课程设计绞车传动装置设计Word文件下载.docx
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拟定和讨论传动方案；
选择电动机；
传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配；
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，对启动无特殊要求，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、确定电动机功率
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=12000х0.73∕（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查出有四种适用的电动机型号，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╱
1
Y160M1-2
11
2930
2.0
2.2
2
Y160L-6
970
3
Y160M-4
1460
4
Y180L-8
730
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配各级传动比。
（1）、传动装置的总传动比
总传动比为：
i总=nm╱nw=970╱35=27.7
（2）、分配各级传动比
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=9550P0╱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=9550P1╱n1=9550×
10.03╱970=98.74（N·
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=9550P2╱n2=9550×
9.63╱242.5=379.3（N·
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=9550P3╱n3=9550×
9.06╱60.625=1426.7（N·
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=9550P4╱n4=9550×
8.61╱60.625=1356.40（N·
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）
242.5
60.625
输入功率（kw）
10.13
10.03
9.63
9.06
8.61
输入转矩（N·
99.73
98.74
379.3
1426.7
1356.40
传动比i
6.925
效率η
0.99
0.97
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
确定相关参数和系数：
（1）转矩：
T1=9550P0╱n0=9550×
（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=2.75YF2=2.16
查表得应力修正系数
YS1=1.58YS2=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=210MPaσFlim2=190MPa
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×
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）确定螺旋角为：
β=arccosm1（Z1+Z2）╱2a=arccos2×
（20+138）╱326=14º
8ˊ2ˊˊ
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]
（1）分度圆直径d：
d1=mn·
Z1╱cosβ=4×
20╱cos14º
8ˊ2ˊˊ=82.5mm
d2=mn·
Z2╱cosβ=4×
138╱cos14º
8ˊ2ˊˊ=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=560MPaσHlim2=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=πd1n1╱（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
选择齿轮精度为8级，要求齿面促成的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，
确定相关参数和系数：
（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.
由图4-22查得σHlim1=560MPaσHlim2=530MPa
SH=1
N1=60njLh=60×
N2=N1╱i=5.256×
由图4-24查得ZNT1=1，ZNT2=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、计算主要尺寸：
d1=mZ1=2.5×
25=62.5mm
d2=mZ2=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。
（1）齿形系数
由4-10查得齿形系数YF1=2.75YF2=2.16
（2）应力修正系数
应力修正系数YS1=1.58YS2=1.84
（3）许用弯曲应力[σF]
SF=1.3
由式[σF]1=YNT1·
[σF]1=YNT1·
[σF]2=YNT2·
σF1=2KT1╱（bm2Z1）YFYS=91MPa<
[σF]1=162MPa
σF2=σF1YF2YS2╱（YF1YS1）=85MPa<
[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
62.5×
1000）=3.17m╱s
应改选9级精度。
四、轴的计算
1、选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件知减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。
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）确定轴上零件的位置和固定方式
要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。
确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确定。
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）确定各轴段的直径
轴端①直径最小，d1=35mm；
考虑到要对安装在轴端①上的联轴器进行定位，轴端②上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴端②上安装轴承，轴端②必须满足轴承内径的标准，故取轴端②的直径d2=40mm；
用相同的方法确定轴端③、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）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，轴端③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要求，取l´
=75mm；
查阅有关的联轴器手册取l"
=70mm；
在轴端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·
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·
I-I截面右侧弯矩为
MVI右=FVB·
l╱2=837.5×
118╱2=49410N·
MVⅡ=FVA·
29=837.5×
29=24287.5N·
4）作合成弯矩图
M=
I-I截面：
MI左=
=60925N·
MI右=
=78320N·
Ⅱ-Ⅱ截面：
MⅡ=
=39776N·
5）求转矩图
T=9.55×
106P╱n=272900N·
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
=181000N·
MeⅡ=［M2Ⅱ+（αT）2］½
=168502N·
7）确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，且轴上还有键槽，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：
σeI=MeI╱W=181500╱0.1d33=19.9MPa
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=XFra+YFaa=0.44×
604.67+1.4×
464.72=916.66N
轴承许用寿命：
[Lh]=8×
300=19200h
轴承寿命：
Lha=106╱60n1×
（Ca╱Pa）3=878850h>
[Lh]
所以滚动轴承符合要求。
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×
104N·
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要求。
2、高速级大齿轮键的选择与校核
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×
105N·
K=0.5×
9=4.5mm
l=L-b=56-14=42mm
代入数据，解得σp=49MPa<
故高速级大齿轮的键符合强度要求。
3、低速级小齿轮键的选择与校核
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。
l=L-b=80-14=66mm
代入数据，解得σp=77MPa<
故低速级小齿轮的键符合强度要求。
4、低速级大齿轮键的选择与校核
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。
12=6mm
l=L-b=80-20=60mm
代入数据，解得σp=47MPa<
故低速级大齿轮的键符合强度要求。
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、半精加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各紧固孔、油孔等→去毛刺→清洗→检验
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
箱盖凸缘厚度
b
箱座凸缘厚度
箱座底凸缘厚度
地脚螺钉直径
d
地脚螺钉数目
n
轴承旁连接螺栓直径
盖与座连接螺栓直径
连接螺栓d
的间距
l
轴承端盖螺钉的直径
视孔盖螺钉直径
定位销直径
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：
包括窥视孔和窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱
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