卷扬机的设计与计算

1.1 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：Iη2η3η1IIη5PwPdIIIη4IV 2．方案论证 1 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

2。1电动机的选择

2。1.1传动装置的总效率

42345 12按表2—5查得各部分效率为：联轴器传动效率为10.99，滚动轴承效率（一对）20.99，闭式齿轮传动效率为30.97，联轴器效率为40.99，传动滚筒效率为50.96，代入得

=0.990.9940.9720.990.960.8504

2.1.2工作机所需的输入功率

PdPw，其中PW(kw)FV 10001.61031.32.45kw 所以Pd0.85041000使电动机的额定功率Ped ＝（1~1。3）Pd ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 33KW 。

2.1.3确定电动机转速

6010001.36010001.359.14r/nin：

D420 由推荐的传动比合理范围,二级圆柱齿轮减速器的传动比一般范围:9～ 计算滚筒工作转速nw25,则总传动比的范围为，i'9~25,故电机的可选转速为：

2

'ndi'nw(9~25)59.14532~1479r/min

2.1.4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Y132S - 6 ，满载转速 960r/min 。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0.

2。2 计算总传动比及分配各级的传动比

2.2.1总传动比：ia =960/59。14=16.23 2.2.2分配各级传动比

根据指导书,减速器的传动比i为

i=

ia47.7115.90 i013取两级援助齿轮减速器高速级的传动比

i121.4i1.415.904.718

则低速级的传动比为

i23

ii1215.903.376 4.712.3运动参数及动力参数计算

2。3.1 电动机轴 P0Pd2.45KW

n0nm970r/min T095506.06N•m59.67N•m 9702。3.2 Ⅰ轴(高速轴）

P1P016.060.965.81KW

3

n1n0970323r/mini013P15.819550171.78N•mn1323

T195502。3。3 Ⅱ轴（中间轴）

P2P1235.810.990.975.58KWn2n132368.4r/mini124.718P25.58955077.9N•mn268.4

T295502。3。4 Ⅲ轴(低速轴）

P3P2235.580.990.975.36KWn3n268.4820.08r/mini233.376P35.3695502549.20•mn320.08

T395502.3。5 Ⅳ轴（滚筒轴)

P4P3235.360.990.995.25KWn4n320.08r/minT49550P45.2595502496.9N•mn420.08

各轴运动和动力参数如下表

轴名 功率 p/kw 转矩 T/N.M, 输入 输出 输入 输出 电动机轴 1 轴 2 轴 3 轴 滚筒轴

5。81 5。58 5.36 5.25 转速 传动n/（r/min) 比 i 6.06 23。4 970 5。75 171.78 171。6561 323 3 5。52 779 777。15 68.4 4.718 5.30 2549.2 2523。708 20.08 3。376 5.20 2496。9 2471.931 20。08 1 效率  0。96 0.96 0。96 0.98 三、V带设计

4

3.1 确定皮带轮

3。1.1 确定计算功率Pca。由表8-7查得工作情况系数KA1..2；故

PcaKAP1.26.067.27KW

3.1。2选取v带带型。根据Pca、n1由图8-11选用A型。确定带轮的基本直

径dd1并验算带速v。

3。1.3初选小带轮的基准直径dd1。由表8—6和表8-8，取小带轮的基准

直径dd1180mm;验算带速v；按式8-13验算带的速度

3.141809709.14m/s;因为5m/s601000601000算带轮的基准直径;根据式8—15a，计算大带轮的基准直径vdd2idd13180540mm；根据表8—8取540mm.

dd1n13。2确定v带的中心距和基准长度Ld

根据式8—20

0.7da1da2a02da1da2

504a01440 取a0700mm,初定中心距

a0700mm。由式8—22计算带所需的基准长度

L02a02(dd1dd22dd2dd1)4a03.141805405401802546.78mm2700247002由表8-2选带的基准长度2500mm。 按式8—23计算实际中心距a。

aa0LdLd025462500700720mm；由式8—24 22amaxa0.03Ld(7200.032500)mm795mm

amina0.015Ld(7200.0152500)mm683mm得中心距的变化范围为683—795mm.

