1、項目：二級傳動設計系部：機電工程系班級：11級機電4班學號：20110103159姓名：黃建軍指導老師：劉光浩目錄 一 設計卷揚機傳動裝置3二 設計傳動裝置中帶傳動8三 設計減速箱的齒輪10四 軸的結構設計15五 計算軸承的壽命23六 附圖24機構設計任務2一、 設計卷揚機傳動裝置。由已知條件可得：(1)、確定工作機需要的功率Pw和卷揚機的轉速Nw P=FV1000nw=4.2kwn=601000VD=24.92rmin(2)、初定電動機的類型和轉速初估系統的總效率為0.80.9，需要電動機的功率為P=P/n=4.675025kw 根據PP,則可以選用的電動機有Y-132M2-6、Y-132S

2、-4、Y132S1-2，以這三種方案做一個比較表，綜合考慮傳動裝置的傳動比、重量、價格三方面的因素，擬選用電動機的型號為：方案電動機型號額定功率/kw滿載轉速總傳動比1Y-132M2-65.5 kw960r/min38.462Y-132S-45.5 kw1440r/min57.783Y132S1-25.5 kw2900r/min116.37(3)功能分析總傳動比i=n/n=38.46根據總傳動比的大小，可采取二級減速傳動。每一級傳動又有很多種傳動方案：各種傳動的方案子功能局部方案摩擦傳動閉式嚙合傳動123456第一級傳動V帶傳動直齒傳動斜齒傳動人字齒傳動錐齒傳動蝸桿傳動第二級傳動直齒傳動斜齒傳

3、動人字齒傳動鏈傳動從可行方案中初選四個較佳的方案，傳動示意圖如附件1所示：方案一：A1+B2方案二：A3+B4方案三：A4+B5方案四：A5+B3由四種傳動方案的簡圖可知，完成同一個任務的機器，改變減速傳動裝置，其設計方案可有多種形式，若改變機器的工作原理，則設計方案還會更多。分析上述四種傳動方案。方案四：傳動效率高，結構緊湊，使用壽命長。當要求大啟動力矩時，制造成本較高。方案三：能滿足傳動比要求，但要求大啟動力矩時，鏈傳動的抗沖擊性能差，噪音大，鏈磨損快壽命短，不易采用。方案二：傳動效率高，使用壽命長，但要求大啟動力矩時，啟動沖擊大，使用維護較方便。方案一：采用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可

4、滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，可適當啟動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。缺點是傳動尺寸較大，V帶使用壽命較短。綜合分析比較，選用方案一。（4）確定輸入功率P和額定功率功率P如傳動方案一圖所示，為串連方式組合，根據查表可得。取滾動軸承效n=0.99，V帶傳動效率n=0.96，一對齒輪嚙合傳動效率n=0.97，聯軸器效率n=0.99，傳動系統的效率為：n=( n)(n)(n) (n)=0.960.970.990.99=0.868傳動系統的效率為0.868，在估計值的范圍內，所以電動機型號仍可選用Y-132M2-6，額定功率Ped=5.5kw，轉速：P=P/n

5、=4.2kw/0.868=4.84kwPd作為傳動系統動力計算的依據。（5）傳動比的分配。經分析，取帶傳動比i=3，兩級齒輪傳動的傳動比i=13。兩級閉式齒輪嚙合，為保證兩級傳動的大齒輪和合理的侵油深度，高速傳動比i與低速級傳動比i的關系為i1.3i,則：i= =4.1i= i/i=3.2(6)各軸的運動和動力參數 根據公式的各軸的轉速：小帶輪軸 n=n=960r/min軸的轉速 n=n/i=320r/min軸的轉速 n= n/ii=960/(34.1)=78r/min軸的轉速 n=n/i= n/ iii=960/(34.13.2)=24r/min 根據公式的各軸的輸入功率： 小帶輪的輸入功率

