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 0.6

v/(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 =，0

00

9550

P 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 P

r P P KW n T T i N m i n ηη==

==g 1221

122211212122(),(),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 w

d 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： 5.80542

342

1==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 D

v

n 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()'1616026.67426.724267.2min

min

d w r r

i ηη==?=::。符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000min

r

。现以同步转速1500min

r

和1000min

r

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/min

r

电动机质量/kg 传动比/a i

Ⅰ Y132M —4 7.5 1500/1400 81 53.99 Ⅱ

Y160M —6

7.5

1000/970

119

36.37

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1000min

r

，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：97036.3726.67

m 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

1223013445

36.67

9.0924

i 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

29.312

23==

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）

14.499550

min

96049.40

000======n P T r n n kw Pd P m

1轴（减速器高速轴）

m N n P T r

i n n kw p p ?====

=60.1429550

min 32076.40

101

10101η

2轴（减速器中间轴）

m N n P T r

i n n p P ?====

==37.6399550

min 26.6857

.42

2

212

1

21212η

3轴

m N n P T r

i n n kw P P P ?====

===20209559

min 75.2039.43

3

323

2

33222323ηηη

4轴

m N

n P T r

i n n kw P P P 19799550

min 75.2030.44

4

434

3

44333434===

==?=ηηη

3.4、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 m

g转速

n(min

r)

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[]2

13112.32t 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

4

5

5

1

11

5.82

95.510

95.510 5.7310970

P 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1

2

189.8E 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 ==??????=?

9

92 2.09510

0.61103.44

N ?==?

（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[]lim

N k S

σσ=

得 []2lim2

20.95550522.5HN H H K mpa S σσ=

=?= []1lim1

1

0.9600540HN H H K mpa S

σσ==?= 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。

[]2

24

113311 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 11

54.12970 2.75601000

601000

t d n m

m v s s

ππ??=

=

=??

（3）计算齿宽b

1154.1254.12d t b d mm φ==?=g

（4）计算齿轮与齿高之比b h 模数 11

54.12

2.4622

t

t d m mm z =

==

齿高 2.25 2.25 2.46 5.535t h m mm mm ==?=

54.129.785.535

b 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 t

k F N

b

mm

<。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 t

k

d d k =得

3311 1.815

54.1260.491.3

t t

k

d d mm k ===

（7）计算模数m

1

1

60.49

2.7522

d 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 αα

φσ??

≥

? ???

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[]lim

N k S

σσ=得 []1110.85500

303.571.4FN FE F k mpa S σσ?=

== []222

0.88380238.861.4

FN FE F k mpa S σσ?===

（4）计算载荷系数k

1 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 ==。 （6）查取应力校正系数

由表10—5可查得121.58, 1.764sa sa Y Y ==。 （7）计算大小齿轮的

[]

Fa sa

F Y Y σ并加以比较

[][]11

1

22

2

2.65 1.58

0.01379

303.57

2.226 1.7640.0164

238.86

Fa sa F Fa sa F Y Y Y Y σσ?=

=?==

大齿轮的数值大。 2）设计计算

4

32

2 1.4784 5.73100.01644 1.79122m mm mm ???≥?=?

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿根模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。可取由弯曲强度算得的模数 1.79并就近圆整为标准 2.00m mm =，按接触强度算得的分度圆直径

160.49d mm =，算出小齿轮齿数

1160.49

30.2452

d z m =

==，取131z =。 大齿轮齿数

2131 3.44106.44z uz ==?=，取2107z =

4.15、几何尺寸计算

1）计算分度圆直径 112231262.01072214.0d z m mm mm d z m mm mm

==?===?=

计算中心距()

()1262214138.02

2

d d mm

a mm ++=

=

=

（二）低速级直齿园柱齿轮传动的设计计算

4.21、（1）低级选用直齿园柱齿轮传动

（2）卷扬机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）。 （3）材料选择：小齿轮选用45钢，调质1240~270HBS =,大齿轮选用45钢，正火

2200~230HBS =。

（4）选小齿轮齿数130z =，大齿轮齿数21 2.643079.2z uz ==?=，取280z =。

4.22、按齿面接触强度计算（设计）

由设计计算公式（10—9a ）进行计算，得

[]2

13112.32t E t d H k T z u d u φσ??+≥ ? ??? 1）确定公式内各计算数据 （1） 试选载荷系数 1.3t k =。 （2） 计算小齿轮传动的转矩 5

551

11

5.59

95.51095.510 1.8910281.9

P T N m n =?=??=?g

（3） 由表10—7选取齿面系数1d φ=。

（4） 由表10—6查得材料的弹性影响系数1

2

189.8E 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

lim1lim2590,460H H mpa mpa σσ==

（6） 由式10—13计算应力循环次数

()8116060281.911230010 6.08910h N n jL ==?????=?