3。3 验算小带轮上的包角

1180dd2057.3057.300dd1180540180138.80900。

a5005

3。4 计算带的根数z

计算单个v带的额定功率Pr。由dd1180mm和n1970r/min,查表8-4a得

P02.30KW。

根据n1970r/min,i3和A型带，查表84b得P00.12KW 查表8-5得K0.89,表8—2得KL1.09，于是

Pr(P0P)•K•KL2.300.120.891.092.35KW

计算v带的根数z

zPca7.273.09，圆整为4。 Pr2.353。5 计算单根v带初拉力的最小值F0min

由表8-3得A型带的单位长度质量q=0。1Kg/m,所以

F0min7002.5KPcaqv27002.50.897.270.19.142259.3NKzv0.8949.14 应使带的初拉力F0(F0)min

3。6计算压轴力Fp

压轴力的最小值为

(Fp)min

138.82z(F0)minsin24259.3sin1941N

221第四部分 齿轮的设计

4.1高速级齿轮传动的设计计算

4。1。1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234.71108.33，圆整为108.

4。1.2按齿面接触强度设计

由(10-9a）：

6

KT1u1ZE d1t2.323•duH24。1。2.1试选载荷系数Kt1.3 4。1。2.2计算小齿轮转矩

95.5105P95.51055.811T11.718105N•m

n13234.1.2。3由表10—7选取齿宽系数d1

4.1。2。4由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE189.8MPa 4.1.2.5 由图10—21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限

HLim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限HLim2550MPa

124.1.2.6 由10-13计算应力循环次数

N160n1jLh603231(2830010)9.216108；

6.912108N22.047108

3.3764。1。2。7由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95。 4。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=1，由式10-12得

H1KHN1lim1S0.9600540MPaH2KHN2lim20.95550522.5MPaS

4.1.3计算

试算小齿轮分度圆直径dt1，代入H中的较小的值

5KtT1u1ZE1.31.7184105.718189.83d1t2.323•2.32•76.64mmduH14.718522.5

224。1。3.1计算圆周速度v

7

vdt1n16010003.1476.643231.28m/s

6010004.1.3。2计算齿宽b

bd•d1t176.6476.64mm

4.1.3.3计算齿宽与齿高之比

模数：mtd1t76.643.33mm；齿高:h2.25mt2.253.337.493mm；z123bhb76.6410.228 h7.4934.1.3。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Kv1.2;直齿轮，

KHKF1；由表10-2查得使用系数KA1；由表10—4用插值法查得7级

精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH1.421;由

b10.228,KH1.421查图1013得KF1.48；故载荷系数hKKAKVKHKH11.211.4211.705

4。1.3。5按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径

由式10—10a得d1d1t3K1.70576.64383.89mm Kt1.34.1.3。6计算模数

md176.643.33mm， z1234。1。4 按齿根弯曲强度设计

4.1.4.1由式（10—17)

m≥

32KTYβYFaYSa·

σφdz12F4。1。4。2确定计算参数

8

由图10—20C查的小齿轮的弯曲疲劳强度是FE1500MPa;度极限是FE2380MPa；

大齿轮的弯曲强

4.1。4。3计算弯曲疲劳许应力

由图10—18取弯曲疲劳寿命系数KFNA0.85,KFN20.88

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得［F]1=

KFN1FE10.85500303.57MPa S1.4K0.88380[F］2=FN2FF2238.86MPa

S1.44.1。4.4计算载荷系数

K＝K K K

K

=1×1。2×1×1.35＝1.62

d） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa12.65;YFa22.226 e）查取应力校正系数

由表10－5查得YSs11.58；YSa21。798

YFaYSa

f）计算大、小齿轮的并加以比较

σF

YFa1YSa12.651.58==0。01379 σF1303.57YFa2YSa22.22621.764==0。01644 σF2238.86 大齿轮的数值大。

4。1.5.设计计算

4.1.5.1 计算齿数

21.621.718105由m0.01644mm2.59 21233d176.6425.56,取26所以取模数m=3所以， m3Z24.71826122.7,取123Z1

