1、機械設計課程設計說明書 題目：卷揚機傳動裝置的設計班級：機制11級02班學號：110200218設計者：指導老師：目   錄（一）傳動方案的擬定2（二）選擇電動機3（三）計算總傳動比及配合各級的傳動比41.計算總傳動比42.傳動比分配4（四）設計計算傳動零件51.高速齒輪組的設計與強度校核52.低速齒輪組的設計與強度校核113.開式齒輪傳動的設計16（五）設計計算軸201.低速軸的設計與計算202.中間軸的設計與計算283.高速軸的設計與計算30（六）選擇滾動軸承及壽命計算331.高速軸的滾動軸承校核計算332.低速軸滾動軸承的校核計算353.中間軸滾動軸承校核36（七）選

2、擇和校核鍵聯接38（八）選擇聯軸器39（九）選擇潤滑方式、潤滑劑牌號及密封件39（十）設計計算箱體的結構尺寸40（十一）參考書目42（一）傳動方案的擬定1設計題目 ：卷揚機傳動裝置的設計2.系統總體方案的確定系統總體方案：電動機傳動系統執行機構；3原始數據牽引力F= 1.7KN速度v= 0.3m/s,卷筒的直徑D= 480mm；4工作條件用于建筑工地提升物料，空載啟動，連續運轉，工作平穩。作期限為十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小時，檢修期間隔為三年。5設計內容(1) 電動機的選擇與運動參數計算；(2)斜齒輪傳動設計計算(3) 軸的設計(4) 滾動軸承的選擇(

3、5) 鍵和連軸器的選擇與校核；(6) 裝配圖、零件圖的繪制；(7) 設計計算說明書的編寫 。6設計任務(1)減速器裝配圖一張；(2)零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；(3)設計說明書一份7設計進度第一階段：總體計算和傳動件參數計算； 第二階段：軸與軸系零件的設計；第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制； 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。（二）選擇電動機穩定運轉下工件機主軸所需功率：工作機主軸轉速為：工作機主軸上的轉矩： 初選聯軸器為彈性柱銷聯軸器，滾動軸承為角接觸軸承，傳動齒輪為閉式軟齒面圓柱齒輪和開式直齒輪傳動，因其速度不高，

4、選用7級精度(GB10095-88)，則機械傳動和摩擦副的效率分別如下：彈性柱銷聯軸器： = 0.99圓柱齒輪（7級）： = 0.98角接觸軸承： = 0.99開式齒輪傳動 = 0.96 工作機效率： = 0.98所以，電動機至工件機主軸之間的總效率為： = 0.99 ×0.98× 0.99×0.96×0.98=0.904所以電動機所需功率為 由【1】表2-1各級傳動副傳動比的合理范圍：I總=（35）×（35）×（35）=27125則電動機轉速的可選范圍是：n=(27125) ×12.197=3291525r/min故選取電

5、動機的轉速為 n = 1000，查2表9-39 ，取電動機型號為Y132M1-6(三)計算總傳動比及配合各級的傳動比1. 計算總傳動比2. 傳動比分配初選開式齒輪傳動比i=3,則減速器傳動比，查資料2式（2-8）雙級減速器傳動總傳動比搭配，選高速級傳動比i1=4.7,低速級i2=3。各軸轉速：=960r/min960/4.7=204.26r/min66.1r/min各軸的輸入功率： =0.411×0.99×0.98²×0.99²=0.383KW=0.411×0.99²×0.98²×0.99

6、79;=0.375KW=0.411×0.99²×0.98²××0.96=0.357KW各軸的輸入轉矩： （四）設計計算傳動零件1高速齒輪組的設計與強度校核11選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用斜齒圓柱齒輪傳動，四個齒輪均為斜齒，有利于保障傳動的平穩性；卷揚機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB1009588）；材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBW，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBW。初選小齒輪齒數=23，大齒輪齒數為=4.7×=108。初選螺旋角=12確定許用應力

