卷扬机传动装置的设计

前言卷扬机是一种常见的提升设备，其主要是用电动机作为原动机。由于电动机输出的转速远远大于卷扬机中滚筒的转速，故必须设计减速的传动装置。传动装置的设计有多种多样，如皮带减速器、链条减速器、齿轮减速器、涡轮蜗杆减速器、二级齿轮减速器等等。通过合理的设计传动装置，使的卷扬机能够在特定的工作环境下满足正常的工作要求。同时通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。外文翻译齿轮AutoCAD劉形45KBAutoCAD團形迫KB巻扬机倍动装置的设f+MicrosoftWord9...巻扬机倍动装置的设f+MicrosoftWord9...卷扬机总装閣-A0AutoCAD图形147KB卷扬筒AutoCAD图形100KB

卷扬机机雷AutoCAD图形79KBJ:：-JInJi4TT|UH :JAutoCAB图形rrsjkb |

螺杆AutoCAD團形36KB销钉螺鲨销钉螺鲨AutoCAD图形37KE入口活套车卷扬机装■AutoCADgj形

设计说明书（论文）MicrosoftWord9..80SKE压板AutoCAD压板AutoCAD图形34KB压盖.AutoCAD劉形35KB

中间轴.AutoCAD團形43-,KB釉承压盖AutoCAL釉承压盖AutoCAL图形39KB轴承座AutoCAD图形42KB眷扬机隹动装置的设vfWinKAR压缩文件目录设计任务书……………………3第一部分传动装置总体设计………………4第二部分电动机的选择及传动比分配……4第三部分V带设计…………7第四部分齿轮的设计………9第五部分轴的设计…………16第六部分校核………………19第七部分箱体及其它附件…………………21总结……………23参考文献………23设计任务书1设计要求：卷扬机由电动机驱动，用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，工作平稳。室外工作，生产批量为5台。1.3动力源为三相交流380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。.4工作期限为10年，每年工作300天，3班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为3年。1.5专业机械厂制造，可加工7、8级精度的齿轮、涡轮。该装置的参考图如下：原动机原技数2始术据联轴器卷扬机原动机原技数2始术据联轴器卷扬机重物绳牵引力W/KN绳牵引力速度v/（m/s）卷筒直径D/mm100.54703设计任务完成卷扬机总体传动方案设计和论证，绘制总体设计原理方案图。完成卷扬机主要传动装置结构设计。3.3完成装配图1章（A0或A1）,零件图2张。3.4编写设计说明书。第一部分传动装置总体设计传动方案1.1.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。1.1.2特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。1.1.3确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：2．方案论证本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是展开式两级直齿轮传动。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

第二部分电动机的选择及传动比分配电动机的选择传动装置的总效率耳=耳耳4耳2耳耳2345按表2-5查得各部分效率为：V带传动效率为耳1=0.96，滚动轴承效率（一对）耳=0.99，闭式齿轮传动效率为耳二0.97，联轴器效率为耳=0.99，传动3 4滚筒效率为耳=0.96，代入得5耳=0.96x0.994x0.972x0.99x0.96=0.825工作机所需的输入功率其中P其中P(kw)=FV1000所以Pd=6.06kw10x103x0.5所以Pd=6.06kw0.825x1000使电动机的额定功率P =（1〜1.3）P，由查表得电动机的额定功率P二edd7.5KW。确定电动机转速计算滚筒工作转速n=w计算滚筒工作转速n=w60x1000x0.5兀D60x1000x0.5兀x470=20.33r/nin：由推荐的传动比合理范围，v带轮的传动比范围：2~4，二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围：8~40，则总传动比的范围为，i'=16~160,故电机的可选转速为：n'=i'n=（16~160）x20.33=325~3250r/mindw确定电动机型号根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min,3000r/min,综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000r/min，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y160M-6，满载转速970r/min。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。

