—开齿齿轮；5—卷筒

注意点是使用这个船东方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。

第三章电动机的选择计算

合理的选择电动机是正确使用的先决条件。

选择恰当，电动机就能安全、经济、可靠的运行；选择得不合适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。

选择电动机的内容包括很多，例如电压、频率、功率、转速、起动转矩、防护形式、结构形式等，但是结合运用的具体情况，需要选择的通常只是功率、转速、防护形式等几项比较重要的内容，因此在这里介绍一下电动机的选择方法与使用。

3.1电动机选择步骤

3.1.1型号的选择

电动机的型号很多，通常选用异步电动机。

从类型上可分为鼠笼式与绕线式电动机两种。

常用鼠笼式电动机有J、J2、JO、JO2、JO3系列小型异步电动机和JS、JSQ系列中型异步电动机。

绕线式有JR、JRO2系列小型绕线式异步电动机和JRQ系列中型绕线式异步电动机。

从电动机的防护形式上又可分为以下几种：

1.防护式。

2.封闭式。

3.密封式。

3.1.2功率的选择

选择电动机功率时，还要兼顾变压器的大小，一般来说，直接启动的最大一台鼠笼式电动机，功率不宜超过变压器容量的1/3.

3.2电动机的型号确定

3.2.1

根据已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭鼠笼型三相异步电动机。

由n=60*1000v/π*D可以得出v的转换经计算：

v=1.10m/s。

1由公式P1=f*v=5000*1.10/1000=5.50kw

2求电机功率PP=P1*η

η=η1*η2*η3*η4*η5*η6

查阅资料可得：

选取η1=0.99——弹性联轴器

η2=0.98——齿轮传动轴承

η3=0.97——斜齿轮传动

η4=0.95——开式齿轮传动

η5=0.99——卷筒轴的轴承

η6=0.96——卷筒的效率

则

η=η1*η2*η3*η4*η5*η6=0.83

P=P1/η=6.63kw

卷筒工作转速为n=60r/min

查表可知圆柱齿轮单级传动比：

i0=3—5；开齿齿轮传动比：

i1=3—5；

则i=9—25；

nd=i*n=540—1500r/min

电动机符合这一范围的同步转速有750、1000、1500。

则：

电动机型号Y132M2—6，满载转速：

960r/min。

开齿齿轮传动比i1=4；

综合考虑方案2更合适

梭巡电动机外型尺寸和安装尺寸如下表所示：

3.2.2总传动比的确定及分配

有选定电动机的满载转速和工作主轴转速，可得：

i=16

1.各轴转速：

Ⅰ轴转速：

nⅠ=n0=960r/min；

Ⅱ轴转速：

nⅡ=nⅠ/i0=80r/min；

Ⅲ轴转速：

nⅢ=nⅡ/i1=20r/min；

2.各轴的输出功率：

Ⅰ轴功率：

PⅠ=P1*η1*η2=5.34kw；

Ⅱ轴功率：

PⅡ=PⅠ*η2*η3=5.07kw；

Ⅲ轴功率：

PⅢ=PⅡ*η4*η5*η6=4.58kw；

3.各轴的输入转矩：

Ⅰ轴转矩：

TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=53.12N·m；

Ⅱ轴转矩：

TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=605.23N·m；

Ⅲ轴转矩：

TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=2186.95N·m；

第四章圆柱齿轮传动设计

4.1齿轮材料及精度的选择

因传递功率较大，选用硬齿面齿轮组合。

小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，硬度为56～62HRC；大齿轮用40Cr表面淬火，硬度为50～55HRC。

选择齿轮精度等级为8级。

4.2齿面接触疲劳强度设计

因两齿轮均为钢制齿轮，所以可以用公式求出mn。

确定有关参数与系数。

mn≥1.17（kT1cos2βYFYS/Ψdz12[σF]）1/3···················①

⑴转矩T1；

T1=9.55×106×P/n1=5.47×104N·mm

⑵载荷系数K：

K=1.4。

⑶齿数在、螺旋角β和齿宽系数Ψd：

因为是硬齿面传动，取z1=20，则

z2=iz1=80

初选螺旋角β=14°。

当量齿数zv，为：

zv1=z1/cos3β=21.89≈22

zv2=z2/cos3β=87.56≈88

查表可知齿形系数YF1=2.75，YF1=2.21。

应力修正系数YS1=1.58，YS2=1.78.