7、查【2】圖4.19-3，=600MPa；=560MPa查【2】圖4.21-3，=610MPa；=470MPa查【2】表4-10， 取=1=1.25計算壽命：2.07×109同理N2=8.8×108查【2】圖4.20， 查【2】圖,4.22, 查【2】圖4.23,= /=570MPa= /=543.2MPa= /=448.96MPa= /=357.2MPa13齒面接觸疲勞強度計算已知初步計算小齒輪直徑，有式（4.10）得查【2】表4-8,取=90查【2】表4-7,齒寬系數取則齒寬b=取14按齒面接觸疲勞強度設計：由【2】式（4.21）得 因工作機有中等沖擊，查表44得，查【2

8、】圖4.9取齒輪對稱布置，；查【2】圖4.12取查表45取計算齒面接觸應力：查【2】圖4.14，查【2】表46,取 = =43.73取取15校核輪齒彎曲疲勞強度由【2】圖4.18查得，； 查【2】圖4.16得，；因得，取，取由【2】式（4.22）得 = =95.07=448.96MPa同理MPa大小輪齒彎曲疲勞強度滿足要求16確定傳動主要尺寸17計算齒輪寬度 b=48mm B2=50mm， B1=55mm18高速齒輪組的結構設計齒根圓直徑：482×1.25×2=43mm 齒頂圓直徑：=230mm小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結構;大齒輪2的結構尺寸和后續設計出的軸孔直徑計

9、算如下表代號結構尺寸計算公式結果/mm輪轂處直徑=1.6d=1.6 4470輪轂軸向長LL=b50倒角尺寸nn=0.51板孔分布圓直徑=0.5 140板孔直徑=0.2535腹板厚CC=0.3b15腹板最大直徑=2102.低速齒輪組的設計與強度校核2.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用斜齒圓柱齒輪傳動，有利于保障傳動的平穩性；卷揚機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB1009588）；材料選擇。由2表42選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為260HBW，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為230HBW。初選小齒輪齒數=26，大齒輪齒數為=3×=78。初選螺旋角=2.2

10、確定許用應力查【2】圖4.19-3，=710MPa；=580MPa查【2】圖4.21-3，=600MPa；=450MPa查【2】表4-10， 取=1=1.25計算壽命：4.41×108 同理查【2】圖4.20， 查【2】圖,4.22, 查【2】圖4.23, = /=692.25MPa= /=604.94MPa= /=424.32MPa= /=325.08MPa2.3齒面接觸疲勞強度計算已知初步計算小齒輪直徑，有式（4.10）得查【2】表4-8,取=90查【2】表4-7,齒寬系數取則齒寬b=取2.4按齒面接觸疲勞強度設計：由【2】式（4.21）得 因工作機有中等沖擊，查表44得，查【2

11、】圖4.9取齒輪對稱布置，；查【2】圖4.12取查表45取計算齒面接觸應力：查【2】圖4.14，查【2】表46,取 = =75.52mm取取2.5校核輪齒彎曲疲勞強度由【2】圖4.18查得，； 查【2】圖4.16得，；因得，取，取由【2】式（4.22）得 =（）MPa =103.37=424.32MPa同理MPa大小輪齒彎曲疲勞強度滿足要求2.6確定傳動主要尺寸mm2.7計算齒輪寬度b=81mm B2=85mm， B1=90mm2.8低速齒輪組的結構設計 齒根圓直徑： 73.5mm 齒頂圓直徑： 小齒輪3由于直徑較小，采用齒輪軸結構;大齒輪4的結構尺寸和后續設計出的軸孔直徑計算如下表代號結構尺

12、寸計算公式結果/mm輪轂處直徑=1.6d=1.6 5690輪轂軸向長LL=b85倒角尺寸nn=0.51.5板孔分布圓直徑=0.5 155板孔直徑=0.2532腹板厚CC=0.3b26腹板最大直徑=2205.3 開式齒輪組的設計與強度校核5.3.1選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數按傳動裝置的設計方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。卷揚機為一般工作機械，速度不高，由資料2得表10-8可知,選用8級精度（G B10095-88）.材料選擇。由資料2得表10-8可知，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒

13、數=18；由=3.48，大齒輪齒數為= =62.64；取=62由于齒輪傳動為開式，按彎曲疲勞強度設計，按接觸疲勞強度校核。5.3.2按彎曲疲勞強度設計由資料2得查得設計計算公式(10-5)計算： （6-12）確定公式內的各計算值，初選螺旋角=14°彎曲疲勞極限，由資料1圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞極限=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞極限 =380mpaK= KAKVKK=2.765小齒輪傳遞的轉矩 T4 =481.6 ×103N·mm由資料2得圖1026查得 =0.75 =0.75 所以 =1.5 由資料2得表10-7查得，選取齒寬系數=1；由縱向重合度=1.