计算总传动比及分配各级的传动比总传动比：i=970/20.33=47.71a分配各级传动比根据指导书，取V带的传动比i二3，则减速器的传动比i为0i厶也1=15.90i301取两级援助齿轮减速器高速级的传动比i12二申二 二4-718则低速级的传动比为i2315.904.71i2315.904.71=3.376122.3122.3运动参数及动力参数计算2.3.1电动机轴P2.3.1电动机轴P二P二6.06KW0dn=n=970n=n=970r/min0mT0二凉喘“.m二59.67N・m2.3.2轴（高速轴）2.3.2轴（高速轴）P二PP二P耳二6.06x0.96二5.81KW101nn=01i01P 5.81T=9550—=9550x =171.78N•mi n 32312.3.3II轴（中间轴）2.3.3II轴（中间轴）23323=68.4r/min4.718P=Pxqxq=5.81X0.99X0.97=23323=68.4r/min4.71821nn=i=2i12P 5.58T=9550—=9550x =77.9N•mn 68.42III轴（低速轴）P=Pxqxq=5.58x0.99x0.97=5.36KW223n68.48n=—= =20.08r/mini3.37623T=9550乂=9550 =2549.20•mTOC\o"1-5"\h\z3 n 20.083W轴（滚筒轴）P=Pxqxq=5.36x0.99x0.99=5.25KW4 3 2 3n=n=20.08r/min43P 5.25T=95504=9550x =2496.9N•m\o"CurrentDocument"n 20.08各轴运动和动力参数如下表轴名功率p/kw转矩T/N.M,转速n/（r/min）传动比i效率q输入输出输入输出电动机轴6.0623.49701轴5.815.75171.78171.656132330.962轴5.585.52779777.1568.44.7180.963轴5.365.302549.22523.70820.083.3760.96滚筒轴5.255.202496.92471.93120.0810.98三、V带设计确定皮带轮3.1.1确定计算功率P。由表8-7查得工作情况系数K=1..2;故caAP=KP=1.2x6.06=7.27KWcaA3.1.2选取v带带型。根据P、n由图8-11选用A型。确定带轮的基本直径ca1d并验算带速v。d13.1.3初选小带轮的基准直径d。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直d1径d=180mm；验算带速v；按式8-13验算带的速度d1兀dn 3.14x180x970v= d+1= =9.14m/s；因为5m/s<v<30m/s,故带速合适；计60x1000 60x1000算带轮的基准直径；根据式8-15a，计算大带轮的基准直径d=id=3x180=540mm；根据表8-8取540mm.d2 d13.2确定v带的中心距和基准长度ld根据式8-200.7(d+d)<a<2(d+d根据式8-20a1 a2 0 a1 a2504<a<1440 取a0=700mm，初定中心距0a=700mm。由式8-22计算带所需的基准长度0兀 Cd—d》 3.14 、右40—180》Lu2a+(d+d)+d2d1二2x700+ (180+540丿+ 二2546.78mm0 02d1d2 4a 2 4x7000由表8-2选带的基准长度2500mm。按式8-23计算实际中心距a。L—L 2546—2500aua+d d0=700+ u720mm；由式8-24022a=a+0.03L=(720+0.03x2500)mm=795mmTOC\o"1-5"\h\zmax da=a—0.015L=(720—0.015x2500)mm=683mm得中心距的min d变化范围为683-795mm。3.3验算小带轮上的包角aU1800—(d—d产0=1800— u138.80>900。1 d2 d1a 5003.4计算带的根数z计算单个v带的额定功率P。由d=180mm和n=970r/min，查表8-4a得r d1 1P=2.30KW。0根据n=970r/min,i=3和A型带，查表8—4b得AP=0.12KW

查表8-5得K二0.89，表8-2得K=1.09，于是a LP二(P+AP)•K•K=(2.30+0.12)x0.89x1.09二2.35KWr0 a L计算v带的根数zP7.27z=ca= =3.09，圆整为4。P2.35r3.5计算单根v带初拉力的最小值(f)0min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1Kg/m,所以(F)0min=(F)0min=700(2.5-K)P a caKzv+qv2=700(2.5-0.89)x7.270.89x4x9.14+0.1x9.142=259.3N应使带的初拉力F>(F)00min3.6计算压轴力Fp压轴力的最小值为(F) =2z(F)sina1=2x4x259.3xsin138.8°=1941Npmin0min2 2