选取Ψd=b/d1=0.8.

⑷许用弯曲应力[σF]：

查σFlim1，小齿轮按16CrMnTi5查；大齿轮按调质钢查，得σFlim1=880MPa，σFlim2=740MPa。

查表可知：

SF=1.4

N1=60njLh=2.52×109；N2=N1/i=6.31×108。

由图可知YNT1=1，YNT2=1；

由公式得：

[σF]1=YNT1σFlim1/SF=629MPa

[σF]2=YNT2σFlim2/SF=529MPa

YF1YS1/[σF]1=0.0069MPa-1

YF2YS2/[σF]2=0.0074MPa-1

由式①可得：

mn≥3.25mm。

因为是硬齿面，mn选大些。

由标准模数值可得：

mn=4mm。

⑸确定中心距a及螺旋角β：

传动的中心距a=ma（z1+z2）/2a=164.88mm

取a=165mm。

确定螺旋角为β=arcosma（z1+z2）/2a=14°8′2″

此值与初选β值相差不大，故不用重新计算。

4.3校核齿面接触疲劳强度

σH=3.17ZE[KT1（u+1）/bd12u]1/2≤[σH]

确定相关参数：

⑴分度圆直径d:

d1=maz1/cosβ=82.5mm

d2=maz2/cosβ=330mm

⑵齿宽b：

b=Ψdd1=66mm

取b2=70mm，b1=75mm。

⑶齿数比u：

u=i=4

⑷许用接触应力[σH]：

由图得：

σHlim1=1500MPa，σHlim2=1220MPa。

查表得：

SH=1.2.

由图得：

ZNT1=1，ZNT2=1.04。

由公式得：

[σH]1=ZNT1σHlim1/SH=1250MPa

[σH]2=ZNT2σHlim2/SH=1057MPa

由表可知：

ZE=189.8MPa1/2

∴σH=265.55MPa

σH〈[σH]2，齿面接触疲劳强度校核合格。

4.4验算齿轮圆周速度v：

V=πd1n1/60×1000=4.15m/s。

符合8级精度的速度范围。

第五章轴的设计

5.1轴的材料与许用应力

由传动功率可知属于中小型功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并调质处理。

查表可得：

σB=650MPa；

[σ-1b]=60MPa。

5.2轴径的估算

查表可得：

C=107～118；

又∵d≥C（P/n）1/3=42.8～47.2mm

考虑到轴的最小直径处安装联轴器，会有键槽的存在，故将直径加大3%～5%,取为44.09～47.2mm。

由设计手册取标准直径：

d1=45mm。

5.3轴的结构设计

由于设计的是单机减速器，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，轴的外伸端安装半联轴器。

⑴确定轴上零件位置和固定方式：

要确定轴的结构形式，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定形式。

齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴环定位，右端用套筒固定。

这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。

齿轮周向固定采用平键连接。

轴承对称安装于齿轮两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。

⑵确定各轴段直径：

轴段1直径最小，d1=45mm；考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为了能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故轴段2的直径：

d2=50mm；用相同的方法确定轴段3、4的直径d3、d4分别为：

55mm、60mm；为了便于拆卸左轴承，可查6208型滚定轴承的安装高度为3.5mm，取d5=47mm。

⑶确定各轴段的长度：

齿轮轮毂宽度为60mm，为保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略微短于齿轮轮毂的宽度，却为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有一段间距，取改间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔内（轴承宽度18mm），并考虑轴承的润滑，取轴端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段4长度为20mm，轴承支点距离l=118根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一段距离的要求，取l′=75mm；查阅联轴器相关资料取l″=70mm；在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于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，键槽宽度按轴段直径可查手册得到。

