单筒卷扬机传动装置设计说明书

1、电动卷扬机传动装置目 录1、设计题目22、系统总体方案的确定22.1、 系统总体方案.22.2、 系统方案总体评价33、传动系统的确定34、传动装置的运动和动力参数44.1、 确定传动比分配45、齿轮设计65.1、高速轴齿轮传动设计65.2、低速级齿轮传动设计105.3、开式齿轮设计126、 轴的设计计算156.1、高速轴的设计计算156.2、中间轴的设计计算176.3、低速轴的设计计算207、 轴承校核227.1、高速轴轴承寿命校核227.2、中间轴上轴承寿命校核237.3、低速轴上轴承寿命校核248、键的选择以及校核238.1高速轴键的选取与校核 248.2中间轴键的选取与校核258.3低

2、速轴键的选取与校核259、联轴器选择2610、润滑方式及密封方式选择2611、箱体设计2712、参考文献28计算及说明主要结果1 设计题目1.1设计题目 ：设计电动卷扬机传动装置 单筒卷扬机采用双班制连续工作，中等振动，使用年限5年，工作机输入功率3.6kW，工作机输入转速34r/min。 2 系统总体方案的确定2.1系统总体方案 电动机传动系统执行机构，初选两种传动方案，如下： 图2.1 二级圆柱齿轮传动2.2系统方案总体评价图2.1中的方案结构简单，且传动平稳，适合要求。最终方案确定：采用二级圆柱齿轮减速器，其传动系统为：电动机传动系统执行机构（如下图） 图2-3 选择方案 3 传动系统的

3、确定3.1 选择电动机类型1.功率计算工作机转速：n=34r/min1.工作机有效功率 P=3.6kW =0.76弹性联轴器效率0.99 故传动机所需功率4.74kw查资料1表2-1推荐的传动比合理范围二级展开式圆柱齿轮传动比在（840）之间开式齿轮传动比（35），故总传动比的范围为（24200）电动机转速可选的范围为： =(24200)34r/min=（8166800）符合这一范围的转速有：1000r/min、1500r/min、电动机型号额定功率KW同步转速r/min轴伸出段直径mmY132S-45.5144038根据电动机所需功率和转速查资料选用电动机型号为Y132S-4外行尺寸515X

4、345X315,地脚螺栓直径M12，轴外伸尺寸38X80。4传动装置的运动和动力参数4.1.确定传动比分配1、 选用电机Y132S-4，转速n=1440r/min,功率P=5.5KW。总传动比：=1440/34=42.35分配传动比：取=5，=42.35/5=8.47对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材质相同，齿宽系数相同时，为使高低级大齿轮浸油深度大致相近，应使两大齿轮分度圆直径接近。传动比的分配：=3.33.56 取=3.50则=2.42注：为开式齿轮的传动比，为减速器的传动比， 为高速级传动比，为低速级传动比。2. 各轴转速计算 =1440r/min转筒的实际转速为，传动分配合适

5、。 3.各轴输入转矩计算先算各轴的输入功率kw终上，各轴的参数如下表： 编号功率（KW）转速（r/min)转矩（N.mm)14.4114402924724.19411.439725733.9917022414443.8817021796453.6341011176表4-1轴的参数5 齿轮设计5.1高速轴齿轮传动设计 减速器闭式齿轮 材料：小齿轮40Cr 调质250HBS材料：大齿轮45调质220HBS因为其速度不高按8级精度（GB10095-88）。制造小齿轮的齿数 ，则大齿轮的齿数为=77取压力角按齿面接触强度设计由于减速器齿轮传动是闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度设计，按弯曲强度校核。查

6、资料2图7-23，得： 资料2P119表7-5，图7-24，得： 查资料2P112表7-6，P123表7-7，表7-8，得： 39.56mm由，确定39.56/22=1.80 取则=0.844=35.2mm,则 按轮齿齿根弯曲疲劳强度进行校核查资料2P119表7-5 P120图7-25图7-26，得： 查资料2P122表7-6，得： 强度满足说明：高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：表5-1高速级齿轮传动的几何尺寸 名称计算公式数值（单位：mm)模 数m2压 力 角分 度 圆 直 径d144d2154齿 顶 圆 直 径48158齿 根 圆 直 径39149中 心 距99齿 宽35.230.2齿

7、轮结构设计：由于小齿轮（齿轮1）直径较小，故采用齿轮轴设计，大齿轮结构设计表格如下名称结构尺寸设计数值（单位：mm)轮毂处直径D1129轮毂轴长度L185231倒角尺寸n1齿根圆处厚度10腹板最大直径D0141.5板孔直径d012.5腹板厚度C9.06高速级齿轮设计草图如下： 图 齿轮的结构设计5.2低速级齿轮的设计： 材料：小齿轮40Cr调质处理250HBS 大齿轮45钢调质处理220HBS 8级精度制造，初选小齿轮齿数为，大齿轮齿数 =24*2.42=58.08,取=60 按齿面接触强度设计查资料2 P119图7-23，得：查资料2 P119表7-5和7-24，得： 查资料2 P122表7