第四部分齿轮的设计高速级齿轮传动的设计计算选择齿轮材料及精度等级由于速度不高，故选取7级精度的齿轮，小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为250HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。选取高速级中的小齿轮齿数为23,则大齿轮的齿数为23x4.71二108.33，圆整为108。4.1.2按齿面接触强度设计由（10-9a）：d>d>2.32x1t4.1.2.1试选载荷系数K二1.3t4.1.2.2计算小齿轮转矩95.5x1095.5x105P

n195.5x105x5.81323二1.718x105N•m4.1.2.3由表10-7选取齿宽系数Q二1d4.1.2.4由表10-6查的材料的弹性影响系数Z二189.8MPa2E4.1.2.5由图l0-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限b =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限b =550MPaHLim1 HLim24.1.2.6由10-13计算应力循环次数N二60njL二60x323x1x(2x8x300x10)二9.216x108；11hN=N=6・912x108

2 3.376=2.047x1084.1.2.7由图10-19取接触疲劳寿命系数K =0.90；K=0.95。HN1 HN24.1.2.8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=l,由式10-12得

L]=KhnFiimi=0.9x600=540MPaH1 SL]=Khn2^iim2=0.95x550=522.5MPaH2 S计算试算小齿轮分度圆直径d，代入L］试算小齿轮分度圆直径d，代入L］中的较小的值=2・32x3=76.64mm!1.3x1.7184x105 5.718{189.8)丿4.1.3.1计算圆周速度v兀dn3.14x76.64x323 ._o.v= t11= =1.28m/s60x1000 60x10004.1.3.2计算齿宽bbd•d=1x76.64二76.64mm1t4-1-3-3计算齿宽与齿高之比-h模数：m=―1-= =3.33mm；齿咼：h二2.25m二2.25x3.33二7.493mm；tz23 t17664=10.2287.4934.1.3.4计算载荷系数根据v=13.55m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数K=1.2；直齿轮，vK=K=1；由表10-2查得使用系数K=1；由表10-4用插值法查得7级Ha Fa A精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K=1.421；由H0b-=10.22&K=1.421查图10-13得K=1.48;故载荷系数h HP FPK=KKKK=1x1.2x1x1.421=1.705AVHaHP4.1.3.5按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径|k 11由式10-10a得d=d3：—=76.64x3 =83.89mm1叫K 31.3t4.1.3.6计算模数d76.64—1= z231

=3.33mm,按齿根弯曲强度设计4.1.4.1由式(10—17)、3：2KTYYY

m 卜•—pa—Sfe-屮z2 U」d1 F大齿轮的弯曲强度4.1.4.2确定计算参数大齿轮的弯曲强度由图10-20C查的小齿轮的弯曲疲劳强度是5 =500MPa;FE1极限是5 =380MPa;FE24.1.4.3计算弯曲疲劳许应力由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85,K=0.88FNA FN2取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得K&二一K&二一FN1_FE11S0.85x500=303.57MP[&]FK&[&]FK&■FN2■FF20.88x380=238.86MP4.1.4.4计算载荷系数K=K^Q K耶=1X1.2X1X1.35=1.62d） 查取齿型系数由表10-5查得Y=2.65;Y=2.226Fa1 Fa2e） 查取应力校正系数由表10-5查得Y=1.58；Y=1.798Ss1 Sa2YYf）计算大、小齿轮的g丁并加以比较FYY^a1~」a12.65x1.58303.57=0.01379F1YY 2.2262x1.764Fa2干a2= =0.01644G「 238.86F2大齿轮的数值大。4.1.5.设计计算计算齿数1x232由m>3：2x1.62x1.718x105x0.01644mm二2.591x232Z=d1=76.64=2556取26所以取模数m=3所以Zi-m—3—'取,Z=4.718x26=122.7,取12324.1.5.2几何尺寸计算d二mz二3x26二78mm分度圆直径：1 1 ；中心距：d二mz二3x123二369mm22=219.5mm；d+d 70+369=219.5mm；a=1 22齿轮宽度：bd=1x78=78mm；取B=83mm,B=78mmd1 1 2低速级齿轮传动的设计计算材料低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度280HBS，取小齿齿数Z=401低速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为240HBS,齿数z2=3.376X40=135.04,圆整取z=136。2齿轮精度按GB/T10095—1998，选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计由d由d>2.32x1t确定公式内的各计算数值4.2.3.1试选K=1.3t