⑷轴的结构细节：

圆角、倒角、退刀槽等尺寸。

5.4轴径的弯矩合成强度的校核

⑴轴的受力图：

⑵水平面内的弯矩图：

支点反力：

FHA=FHB=F/2=2500N

Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为：

MHⅠ=2500×118/2N·mm=147500N·mm

Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为：

MHⅡ=2500×29N·mm=72500N·mm

⑶做垂面内的弯矩图：

支点反力为：

FVA=Fr2/2-Fa2·d/2l=-435N

FVB=Fr2-FVA=1840.6N

Ⅰ—Ⅰ截面左侧的弯矩为：

MV1左=FVA×l/2=-25665N

Ⅰ—Ⅰ截面右侧的弯矩为：

MV1右=FVB×l/2=108595.4N

Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为：

MVⅡ=FVA·29=-12615N

⑷做合成弯矩图：

M=（MH2+MV2）1/2

Ⅰ—Ⅰ截面：

MⅠ左=（MHⅠ2+MVⅠ左2）1/2=149716.2N

MⅠ右=（MHⅠ2+MVⅠ右2）1/2=183164.4N

Ⅱ—Ⅱ截面：

MⅡ=（MHⅡ2+MVⅡ2）1/2=73589.3N

⑸求转矩图：

T=9.55×106×P/n=955000N·mm

⒃求当量弯矩：

因减速器可逆转，故认为转矩为对称循环变化，修正系数α=1.

Ⅰ—Ⅰ截面：

MeⅠ=[MⅠ右2+（αT）2]1/2=972406.4N

Ⅱ—Ⅱ截面：

MeⅡ=[MⅡ2+（αT）2]1/2=957831.1N

⑺确定危险截面和校核强度：

由图可以看出，截面Ⅰ—Ⅰ、Ⅱ—Ⅱ所受转矩相同，但弯矩MeⅠ>MeⅡ，且轴上有键槽，故截面Ⅰ—Ⅰ可能为危险截面。

但由于轴径d3>d2,故也应对截面Ⅱ—Ⅱ进行校核。

Ⅰ—Ⅰ截面：

W=0.1d23；

σeⅠ=MeⅠ/W=77.79MPa

Ⅱ—Ⅱ截面：

σeⅡ=MeⅡ/W=76.63MPa

查表得[σ-1b]=90Mpa,满足σe<[σ-1b]的条件，故设计的轴有一定的强度，并有一定的裕量。

第六章轴承的选择

6.1轴承种类的选择

深沟球轴承，型号：

6208.