8、-7，表7-8，得： 60.54mm 由=60.54/24=2.52 因此 则 取 按轮齿齿根弯曲疲劳强度进行校核：查资料2 P119表7-5，P120图7-25，图7-26，得： 查资料2 P122表7-6，P124页表7-9，得： =38.8Mpa =38.27Mpa 强度符合 几何参数计算 表 低速级齿轮传动的几何尺寸 名称计算公式数值（单位：mm)模 数m4压 力 角分 度 圆 直 径96240齿 顶 圆 直 径104248齿 根 圆 直 径86232中 心 距168齿 宽76.871.85.3开式齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数。1）按传动设计的方案，选用直齿圆柱齿轮传

9、动。2）卷扬机为一般工作机，速度不高，所以选用8级精度（GB/T1009558）材料：小齿轮选用40Cr钢调质250HBS 大齿轮选用45钢正火220HBS为使齿轮不至于过小取小齿轮的齿数为=20则=1002由于是开式齿轮传动，所以选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。查资料2 P119表7-5，得：=1.3 查资料2 P120图7-25，得： 图7-26，得：=1 =184.62查资料P122表7-6，得：载荷系数=1.75 查资料P123表7-8，得：齿宽系数=1查资料2 P124表7-9，得： 由 3.16 3.03取m=4故开式小齿轮的分度圆直径=m*=4*20=80mm 大齿轮的分度圆直径=

10、m*=4*100=400mm 75.88mm=80mm144.90mm=400mm综上该对齿轮强度符合要求。 几何参数计算名称计算公式数值（单位：mm)模 数m4压 力 角分 度 圆 直 径80400齿 顶 圆 直 径88408齿 根 圆 直 径65385中 心 距240齿 宽80756 轴的设计计算6.1高速轴即输入轴设计： 材料：45 钢调质处理250HBS，查资料2 P266表13-3查得强度极限，在由表13-2查得许用弯曲应力，查资料2P264表13-1取C在107118之间各轴段直径的确定： 最小直径 =15.9mm17.6mm由于安装联轴器处有键槽故轴需要加大则取值范围为 16.3

11、8mm18.48mm 取最小直径为20mm查手册可知轴的最小直径为，安装轴承故取25mm, 段为86mm，段为齿轮轴35mm,段安装轴承为41mm （如图a）对此轴进行校核 如图（b）作用在齿轮上的圆周力： 作用在齿轮上的径向力： 求水平面的支座反力： 如图（c） 求得： 水平面弯矩：1-1截面：求垂直面的支座反力： 如图(d) 求得： 垂直面弯矩：作合成弯矩图 如图(e) 作转矩图： 如图（f）求相当弯矩：因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，故修正值为0.6确定1-1截面为危险截面查资料 P265的表13-2，得：，满足的条件，故设计的轴有足够的强度。6.2中间轴的设计材料：45

12、钢调质处理250HBS，查资料2 P266表13-3查得强度极限，在由表13-2查得许用弯曲应力，查资料2P264表13-1取C在107118之间各轴段直径的确定如图 最小直径 因此取，为安装齿轮因此取40mm, 为轴环，为安装齿轮因此取55mm，为安装轴承的使用深沟球轴承6307故取=35mm 对此轴进行校核 作用在齿轮上的圆周力： 作用在齿轮上的径向力： 求水平面的支点反力： =-309N 水平弯矩：1-1截面：2-2截面： 求正面的支座反力： 1-1截面： 2-2截面： 作合成弯矩图： 1-1截面： 2-2截面：作转矩图： 求相当弯矩： 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，取修

13、正系数取0.6 1-1截面： 2-2截面： 因此可确定2-2截面为危险截面对2-2截面进行校核查课本第265页表13-2得：，满足的条件，故设计的轴有足够的强度。6.3低速轴即输出轴的设计 材料：45钢正火180HBS查资料2 P264表13-1取C在107118之间各轴段直径的确定如图 取d =50mm查手册可知轴的最小直径为，安装轴承故取55mm, 段为65mm，段为齿轮轴68mm,段安装轴承为55mm 对此轴进行校核 作用在齿轮上的圆周力： 作用在齿轮上的径向力： 水平面的支座反力： 水平弯矩： 1-1截面： 2-2截面： 求垂直面的支座反力： 1-1截面： 2-2截面： 作合弯矩图：