4.2.3.2计算小齿轮转矩，95.5x105P 95.5x105x5.58T二 a二 二779N•m1n68.424.2.3.3由表10-7选取齿宽系数0二0.8d4.2.3.4查课本由P表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP198 E a查疲劳强度按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限G =600MPa,大齿轮的接触疲Hlim1劳强度极限G =550MPaHlim1计算应力循环次数N=60XnXjXL=60X68.4X1X(2X8X300X8)12n=1.562X108=0.46X108N=N」562x108=0.46X1082i3.376由课本P图10-19查得接触疲劳寿命系数203K=0.94 K=0.97HN1 HN2查课本由P图10-21d207取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力Ka=Ka=HN1Hliml1S0.94x6001二564MPaKa[a]=hn2hiim2=0.98X550/1=517MPaH2 S计算4.2.4.1试算小齿轮分度圆直径d代入la］中的较小的值=2.32x“=2.32x“d1t=129.66mmx7.79x105 4.376(189.8)=129.66mm丿算圆周速度v兀dn3.14x129.66x68.4八“.v= t1+= =0.46m/s60x1000 60x1000计算齿宽bb=Qd•d二0.8x129.66二103.72mm

b4.2.4.4计算齿宽与齿高之比bh模数：m=牛==324mm；齿高：h=225mt=2-2553-24=1b_b_103.72h_7.28_14.244.2.4.5计算载荷系数根据v_0.46m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数K_1.05；直齿轮,vK_K_1；由表10-2查得使用系数K_1；由表10-4用插值法查得7级Ha Fa A精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K_1.421；由H0b-_10.221,K_1.421查图10-13得K_1.48;故载荷系数h HP FPK_KKKK _151.055151.421_1.492AVHaHP按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径,I_K i'1492由式10-10a得d_d3 _129.66x3 _130.75mm1 1t3K 31.3■t计算模数d130.75 326z401按齿根弯曲强度设计由式(10—17)、3：2KTYYYm三3 卜•卩即ez2U」d1 F4.2.4.1确定计算参数由图10-20C查的小齿轮的弯曲疲劳强度是5_500MPa; 大齿轮的弯曲强度极限是5 _380MPa;FE1 FE24.2.4.2计算弯曲疲劳许应力由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K _0.85,K _0.88FNA FN2取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得Kb二Kb二FN1FE11S0.85x5001.4_303.57MP[b]F[b]FKb二—FN2_FF22S0.88x380_238.86MP4.2.4.3计算载荷系数K=K^QK%K耶=1X1.12X1X1.35=1.512d）查取齿型系数由表10—5查得Y二2.65;Y二2.226Fa1 Fa2f）查取应力校正系数由表10—5查得Y二1.58；Y=1.798Ss1 Sa2YYf）计算大、小齿轮的&sa并加以比较FYY―F^l_tJo!F1=签导=0.01379=2.2262X1・=2.2262X1・764=0.01644238.86—F^2~ja2F2大齿轮的数值大。设计计算4.2.3.1确定模数.'2x1.512x7..79x105lx402x0.01644mm二2.89所以取模数m=34.2.3.2确定齿数d129.66Z 1 所以广m- 3=43.22,取44Z=43.22x3.376=145.9,取14624.2.3.2几何尺寸计算分度圆直径：d二mz二3x44二132mm11d二mz二3x146二438mm22中心距：d+d 132+438a=t2= =285mm；22齿轮宽度：b=Qd=0.8x132=105.6mm；取B=108mm,Bd1 1 2105mm第五部分轴的设计5.1.1求输出轴上的功率P，转速n，转矩5.1.1求输出轴上的功率P，转速n，转矩.333n=20.08/min3P=5.36KW3T=2549.2N．m3求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=438mm2齐「2T 2x2549.2「宀八“而F二3二 =11640Ntd 438x10-32F=Ftana=11640xtan20o=4237Nrt初步确定轴的最小直径按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45冈山调质处理，取A=110,0TOC\o"1-5"\h\z|p 536于是得d=A3,‘」=110x3 =70.8mm。min03n 勺20.08\o"CurrentDocument"' 3根据联轴器的计算公式T=KT,查表14-1，取K=1.3;则有caA3 AT二KT二1.3x2549二3313N•mm，查GB/T5843-1986,选用YL14凸缘联轴器,caA3其公称转矩为4000N•mm。半联轴器的孔径d】=80mm，半联轴器长度L=172mm。轴的结构设计5.1.4.1拟定轴上零件的装配方案