14、427，查1圖10-28得螺旋角影響系數=0.88 由資料2得表10-6查得，得材料的彈性影響系數=189.8 由資料2得10-13公式計算應力循環次數：N=60nj=60j=6067.6417200=2.92=/= 2.92/3.1= 9.4 由資料2得圖10-18查得，得彎曲疲勞系數：=0.96； =0.98； 計算彎曲疲勞應力由資料2得安全系數S=1.4，有公式：則：=342.857MPa=266MPa =19.12 =65.85 由資料2得表10-5查得齒形系數YFa5=2.91，YFa6=2.28 由資料2得表10-5查得應力校正系數YSa5=1.53， YSa6=1.73計算大、小

15、齒輪的并加以比較=0.012986=0.014633大齒輪的數值大。由資料2得公式(10-5)計算 =3.89mm取標準模數mn=4mm =164.90mm =74.20mm =255.59mm計算齒輪寬度=74.20mm 圓整后取B4=75mm=80mm5.3.3校驗傳動比實際傳動比為 =62.7實際卷筒轉速=1440/67.7=22.95r/min所以轉速相對誤差為（23.3-22.95）×100%/23.3=1.5%<5%符合要求（五）設計計算軸1低速軸的設計與計算1.1列出軸上的功率、轉速和轉矩1.2求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=243 mm 圓周

16、力： 徑向力： 軸向力：1.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。由【2】表6-1，取=110，則輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器的直徑處。為了使所選軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。考慮到轉矩變化較小，所以取=1.5，則：聯軸器的計算轉矩為 所以，查標準GB/T 5843-1986，選用HL4型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為1250Nm。軸孔長度L=112mm，=84mm，軸孔直徑 D=42mm。故取=42mm。1.4初見各段直徑位置軸徑/mm說明裝聯軸器軸端1242由最小直徑來確定裝軸承端蓋軸段236748聯軸器右端用軸肩定位，故取。裝軸承軸段3450由滾動

17、軸承內孔決定，初選深溝球軸承，型號為6010。裝齒輪軸段4556考慮齒輪裝拆方便，應使。軸環段5662考慮軸承用軸肩定位，取。1.5確定各段長度位置軸段長度/mm說明裝聯軸器軸端1280而不會壓在軸的端面上，故略小于。裝軸承端蓋軸段2367由軸承端蓋寬度及其固定螺釘所需拆裝空間要求決定。這里取。為深溝球軸承的寬度12mm及箱體內壁與齒輪距離8mm。裝軸承軸段3431由深溝球軸承寬度，軸承與箱體內壁與齒輪距離，軸承與箱體內壁距離及大齒輪輪轂與裝配軸段的長度差等尺寸決定。裝齒輪軸段4581由齒輪輪轂寬度決定，為使齒輪軸向固定，應略小于寬度，故取。軸環段5672軸環寬度一般為軸肩高度的1.4倍。1.

18、6軸向零件的周向定位齒輪、聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接。由鍵聯接所在軸徑的大小，查得，齒輪處：b × h = 16mm × 10mm (GB/T 10961979)，長度為70mm；同時為保證齒輪與軸配合有良好 的對中性，故選擇齒輪輪與軸的配合為H7/r6；同樣，在聯軸器與軸聯接處，選用平鍵12mm×8mm×70mm，聯軸器與軸的配合為n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。1.7確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2 ×。1.8求軸上的載荷首先作出軸的計算簡圖。由軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如

19、下：=2496N=1335N=172224Nmm=1525N= -88N=×69=105225Nmm=×129= -11352 Nmm=201825Nmm=172598Nmm1.9按彎扭合成應力校核軸的強度進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6，軸的計算應力為：前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得 =60MPa，因此是安全的。1.10精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面截面A、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以這幾個截面均不需要校核。從應力集中