6、 P= P=4.84kw 軸的輸入功率 P= Pn=4.65kw 軸的輸入功率 P= Pn=4.46kw 軸的輸入功率 P=Pn=4.28kw 卷筒軸的輸入功率 P筒=Pn=4.19kw 根據公式的各軸的轉矩： 小帶輪軸的轉矩： T=9550 P/ n=44.57N.m 軸的轉矩： T=9550P/n=138.77N.m 軸的轉矩： T=9550P/n=546.06N.m 軸的轉矩： T=9550P/n=1703.08N.m 卷筒機的轉矩： T=9550P/n=1605.7N.m 計算結果見下表 一般允許設計值與設計要求有3%5%的誤差。 方案一傳動系統各軸的運動和動力參數計算結果 電動機軸軸

7、軸軸轉速n/r*min-19603207824輸入功率P/kw5.54.654.464.28輸入轉矩T/kw44.57138.77546.061703.08傳動比i34.13.2效率n0.960.960.96二、 設計傳動裝置中帶傳動。由上計算可得：電動機額定功率P=5.5kw，電動機轉速n=960r/min，從動輪轉速n=320r/min，每天工作16個小時。步驟計算及說明結果(1)計算功率(2)選擇帶型(3)確定帶輪基準直徑(4)驗算帶速(5)計算帶長查表104取K=1.3P= KP=1.35.5kw=7.15kw根據P=7.15kw和n=960r/min由表10-3選取A型帶由表確定d=

8、112mm,d=id(1-)=(960/320)112(1-0.02)=321mm,查表取標準值355mmV=d/(601000)=3.14112960/(601000)5.6m/s初定中心距0.7（112+355）a2(112+355),取a=500mm,帶的基準長度L=2 a +/2(d+d)+(d-d)/4a=1762mm查表10-3選取相近的L=1800mm計算及說明K=1.3P=7.15kwA型d=112mm d=355mmV=5.6m/s因為5m/sV25m/s,符合。a=500mmL=1800mm結果步驟(6)確定中心距(7)驗算包角（8）確定帶的根數z(9)單根V帶的初拉力（1

9、0）作用在軸上的力a= a+( L-L)/2=500+(1800-1762)/2=519mm,a=a-0.015L=519-0.0151800=492mma=a+0.03L=519-0.031800=465mma=180-57.3(d-d)/a=180-57.3(355-112)/519=153120根據d和n查表得片P=1.15kw,i1時，單根V帶的額定功率增量根據帶型及i查表的P=0.11kw查表的K=0.93,查表的K=1.01有z=P/(P+P)KK=7.15/(1.60+0.11)10.896.06F=500 P/zv(2.5/K-1)+qV184NF=2Z Fsin(a/2) a

10、 =519mma=153,符合。P=1.15kwP=0.11kw取z=6F=184N三、 設計減速箱的齒輪（1）、已知軸的傳動率P=4.65kw,小齒輪轉速n=320r/min,傳動比i=4.5,兩班制工作。步驟計算及說明結果(1)選擇齒輪材料和精度等級(2)按齒面接觸強度設計1) 載荷系數K2) 小齒輪轉矩T3) 齒輪Z和齒寬系數4) 許用接觸力【】步驟小齒輪選用45鋼調制，硬度為217255HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為169217HBS.因為是普通減速器，由表可知選用9級精度。兩齒輪均為調質齒輪，由公式可得d值，先確定有關參數與系數：查表取K=1.1T=9.5510(P/n)=1.

11、4410N.mm小齒輪齒數22，則大齒輪齒數為99，軸的齒輪傳動為不對稱布置，由表取齒寬系數 =1由圖可得=560MPa, =530MPa.由表查的安全系數S=1.按使用壽命10年，雙向運轉，計算應力循環次數N、NN=60njL=603201(105240)=3.9910N= N/i=3.1010/4.5=8.710計算及說明小齒輪選用45鋼調質，硬度217255HBS,大齒輪選用45鋼正火K=1.1T=1.410N.mmz=22,z=99=1=560MPa=530MPa結果4）許用接觸應力【】5) 分度圓直徑(3)幾何尺寸計算(4)按齒根彎曲疲勞強度校核1)許用彎曲應力步驟查圖的Z=1.1，