8

82 6.08910

2.306102.64

N ?==?

（7） 由图10—19查得接触疲劳寿命系数

120.91,0.94HN HN k k ==

（8） 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数1s =，由式[]lim

N k S

σσ=

得 [][]1lim112lim22

0.91590

536.91

0.94460432.41

HN H H HN H H k mpa S k mpa

S σσσσ?===?===

2）计算

（1） 试计算小齿轮分度圆直径1t d ，代入[]σ中较小的值

[]2

2513311 1.3 1.8910 3.64189.82.32 2.3290.431 2.64432.4t E t d H k T z u d mm u φσ??+????

≥??=??= ? ? ???

?? （2） 计算圆周速度v

11

90.43281.9 1.33601000

601000

t d n m

m v s s

ππ??=

=

=?? （3） 计算齿宽b

1190.4390.43d t b d mm mm φ=?=?= （4）计算齿宽与齿高之比b h

模数： 11

90.43

3.0130

t

t d m mm z =

==

齿高： 2.25 2.25 3.01 6.77t h m mm mm ==?=

90.43

13.366.77

b h == （5）计算载荷系数

根据 1.33m v s

=，7级精度，由图10—8查得动载荷系数 1.11v k =，直齿轮，假设100A t

k F N

b

mm

<，由表10—3查得

1.2H 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

()()2331.110.1810.60.3110 1.110.1810.610.311090.43 1.426H d k b βφ--=+++?=+?+?+??=由13.36, 1.426H b k h

β==，查图10—13得 1.32F k β=。

故载荷系数 1 1.11 1.2 1.426 1.899A V H H k k k k k αβ==???= （6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径。由式311t t

k

d d k =得

3311 1.899

90.4390.43 1.20108.521.3

t k

d d mm kt

==?=?=

（7）计算模数m

1

1

108.52

3.6230

d m z =

==

4.23、按齿个根弯曲强度的设计

由式（10—5）得弯曲强度的计算公式[]13212Fa sa F Y Y kT m dz φσ??

≥ ? ???

1）确定公式中的各计算数值

（1）由图10—20c 小齿轮的弯曲疲劳强度极限1220FN mpa σ=；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2190FN mpa σ=。

（2）查得弯曲疲劳寿命系数120.86,0.89FN FN k k ==。 （3）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数 1.4s =，由式[]lim

FN k S

σσ=

D 得

[][]111222

0.86220

135.141.4

0.89190120.791.4

FN FZ F FN FZ F k mpa S k mpa

S σσσσ?===?===

（4）计算载荷系数k

1 1.11 1.

2 1.32 1.76A V k k k k k αβ==???=

（5）查取齿型系数

由表10—5可查得，122.52, 2.219Fa Fa Y Y == （6）查取应力校正系数

由表10—5可查得，121.625, 1.769sa sa Y Y == （7）计算大小齿轮的

[]

Fa sa

F Y Y σ，并加以比较

[][]11

1

22

2

2.52 1.625

0.0303

135.14

2.219 1.7690.0325

120.29

Fa sa F Fa Sa F Y Y Y Y σσ?=

=?==

大齿轮的数值大。 2）设计计算

3

2

2 1.76 1.89105

0.0325 2.885130

m mm mm ???≥

?=? 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。可取由弯曲强度算得的模数 3.62m mm =，并就近圆整为标准值 4.00m mm =。按接触强度算得分度圆的直径

190.43d mm =，算出小齿轮齿数

1190.4322.604

d z m =

==，取123z = 大齿轮的齿数：2123 2.6460.72z z u ==?=，取261z =。

4.24、几何尺寸计算

1）计算分度圆直径

112223492614244d z m mm d z m mm

==?===?=

2）计算中心距：()

()

1292244160.02

2

d d a mm ++=

=

=

3）计算齿轮宽度：119292.00d b d mm mm φ==?= 取2192.0,97.0B mm B mm ==。

4.25、验算

5

1122 1.89104108921410844.65210092

t A t T F N

d k F N N

m m b ??===?==<

（合适）

4.26、设计计算结果

齿数： 2123,61z z ==

分度圆直径：1292.0,244.0d mm d mm == 齿顶圆直径：

'11'

2229224100224424252a a a a a a d d h mm d d h mm

=+=+?==+=+?=

齿根圆直径：

112229224 1.2582224424 1.25234f f d d hf mm d d hf mm

=-=-??==-=-??=

齿宽：1297,92B mm B mm ==

（三）开式齿轮

4.31、齿轮精度等级：7级。

4.32、材料及热处理：小齿轮45钢，调质240270

=:

HBS mpa

大齿轮45钢，正火160190

=:

HBS mpa

第五章、

减速器轴的设计，滚动轴承的选择，键的连接和联轴器的选择实现了卷扬机传动系统运动及动力参数的计算和减速器两级齿轮传动的设计计算后，接下来可进行减速器轴的设计，滚动轴承的选择，键的联接和联轴器的选择。5.1、轴的设计

1）绘制轴的布置简图5-1和初定跨距：

简图5-1

轴的布置如图（1212

12

160,224,70,65,

97,92

a mm a mm bh mm bh mm

bl mm bl mm

====

==

）所示：

考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计算尺寸10

s mm

=。

1

NH

F

考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计算尺寸10

k mm

=。

为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸5

c mm

=。

初取轴承宽度分别为

123

20,22,22

n mm n mm n mm

===。

3根轴的支承跨距分别为：

()()

()()

()()

1111

2112

3113

2251070109720227

2251070109722229

2251070109722229

L c k bh s bl n mm

L c k bh s bl n mm

L c k bh s bl n mm

=+++++=?+++++=

=+++++=?+++++=

=+++++=?+++++=

2）高速轴的设计

（1）求输出轴上功率'

o

p，转速'

o

n和转矩'

o

T

取每级齿轮的传动效率为0.99η=，则

'22''

'66'5.880.97 5.5311

970281.98min 3.44

5.539.55109.5510187288281.98o d o o o o o

p p kw kw

r

n n i p T N m N m n η==?===?==?=??≈g g （2）初步确定轴的最小直径

选公式3o p

d A n

≥初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理根据

表15—3取0112A =，于是得

''33min 5.5311230.2281.98o o o d A p n mm mm ==?=

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴是直径111d -（如图所示），为了使所选的轴直径111d -与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩3ca A T k T =，查表14—1，考虑到转矩变化很小，故取 1.3A k =，则

' 1.3187288243474.4ca A D T k T N m N m ==?=g g

按照计算转矩ca T 应小于联轴器工程直径的条件，查标准GB/T5014—1985或手册，选用

2HL 型弹性柱销联轴器，其工程转矩为315000N ，半联轴器的孔径132d =mm.故取

11132d mm -=，半联轴器长度62L mm =，半联轴器与轴配合的毂孔长度144L mm =。

（3）轴的结构设计

1〉拟订轴上零件的装配方案，先选用图15—22a 所示的装配方案： 2〉根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

A 、为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ—Ⅱ轴段右端制出一轴肩，故取Ⅱ—Ⅲ段的直径，2340d mm -= ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径43D mm =，半联轴器与轴配合的毂孔长度144L mm =，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面处，故Ⅰ—Ⅱ段的长度应比1L 略短一些，现取1242L mm -=。

B 、初步选择滚动轴承,因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据2340d mm -=,

由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组.标准精度的单列圆锥滚子轴承30313, 其尺寸4314036d D T mm mm mm ??=??.故346743d d mm --==;而6736l mm -=。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由于手册上查得30313型轴承的定位轴肩高度

6h mm =,因此,取6755d mm -=。

C 、取按装齿轮处的轴段Ⅴ-Ⅵ的直径4560d mm -=;齿轮的左端和左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为65mm ,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取4556l mm -=.齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度0.07h d >,取5h mm =,则轴环处的直径5670d mm -=.轴环宽度 1.4b h ≥,取569l mm -=。

D 、轴承端盖的总宽度为20mm （由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离30l mm =（参看图15—21）

，故取2350l mm -=。 E 、取齿轮距箱体内壁之间距离16a mm =，两圆柱齿轮之间的距离20c mm =（参看图15—21）。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一定距离s ，取8s mm =，（参看图15—21），已知滚动轴承宽度36T mm =，大锥齿轮轮毂齿50L mm = 则：

()()()3445566556368169695020168985l T s a mm mm l L c a s l mm mm

---=+++-=+++==+++-=+++-=

至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 3〉轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的轴向定位采用平键联接。按45d -由手册查得平键截面1811b h mm mm ?=?（GB/T1096—1979）

，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm （标准键长见GB/T1096—1979），同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为

7

6

H n ；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为161065mm mm mm ??，半

联轴器与轴的配合为

7

6

H k 。滚动轴承与轴的轴向定位是借过度配合来保证的，此处选

轴的直径尺寸公差为6m 。 4〉确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表15—2，取轴端倒角为0245?，各轴肩处的圆角半径见具体图形标注。 （4） 求轴上的载荷(力、扭矩、弯矩)