20、對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面和的應力集中的影響相近，但截面不受扭矩作用，故不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面、更不必校核。由第三章可知，鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面的左右兩側即可。截面左側抗彎截面系數W=0.1=0.1×=15746抗扭截面系數=0.2=31492截面左側的彎矩M為M=172598×（129-40）/129=119079Nmm截面上的扭矩 截面上的彎曲

21、應力 =7.56MPa截面上的扭轉切應力 =14.88MPa軸的材料為45鋼，調質處理。查得=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及查取。因為r/d=2/54=0.037；D/d=77/54=1.148所以=2.05，=1.5軸的材料敏感系數為=0.82，=0.85所以有效應力集中系數為=1.8611.425尺寸系數，扭轉尺寸系數=0.82。軸按磨削加工，表面質量系數為軸未經表面強化處理，即=1，則得綜合系數值為=2.708=1.825取碳鋼的特性系數 ，1.11求安全系數=13.43 =11.11 =8.56 >> S=1.5 故可

22、知其安全截面右側抗彎截面系數W公式計算，W=0.1=23833抗扭截面系數 =0.2=47666彎矩M及彎曲應力為 M=119079Nmm=4.996MPa截面上的扭矩 截面上的扭轉切應力 =9.83MPa用插入法求出=3.20；=0.8 × 3.20 = 2.56軸按磨削加工，表面質量系數 故得綜合系數 =3.287=2.647求安全系數=16.746=11.693=9.587 >> S=1.5故可知其安全 2中間軸的設計與計算2.1列出軸上的功率、轉速和轉矩2.2求作用在齒輪上的力 因已知高速軸小齒輪的分度圓直徑為 圓周力 徑向力 軸向力2.3初步確定軸的最小直徑選取

23、軸的材料為45鋼，調質處理。取，則2.4初見各段直徑位置軸徑/mm說明裝軸承軸段125640由滾動軸承內孔決定，初選深溝球軸承，型號為6008。軸環段3-450考慮軸承用軸肩定位，取。裝齒輪軸段4544考慮齒輪裝拆方便，應使。2.5確定各段長度位置軸段長度/mm說明裝軸承軸段1256由深溝球軸承寬度，軸承與箱體內壁與齒輪距離，軸承與箱體內壁距離及大齒輪輪轂與裝配軸段的長度差等尺寸決定。軸環段3-412軸環寬度一般為軸肩高度的1.4倍。裝齒輪軸段4550由齒輪輪轂寬度決定，為使齒輪軸向固定，應略小于寬度，故取。2.6軸向零件的周向定位齒輪采用平鍵聯接。由鍵聯接所在軸徑的大小，查得，齒輪處：b &

24、#215; h =12mm × 8mm (GB/T 10961979)，長度為40mm；同時為保證齒輪與軸配合有良好 的對中性，故選擇齒輪輪與軸的配合為H7/r6； 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為1 ×。2.7按許用彎曲應力強度校核軸 繪軸的受力圖，見下圖計算支反力 垂直面支反力：繞支點B的力矩和 ，得同理 ，得。校核：水平面支反力：同樣由支繞B點力矩和，得同理 ，得校核：轉矩.繪彎矩圖： 垂直平面內的彎矩圖： C處彎矩：D處彎矩：水平面內的彎矩圖： C處彎矩D處彎矩合成彎矩： C處： D處：校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（危險截面C）的強度 取=0.6，根據以上求得

25、的數值由已選定軸的材料45鋼調質，3高速軸的設計與計算3.1列出軸上的功率、轉速和轉矩求作用在齒輪上的力因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為：圓周力 徑向力 軸向力3.2初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-3，取，則3.3初見各段直徑位置軸徑/mm說明裝聯軸器軸端1230由最小直徑來確定裝軸承端蓋軸段2336聯軸器右端用軸肩定位，故取。裝軸承軸段345635由滾動軸承內孔決定，初選深溝球軸承，型號為6007。自由段4540考慮齒輪裝拆方便，應使。3.4確定各段長度位置軸段長度/mm說明裝聯軸器軸端1250為保證軸端擋板壓緊聯軸器，而不會壓在軸的端面上，故略小于。裝軸承端蓋