12、Z=1.25，由公式有=Z/S=616MPa=Z/S=662.5MPa由公式的d76.43=59.6mmm= d/z=59.6/22=2.9查表，取標準模數m=3mmd=mz=322=66mmd=mz=399=297mmb=d=166=66mm,經圓整，取b=70mm,則b= b+5=75mma=m(z+z)/2=181.5mm根據公式，因為,則校驗合格由圖查的，=440MPa,=410MPa,由表查的S=1.3，由圖查的Y=Y=1計算及說明=616MPa=663MPam=3mmd=66mmd=297mmb=70mmb=75mma=181.5mmY=Y=1結果2)齒形系數及應力修正系數4）齒輪

13、圓周速度=Y/S=338MPa=Y/S=315MPa由表查的，Y=2.75,Y=2.18Y=1.58,Y=1.80,由公式的=(2K T/bmz)/ YY=100MPa=616MPa=(Y Y/ Y Y)=90MPa=663MPa可見彎曲疲勞強度足夠。V=dn/601000=1.11m/s可知選9級精度合適。=338MPa=315MPa=100MPa=90MPaV=1.11m/s（2）、已知軸的傳動功率P=4.46kw,小齒輪的轉速n=78r/min,傳動比i=3,兩班制工作。步驟計算及說明結果(1)選擇齒輪材料和精度等級(2)按齒面接觸強度設計6) 載荷系數K7) 小齒輪轉矩T8) 齒輪Z和

14、齒寬系數9) 許用接觸力【】步驟小齒輪選用45鋼調制，硬度為217255HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為169217HBS.因為是普通減速器，由表可知選用9級精度。兩齒輪均為調質齒輪，由公式可得d值，先確定有關參數與系數：查表取K=1.1T=9.5510(P/n)=5.510N.mm小齒輪齒數22，則大齒輪齒數為66，軸的齒輪傳動為不對稱布置，由表取齒寬系數 =1由圖可得=560MPa, =530MPa.由表查的安全系數S=1.按使用壽命10年，雙向運轉，計算應力循環次數N、NN=60njL=60781(105240)=9.7310N= N/i=9.7310/3=3.2410計算及說明小齒

15、輪選用45鋼調質，硬度217255HBS,大齒輪選用45鋼正火K=1.1T=5.510N.mmz=22,z=66=1=560MPa=530MPa結果4）許用接觸應力【】10) 分度圓直徑(3)幾何尺寸計算(4)按齒根彎曲疲勞強度校核1)許用彎曲應力步驟查圖的Z=1.13，Z=1.25，由公式有=Z/S=633MPa=Z/S=663MPa由公式的d76.43=97.8mmm= d/z=97.8/22=4.45查表，取標準模數m=4.5mmd=mz=4.522=99mmd=mz=4.566=297mmb=d=199=99mm,經圓整，取b=100mm,則b= b+5=105mma=m(z+z)/2

16、=198mm根據公式，因為,則校驗合格由圖查的，=440MPa,=410MPa,由表查的S=1.3，由圖查的Y=Y=1計算及說明=633MPa=663MPam=4.5mmd=99mmd=297mmb=100mmb=105mma=198mmY=Y=1結果2)齒形系數及應力修正系數4）齒輪圓周速度=Y/S=338MPa=Y/S=315MPa由表查的，Y=2.75,Y=2.28Y=1.58,Y=1.75,由公式的=(2K T/bmz)/ YY=117.8MPa=633MPa=(Y Y/ Y Y)=108MPa=663MPa可見彎曲疲勞強度足夠。V=dn/601000=0.4m/s可知選9級精度合適。

17、=338MPa=315MPa=117.8MPa=108MPaV=0.4m/s四 軸的結構設計： 1、已知電動機額定功率P=5.5kw,軸的從動輪轉速n=24r/min,齒輪分度圓直徑d=297mm,n嚙合角a=20,輪轂長為100mm,要求減速器能經常正反轉，設計減速器低速軸的結構尺寸。（1） 選擇軸的材料及熱處理方法，并確定許用應力。 選用45號鋼，正火處理。查表的抗拉強度=600MPa,查表的許用彎曲應力=55MPa.(2)按純剪切強度估算最小直徑。 d=C若取齒輪傳動的效率（包括帶傳動效率，軸承效率在內）n=0.78；低速軸P=Pn=4.28kw;查表取C=115，按上式計算的： dC)