9

4.1.5。2几何尺寸计算

分度圆直径：距:ad1mz132678mmd2mz23123369mm;中心

d1d270369219.5mm； 22齿轮宽度：bdd117878mm;取B183mm,B278mm

4。2 低速级齿轮传动的设计计算

4.2。1 材料

低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度280HBS ,取小齿齿数Z1=40 低速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为240HBS ， 齿数z2=3.376×40=135.04，圆整取z2=136。

4。2。2 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级,齿根喷丸强化。

4.2。3 按齿面接触强度设计

KT1u1ZE由d1t2.323 •duH确定公式内的各计算数值 4.2.3。1试选Kt=1。3 4.2.3。2 计算小齿轮转矩

295.5105P295.51055.58T1779N•m

n268.44.2。3。3 由表10—7选取齿宽系数d0.8

4.2。3。4 查课本由P198表10—6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 4。2。3.5 查疲劳强度

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1550MPa 4.2。3.6计算应力循环次数

N1=60×n2×j×Ln=60×68.4×1×(2×8×300×8) =1.562×108

10

N11.5621080。46×108 N2=i3.376由课本P203图10—19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.94 KHN2= 0。97 查课本由P207图10—21d

取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力

KHN1Hlim10.94600=564MPa S1K[H］2=HN2Hlim2=0.98×550/1=517MPa

S［H］1=

4。2。4计算

4.2。4.1试算小齿轮分度圆直径dt1 代入H中的较小的值

5KtT1u1ZE1.37.79104.376189.83d1t2.323•2.32•129.66mmdu13.376522.5H

4。2.4.2算圆周速度v

22vdt1n16010003.14129.6668.40.46m/s

6010004。2.4。3计算齿宽b

bd•d1t0.8129.66103.72mm

4。2.4。4计算齿宽与齿高之比模数:mtb hd1t129.663.24mm；齿高：h2.25mt2.253.247.28mm；z140b103.7214.24 h7.284.2。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Kv1.05；直齿轮，

KHKF1;由表10—2查得使用系数KA1;由表10-4用插值法查得7级精

度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH1.421；由

b10.221,KH1.421查图1013得KF1.48；故载荷系数h

11

KKAKVKHKH11.0511.4211.492

4。2.4.6按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径 由式10-10a得d1d1t3K1.492129.663130.75mm Kt1.34。2.4.7计算模数

d130.75m13.26mm

z1404。2.4 按齿根弯曲强度设计

由式（10—17) m≥

32KTYβYFaYSa ·2σφdz1F4.2.4.1确定计算参数 由图10—20C查的小齿轮的弯曲疲劳强度是

FE1500MPa;大齿轮的弯曲强度极限是FE2380MPa;

4。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KFNA0.85,KFN20.88

取弯曲疲劳安全系数S=1。4，由式10—12得［F］

KFN1FE10.85500303.57MPa S1.4K0.88380［F］2=FN2FF2238.86MPa

S1.44。2。4.3计算载荷系数

1=

K＝K K K K=1×1。12×1×1.35＝1。512

d） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa12.65;YFa22.226 f）查取应力校正系数

由表10－5查得YSs11.58；YSa21.798 f）计算大、小齿轮的

YFaYSa并加以比较 σFYFa1YSa12.651.58==0。01379 σF1303.57YFa2YSa22.22621.764==0。01644 σF2238.86