26、軸段23由軸承端蓋寬度及其固定螺釘所需拆裝空間要求決定。這里取。裝軸承軸段3456由深溝球軸承的寬度確定。由深溝球軸承的寬度及箱體內壁與齒輪距離確定。自由段45106由齒輪輪轂、齒輪之間的距離、齒輪距箱體內壁的距離和軸承與箱體內壁距離等尺寸決定。3.6軸向零件的周向定位在聯軸器與軸聯接處，選用平鍵8mm×7mm×45mm，聯軸器與軸的配合為n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。3.7確定軸上圓角和倒角尺寸圓角R=1.6mm，倒角2×45°。 3.8求軸上的載荷首先作出軸的計算簡圖。由軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭

27、矩圖如下：由水平面 =1419×51.9/186.8=394N =1025N=由垂直面=101N= -431N=×69=105225Nmm=×129= -11352 Nmm=201825Nmm=172598Nmm.3.9校核軸上承受最大彎扭矩的截面強度 取 ，.根據前面選取的材料45鋼調質=60MPa,（六）選擇滾動軸承及壽命計算1高速軸的滾動軸承校核計算1.1.徑向負荷1處軸承： ,2處軸承：，1.2.軸向載荷對于60000型軸承，軸承派生軸向力，其值由的大小來確定，但現在軸承軸向力未知，故先選取e=0.4,因此估算故軸承1“放松”，軸承2“壓緊。插值計算兩次計

28、算的值相差不大，確定1.3計算當量動載荷徑向動載荷系數，。軸向動載荷系數因軸承運轉中有中等沖擊載荷，取,軸承的當量動載荷=(+)=1.5=(+)=1835.9N 1.4驗算軸承壽命因為,故只需校核2處軸承即可.軸承預期壽命與整機壽命相同,為:7200h軸承的實際壽命: 球軸承=3具有足夠的使用壽命.2低速軸滾動軸承的校核計算選用的軸承型號為代號為6007, =16.2KN =10.5KN2.1作用在軸承上的載荷徑向負荷1處軸承 ，2處軸承, ，軸向載荷對于60000型軸承，軸承派生軸向力，其中e為表13-5中的判斷系數，其值由的大小來確定，但現在軸承軸向力未知，故先選取e=0.4,因此估算故軸

29、承2“放松”，軸承1“壓緊。插值計算計算當量動載荷徑向動載荷系數，。軸向動載荷系數因軸承運轉中有中等沖擊載荷，取,軸承的當量動載荷=(+)=1.5=(+)=2007N驗算軸承壽命因為,故只需校核1處軸承即可.軸承預期壽命與整機壽命相同,為:7200h軸承的實際壽命: 球軸承=3具有足夠的使用壽命.3中間軸滾動軸承校核中間軸滾動軸承型號為：7008C， Cr=17.0KN Cur=11.8KN3.1作用在軸承上的負荷徑向負荷A處軸承B處軸承軸向負荷對于60000型軸承，軸承派生軸向力，其中e為表13-5中的判斷系數，其值由的大小來確定，但現在軸承軸向力未知，故先選取e=0.4,因此估算外部軸向力故軸承1“放松”，軸承2“壓緊”。插值計算3.2計算當量動載荷徑向動載荷系數，軸向動載荷系數因軸承運轉中有中等沖擊載荷，取,軸承的當量動載荷=(+)=1.5=(+)=5205.65N3.3驗算軸承壽命因為,故只需校核2處軸承即可.軸承預期壽命與整機壽命相同,為:7200h軸承的實際壽命: 球軸承=3具有足夠使用壽命。（七）選擇和校核鍵聯接1高速軸與聯軸器相連的鍵連接選用及計算由軸設計可知 選用單圓頭平鍵（C型），由【2】表6-6，鍵8×7×45鍵接觸長度l=L-b/2=50-4=46mm,k=0.5h=3.5mm,查【2】表6-7