6.2深沟球轴承的结构

深沟球轴承一般由一对套圈，一组保持架，一组钢球组成。

其结构简单，使用方便，是生产最普遍，应用最广泛的一类轴承。

该类轴承主要用来承受径向负荷，但也可承受一定量的任一方向的轴向负荷。

当在一定范围内，加大轴承的径向游隙，此种轴承具有角接触轴承的性质，还可以承受加大的轴向负荷。

深沟球轴承装在轴上以后，可使轴或外壳的轴向位移限制在轴承的径向游隙范围内。

同时，当外壳孔和轴（或外圈对内圈）相对有倾斜时，（不超过8～—16～根据游隙确定）仍然可以正常的工作，然而，既有倾斜存在，就必然降低轴承的使用寿命。

深沟球轴承与其他类型相同尺寸的轴承相比，摩擦损失最小，极限转速较高。

在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下，可用此类轴承承受纯轴向负荷。

如若提高其制造精度，并采用胶木、青铜、硬铝等材质的实体保持架，其转速还可提高。

深沟球轴承结构简单，使用方便，是生产批量最大、应用范围最广的一类轴承，主要用以承受径向负荷。

当轴承的径向游隙加大时，具有角接触球轴承的性能，不能承受加大的轴向负荷。

此类轴承摩擦系数小，震动、噪声低，极限转速高，不耐冲击，不适合承受较重负荷。

深沟球轴承一般采用钢板冲压浪形保持架，也可采用工程塑料、铜制实体保持架。

密封轴承内部根据不同的使用环境可添加相应的轴承专用润滑脂。

主轴选用6206的轴承

从动轴选6208的轴承。

第七章联轴器的选择

7.1联轴器的功用

联轴器是将两轴轴向连接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。

联轴器有时也兼有过载安全保护功能。

7.2联轴器的类型特点

刚性联轴器：

刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，也不具有缓冲减震性能；但结构简单，价格便宜。

只有在载荷平稳，转速稳定，能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下，才可选用刚性联轴器。

挠性联轴器：

具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，最大量随型号不通而异。

无弹性的挠性联轴器：

承载能力大，但也不具有缓冲减震性能，在高速或转速不稳定或经常正、反转时，有冲击噪声。

适用于低速、重载、转速平稳的场合。

非金属无弹性的挠性联轴器：

在转速不平稳时有很好的缓冲减震性能；但由于非金属（橡胶、尼龙等）弹性元件强度低、寿命短、承载能力小、不耐高温和低温，故适用于高速、轻载和常温的场合。

金属无弹性的挠性联轴器：

在结构上的特点是，存在一个保险环节（如销钉可动联接等），其只能是承受限定载荷。

当实际载荷超过事前限定的载荷时，保险环节就发生变化，截断运动和动力的传递，从而保护机器的其余部分不致损坏，即起安全保护作用。

起动安全联轴器：

除了具有过载保护作用外，还有将机器电动机的带载起动转变为近似空载起动的作用。

7.3联轴器的选择

联轴器选择原则：

转矩T：

T↑，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器；T有冲击振动，选有弹性元件挠性联轴器；

转速n：

n↑，非金属弹性元件的挠性联轴器；

对中性：

对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；

装拆：

若考虑装拆方便，选可直接经向移动的联轴器；

环境：

若在高温下工作，不可选有非金属的挠性联轴器；

成本：

同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；

7.4联轴器的材料

半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可选用ZG270—500铸铁。

链齿硬度最好为40HRC～45HRC。

联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。

用单排链时，滚子和套筒受力，销轴只起联接作用，结构可靠性好；用双排链时：

销轴受剪力，承受冲击能力较差，销轴和外链板之间的过盈配合容易松动。

在高速轻载场合，宜选用较小链节距的链条，重量轻，离心力小；在低速重载场合，宜选用较大链节距的链条，以便加大承载面积。

链轮齿数一般为12～22.为避免过渡链节，宜取偶数。

因为轴直径为45mm，查表《弹性柱销联轴器》可知选用HL3型号。

第八章键的选择

键应该选择平键A型，查表得：

从动轴段1键槽宽b为5mm，键高h为2mm，键长l为20mm；

从动轴段3键槽宽b为6mm，键高h为4mm，键长l为12mm；

主动轴段1键槽宽b为8mm，键高h为5mm，键长l为18mm；

第九章箱体的设计

箱体是减速器中所有零件的基座，必须保证足够的强度和良好的加工性能，便于拆装与维修，箱体由箱座和箱盖两部分组成，均采用HT200铸造而成。

具体尺寸见见第三章表格。

第十章减速器附件的设计

10.1箱体上的附件

⑴检查孔：

为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，箱体顶部能直接观察到到齿轮啮合的部位处设置检查孔，平时，箱体的盖板用螺钉固定在箱盖上。

⑵通气孔：

减速器工作时，箱体内的温度上升，气体膨胀，压力增大，通气孔使向内热胀空气能自由排出，以保持箱内的压力平衡，不致使热胀空气沿分箱面或轴件密封件等缝隙渗漏，所以在箱体顶部设通气孔。

⑶轴承盖：

为固定轴系部件的轴向位置并受轴向载荷，轴向座孔用轴向盖封闭。

采用凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体外伸的轴承盖处的通孔，其中有密封装置。

⑷定位销：

为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔和加工的位置，在箱盖和箱座的纵向凸缘上配装定位销，采用两个圆。

⑸油尺：

为方便检查减速器内油池油面的高度，以经常保持油池内适量的油，在箱盖上装设油尺组合件，。

⑹放油螺塞：

为方便换油时排放污油和清洗剂，在箱座底部、油池底部的位置开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住放油螺塞与箱体底部之间应加防漏用的垫圈。

⑺启箱螺钉：

为方便拆卸时开盖，在箱盖连接凸缘上加一个螺孔，启箱用的圆柱端的启箱螺钉。

10.2润滑与密封

⑴齿轮的润滑：

采用浸油润滑，浸油高度约为1/6的大齿轮的直径。

⑵滚动轴承润滑：

采用脂润滑。

⑶一般闭式齿轮传动采用油润滑，开式齿轮采用脂润滑。

⑷密封方法的选择：

选用凸缘式端盖易于调整，轴承盖尺寸按其定位的轴承外径决定。

参考文献：

[1]陈立德.机械设计基础.3版.北京：

高等教育出版社.2007.

[2]陈立德.机械设计基础课程设计指导书.3版.北京：

高等教育出版社.2007.

[3]《机械设计师手册》编写组.机械设计师手册.北京：

机械工业出版社.

[4]郑文纬，吴克坚主编.机械原理（第7版）.北京：

高等教育出版社.1997.

[5]孙桓，陈作模主编.机械原理（第6版）.北京：

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清华大学出版社.1999.

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高等教育出版社.1999.

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高等教育出版社.2001.

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北京：

高等教育出版社.2001.

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高等教育出版社.1997.

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高等教育出版社.2001.

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北京：

机械工业出版社.2000.