18、=115=64考慮軸外伸端和聯軸器用一個鍵連接，故將軸徑放大5%，即取d=65mm,由于軸頭連接外圍為聯軸器，為了使所選的軸的直徑與連接器的徑相適應，故同時選擇聯軸器。（3） 軸的結構設計 1）確定軸上零件的布置和固定方式，為了滿足軸上零件的軸向固定，將該軸設計成階梯軸。按扭矩M=T=9550(P/n)=1703N.m,查設計手冊選用TL10型彈性套柱銷聯軸器，半聯軸器的孔徑為65mm,長142mm.半聯軸器與軸頭配合部分的長度為107mm，要滿足半聯軸器的軸向固定要求，在外伸軸頭左端需制出一軸肩。由于是二級齒輪減速器，因此將齒輪布置在箱體的左側，軸承不對稱地布置在兩側。齒輪以軸環和套筒實現軸

19、向固定，以平健連接和優先選用的過盈配合實現周向固定，以過渡配合實現周向固定。聯軸器以軸肩、平鍵連接實現軸向固定和周向固定，軸的結構草圖如附件2所示。2）確定軸的各段直徑，外伸端直徑65mm,定位軸肩高度h一般取h=(0.070.1)d,d為軸的直徑，以此確定聯軸器定位軸肩高Hmin=3.5mm,通過軸承端蓋的軸身直徑d=72mm,非定位軸肩的高度沒有嚴格的規定，一般取12mm.因此這里選用6215型軸承，軸頸直徑為75mm;軸承的定位軸肩的高度必須低于軸承內圈端面的高度，查國家標準GB/T276，軸肩高Hmin=4.5mm,所以軸肩和套筒外徑取為84mm,圓角r=1mm;取齒輪軸頭直徑為80m

20、m,定位軸環高度h=5mm,于是軸環直徑為85mm;其余圓角均為r=1.5mm。3）確定各軸段長度。輪轂長為100mm，為保證軸向定位可靠，與齒輪和聯軸器等零件配合的軸段長度一般應比輪轂長度短23mm,因此取軸頭長度為98mm,軸承不對稱地布置于齒輪兩側，查手冊的軸承寬度為25mm,軸承長度與軸承寬度相等為25mm。齒輪端面至箱體內壁的距離各取20mm,以便容納軸環和軸套；若軸承端面至箱體內壁的距離為2mm,這樣就可以定跨距為273mm.按箱體結構需要，軸身伸出端的長度為46mm,為安裝聯軸器預留空間位置。本聯軸器與軸頭配合部分的長度為46mm,為安裝聯軸器預留空間位置。半聯軸器與軸頭配合部分

21、的長度為107mm,但為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上，而不是壓在軸的端面上，軸頭長度應比半聯軸器的配合長度短，取98mm為聯軸器的軸頭長度。（4） 軸的強度校核軸的強度校核計算步驟計算及說明結果1繪制軸的空間受力圖2從動齒輪上的外力偶局3從動輪上周向力徑向力4計算H平面內的彎矩步驟參見附表T=9.5510(P/n)=1703N.m故作用在軸上的扭矩為M= T=1703NmF=2T/d=21703/0.297=11468NF=Ftan20=114682.23=25574NF= F/cos20=11468/0.94=12200NM=Fd/2=(1207280)/2=488000NR= (M2+F

22、b)/L=21233NR=( Fa+ M)/L=9703N繪制H平面的彎矩圖。由圖（C）中看出最大彎矩發生在C面所在截面上，其值為：M=ab F/L=1492121N.m繪制V平面內的彎矩圖，由圖e中可看出V平面的最大彎矩也發生在計算及說明參見圖紙T=1703N.mM=1703N.mF=11468NF=25574NF=12200NM=488000NR=21233NR=9703NM=1492121N.m結果5 計算V平面內的彎矩6計算合成彎矩7繪制扭矩圖8計算當量彎矩9強度校核C所在截面上，但彎矩值有突變，其值為M= (Ma+ Fab)/L=1643169N.mM=( Fab+ Mb)/L=18