14、1-1截面：2-2截面： 作弯矩图： 求相当弯矩： 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，取修正系数取0.6 1-1截面： 2-2截面： 因此可确定1-1截面为危险截面对1-1截面进行校核查课本第265页表13-2得：，满足的条件，故设计的轴有足够的强度。7、各轴轴承的校核7.1高速轴轴承的寿命校核:轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，此机器的预期计算寿命为轴上装轴承段的直径为25mm，初选轴承为6205，基本额定动载荷，查资料2P288表14-11取ft=1, 查资料2 P287表14-9由于存在中等冲击故选所选轴承为深沟球轴承取按最不利考虑，则有：选两者较

15、大者，故J校核轴承寿命 故该轴承满足工作要求7.2中间轴轴承的寿命校核:轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，此机器的预期计算寿命为轴上装轴承段的直径为35mm，初选轴承为6207，基本额定动载荷，查资料2P288表14-11取ft=1, 查资料2 P287表14-9由于存在中等冲击故选所选轴承为深沟球轴承取按最不利考虑，则有：选两者较大者，故J校核轴承寿命 故该轴承满足工作要求7.3 低速轴轴承寿命校核:轴承的寿命校核；轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，此机器的预期计算寿命为轴上装轴承段的直径为55mm，初选轴承为6211，基本额定动载荷，

16、查资料2P288表14-11取ft=1, 查资料2 P287表14-9由于存在中等冲击故选所选轴承为角接触球轴承取，按最不考虑，则有选两者较大者，故校核轴承寿命 故该轴承满足工作要求8、各轴键的校核 8.1高速轴键的选取与校核轴上选用一个普通平键，根据轴上的尺寸查资料1表10-1初选定为 mm键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料3表6-2查得许用挤压应力，取平均值，轴上用于连接联轴器的键的工作长度为键与轮毂键槽的接触高度 ，由公式故此键满足工作要求键标记为：键A GB/T 1096-19798.2中间轴键的选取与校核轴上用于齿轮轴向定位的采用普通平键，根据轴上的尺寸与高速大齿轮查资料1表10-1

17、初选定为 键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料3表6-2查得许用挤压应力，取平均值。键的工作长度为键与轮毂键槽的接触高度, 。由公式故此键满足工作要求键标记为：键A GB/T 1096-1979轴上与低速轴齿轮查资料1表10-1初选定为 采用普通平键。键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料3表6-2查得许用挤压应力，取平均值键的工作长度为键与轮毂键槽的接触高度, 由公式故此键满足工作要求键标记为：键A GB/T 1096-19798.3低速轴键的选取与校核轴上用于齿轮轴向定位的采用普通平键，根据轴上的尺寸查资料1表10-1初选定为 键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料3表6-2查得许用挤压应力，取平均

18、值。键的工作长度为键与轮毂键槽的接触高度, 由公式故此键满足工作要求键标记为：键A GB/T 1096-1979轴上与联轴器查资料1表10-1初选定为 采用普通平键键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料3表6-2查得许用挤压应力，取平均值键的工作长度为键与轮毂键槽的接触高度, 由公式故此键满足工作要求键标记为：键A GB/T 1096-19799. 联轴器的选择：计算高速轴联轴器所需的转矩：查资料2 P315 表15-1取K=1.25，TC=KAT=1.259550106P/N =1.2595501064.74/1440 =393N.M查资料1 P171表15-3选用HL3的弹性柱销联轴器计算低速

19、轴联轴器所需的转矩：查资料2 P315 表 15-1取K=1.25，TC=KAT=1.259550106P/N=1.2595501062.5/41.49=719N.M查资料1 P171表15-3选用HL4的弹性柱销联轴器。10.润滑方式及密封方式的选择10.1润滑本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。1） 齿轮的润滑 采用浸油润滑，浸油高度约为3050mm，取60mm，根据推荐润滑油标准选用中负荷齿轮油（GB/T5093-86）牌号为：460运动粘度=4.4-5.6cst()2） 滚动轴承的润滑 宜开设油沟、飞溅润滑。轴承采用脂润滑选用牌号为：2GV-2。

20、10.2密封方式箱体内为了防止稀油进入轴毂内将脂稀释，采用挡油环进行密封，轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。11.箱体设计箱体采用灰铸铁（HT1500）制造，采用铸造工艺，箱体由箱座和箱盖组成，箱座做成直壁，减速器箱体尺寸按资料2表4-17，结果如下表：名称符号及运算公式尺寸（单位:mm）箱座壁厚10箱盖壁厚110箱盖凸缘厚度b1=1.5115箱座凸缘厚度b=1.515箱座底凸缘厚度b2=2.525地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n6轴承旁连接螺栓直径d1=0.75 df15盖与座连接螺栓直径d212螺栓间距L247轴承端盖螺钉直径d310检查孔螺钉直径d48定位销直径d10df,d1,d2到外箱距离C122df,d1,d2到凸缘距离C220凸台高度h45轴