5.1.4.2初步选择滚动轴承根据工作条件选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组、标准精度等级的6016。其尺寸为dxDxB=80mmx125mmx22mm。其参数为：5.1.4.3使用毛毡密封圈其参数为：dXDxdi=80mmx102mmx78mm轴的各段直径，轴的各段长度d=80mm8d=84mm7d=90mm6d=100mm5d=84mm4d=80mm3d=76mm2d=72mm1L=105mm1L=40mm2L=30mm3L=75mm4L=12mm5L=102mm6L=12mm7L=30mm轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。根据d4=80mm由表6-山］查得平键截面bxh=22mmx14mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm,同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为n6bxhxl=20mmx12mmx100mm半联轴器与轴的配合为空？。滚动轴承与轴k6的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴配合的直径尺寸为m。6确定轴上圆角与倒角尺寸取轴端倒角为2x450，各轴端倒角见详图。

同样求得（中间轴）主动轴（高速轴）的相关参数选取轴的材料为45刚，调质处理，取A0二120,于是得d二A3：土=120x3 二31.5mm。d.=22mm，其尺寸：mino3n 323 min3d=36mm7d=40mm6d=45mm5d=60mm4d=56mm3d=60mm2d=45mm1L=30mm1L=78mm2L=114mm3L=8mm4L=25mm5L=42mm6L=60mm75.2.2中间轴的相关参数选取轴的材料为45刚,调质处理，取A0=120，于是得TOC\o"1-5"\h\zIp 1558d=A=120x3 =52mm。d=52mmmino\：n 68.4 mm' 3d=55mm6d=60mm5d=64mm4d=68mm3d=64mm2d=55mm1L=32mm1L=75mm2L=10mm3L=105mm4L=10mm5L=28mm6第六部分校核轴的强度校核求轴上载荷6.1.1.1在水平面上左侧F =-^鱼=11640X72=3.724knnh1la+1 153+72b右侧F =F-F=11.640-3.724=7.914KNNH2 tNH1弯矩M=Fla=7.91x75N-m=279300N-mHNH16.1.1.2在垂直面上有左侧F =Frla=5.5X72=1.76KNNH1la+l 153+72b右侧F =Fr-F =5.5-1.76=3.74KNNH2 NH1弯矩M=Fla=1760x75N-m=132000N•mHNH16.1.1.3总弯矩M=M2+M2=J2793002+1320002二308922N-m7 1 26.1.1.4扭矩T二Ftd4二116400X84二488880N-m226.1.1.5作出扭矩图

按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时候，通常只是校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度根据式15-5及上面的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取"二1,轴的计算应力JM2+(aT)2 J3089222+(1x488880)2G二 二 二19.64MPaca W 0.1X753由表15-1查得45刚的［b］=60MPa。因为gvQ］，故安全。—1 ca —1键的强度校核6.2.1键bxh二22mmx14mm连接强度计算根据式6-1［1］得：=17.1MPa2Tx103 2x406.85x103=17.1MPab= =—pkld 7x86x79查表6-2M］得［g］=110MPa，因为gvvQ］，故键槽的强度足够。其它键的验ppp算方法同上，经过计算可知它们均满足强度要求。6.2.2.1轴承60166.2.2.1.1当量动载荷用插值法由表13-5［1查得X=1,Y=0；故基本动载荷为：P二XF+YF二1x5.