23、29074N.m繪制合成彎矩圖如圖f所示，由于在H平面和V平面內的彎矩圖均在C所在截面上達到最大，所以將C截面左右兩側的彎矩進行合成得到M=( M)+( M)=2.1910M=( M)+( M)=2.3410繪制扭矩圖如圖g所示繪制當量彎矩圖h所示。繪制當量彎矩圖的方法與繪制合成彎矩圖的方法相似，由繪制的當量彎矩圖可知，危險截面處于點C,因此，必須對C截面進行驗算。由于要求減速器能正反轉，因而可認為轉矩是對稱循環變化的轉矩，所以a=1，由此得到：M=( M)+(a M)=2.1910由公式：= M/W= M/0.1d=43M=1643169N.mM=1829074N.mMc=2.1910Mc=

24、2.3410M=2.1910=432、已知電動機額定功率P=5.5kw,軸的從動輪轉速n=78r/min,齒輪分度圓直徑d=297mm,n嚙合角a=20,齒輪一的輪轂長為70mm,齒輪二的輪轂長為105mm,要求減速器能經常正反轉，設計減速器低速軸的結構尺寸。（2） 選擇軸的材料及熱處理方法，并確定許用應力。 選用45號鋼，正火處理。查表的抗拉強度=600MPa,查表的許用彎曲應力=55MPa.(2)按純剪切強度估算最小直徑。 d=C若取齒輪傳動的效率（包括帶傳動效率，軸承效率在內）n=0.81低速軸P=Pn=4.46kw;查表取C=115，按上式計算的： dC)=115=44mm將軸徑放大5

25、%，即取d=45mm。（3）軸的結構設計 1）確定軸上零件的布置和固定方式，為了滿足軸上零件的軸向固定，將該軸設計成階梯軸。軸的結構草圖如附圖2所示。2）確定軸的各段直徑。這里選用6209型軸承，軸頸直徑為45mm;軸承的定位軸肩的高度必須低于軸承內圈端面的高度，查國家標準GB/T276，軸肩高Hmin=4.5mm,所以軸肩和套筒外徑取為52mm,圓角r=1mm;取齒輪一的軸頭直徑為50mm,定位軸環高度h=5mm,于是軸環直徑為60mm;齒輪二的軸頭直徑為50mm,其余圓角均為r=1.5mm。3）確定各軸段長度。齒輪一的輪轂長為70mm，齒輪二的輪轂長為105mm,為保證軸向定位可靠，與齒輪

26、的軸段長度一般應比輪轂長度短23mm,因此取齒輪一的軸頭長度為68mm,齒輪二的軸頭長度為103mm,軸承不對稱地布置于齒輪兩側，查手冊的軸承寬度為19mm,軸承長度與軸承寬度相等為19mm。齒輪端面至左箱體內壁的距離取20mm,以便容納軸環和軸套；若軸承端面至箱體內壁的距離為2mm,這樣就可以定跨距為273mm. (4)軸的強度校核 同上，經計算，強度足夠！ 3、已知電動機額定功率P=5.5kw,軸的從動輪轉速n=320r/min,齒輪分度圓直徑d=66mm,嚙合角a=20,輪轂長為75mm,要求減速器能經常正反轉，設計減速器低速軸的結構尺寸。 (1)選擇軸的材料及熱處理方法，并確定許用應力

27、。 選用45號鋼，正火處理。查表的抗拉強度=600MPa,查表的許用彎曲應力=55MPa.(2)按純剪切強度估算最小直徑。 d=C若取齒輪傳動的效率（包括帶傳動效率，軸承效率在內）n=0.84低速軸P1=Pn=4.65kw;查表取C=115，按上式計算的： dC)=115=28考慮軸外伸端和帶輪用一個鍵連接，故將軸徑放大5%，即取d=30mm, (3)軸的結構設計 1）確定軸上零件的布置和固定方式，為了滿足軸上零件的軸向固定，將該軸設計成階梯軸。由于是二級齒輪減速器，因此將齒輪布置在箱體的右側，軸承不對稱地布置在兩側。齒輪以軸環和套筒實現軸向固定，以平健連接和優先選用的過盈配合實現周向固定，以過渡配合實現周向固定。帶輪以軸肩、平鍵連接實現軸向固定和周向固定，軸的結構草圖如附圖3所示。2）確定軸的各段直徑，外伸端直徑30mm,定位軸肩高度h一般取h=(0.070.1)d,d為軸的直