12

大齿轮的数值大。

4。2.3设计计算

4.2。3。1确定模数

521.5127..7910m30.01644mm2.89

1402所以取模数m=3 4.2.3。2确定齿数

d1129.6643.22,取44所以， m3Z243.223.376145.9,取146Z14.2。3.2几何尺寸计算 分度圆直径：

d1mz1344132mmd2mz23146438mm;中心距：

d1d2132438285mm； 22齿轮宽度：bdd10.8132105.6mm;取B1108mm,B2105mm a

第五部分 轴的设计

5.1 以输出轴为例说明轴的设计过程。

5.1。1 求输出轴上的功率P3,转速n3，转矩T3

P3=5。36KW n3=20.08/min

T3=2549.2N．m

5。1。2 求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2=438 mm 而 Ft=

2T322549.211640N 3d243810 Fr= Fttan11640tan204237N

5.1.3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刚,调质处理，取A0110，

13

于是得dminA03P35.36110370.8mm。 n320.08根据联轴器的计算公式TcaKAT3,查表14—1，取KA1.3;则有

TcaKAT31.325493313N•mm，查GB/T5843-1986，选用YL14凸缘联轴器,

其公称转矩为4000N•mm。半联轴器的孔径d180mm，半联轴器长度L=172mm。

5。1。4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

dDB80mm125mm22mm。

5.1.4.3使用毛毡密封圈

其参数为：dDd180mm102mm78mm

5.1.5轴的各段直径，轴的各段长度

14

d880mmd784mmd690mmd5100mmd484mmd380mmd276mmd172mmL1105mmL240mmL330mmL475mmL512mmL6102mmL712mmL30mm

5.1.6 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—1[1]

查得平键截面bh22mm14mm，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n6H7。滚动轴承与轴bhl20mm12mm100mm半联轴器与轴的配合为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m6。

5.1。7确定轴上圆角与倒角尺寸

取轴端倒角为2450,各轴端倒角见详图。

5。2 同样求得

15

(中间轴）

5.2.1 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120，于是得

dP3n12035.81minA0331.5mm.dmin22mm，其尺寸: 3323d736mmd640mmd545mmd460mmd356mm

d260mmd145mmL130mmL278mmL3114mmL48mmL525mmL642mmL760mm5。2。2 中间轴的相关参数

16

选取轴的材料为45刚，调质处理，取A0120，于是得

dminA03P35.58120352mm。dmin52mm n368.4d55mm

6d560mmd464mmd368mmd264mmd155mmL132mmL275mmL310mmL4105mmL510mmL628mm第六部分 校核

6。1 轴的强度校核

6.1。1 求轴上载荷

6.1.1。1 在水平面上 Fl1164072左侧FNH1ta3.724KNlalb15372右侧FNH2FtFNH111.6403.7247.914KN 弯矩MHFNH1la7.9175Nm279300Nm6.1.1。2在垂直面上有 Fl5.572左侧FNH1ra1.76KNlalb15372右侧FNH2FrFNH15.51.763.74KN 弯矩MHFNH1la176075Nm132000N•m6.1.1。3总弯矩

MM1M227930021320002308922Nm 6。1.1.4扭矩

Fd11640084Tt4488880Nm

226。1.1.5 作出扭矩图

30 201 30

22

17

6.1.2 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1，轴的计算应力

caM2(T)23089222(1488880)219.64MPa

W0.1753由表15-1查得45刚的[1]60MPa。因为ca[1],故安全.

6.2 键的强度校核

6.2。1 键bh22mm14mm连接强度计算

根据式6-1［1］得：

2T1032406.85103p17.1MPa

kld78679查表6-2［1]得[p]110MPa，因为p[p]，故键槽的强度足够。其它键的验算方法同上，经过计算可知它们均满足强度要求。

6.2。2.1 轴承6016

6。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XFrYFa15.55.5KN

6.2.2。1。2 轴承的额定寿命

106C10638.53Lh()()4.1105h

60nP6013.655.5显然,轴承的额定寿命远远大于减速器的工作时数36000h。

其它的轴承验算同上。

第七部分 箱体及其他附件

7.1 箱体的尺寸

名 称 箱座壁厚 符号 二级圆柱齿轮减速器/mm 11  18

箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 底脚螺栓直径 底脚螺栓数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 联接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 定位销直径 安装螺栓直径 至外箱壁距离 螺栓扳手空间与凸缘宽度 至凸缘边距离 沉头座直径 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内壁距离 齿轮端面与内壁距离 箱盖、箱座肋厚 1 b b1 b2 df n 10 16.5 15 27。5 22 6 16。5 13 160 10 10 M10 16 14 24 18 根据扳手操作方便为准 42 13 11 9、9 d1 d2 l d3 d dx c1min c2min Dcmin R1 h l1 1 2 m1、m 19

轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离 D2 t 124 12 124 S

总结

机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

由于时间紧迫，虽然经过自己拼命加班加点，但这次的课程设计还是存在许多问题，发现理论知识学的不牢固，大学学过的许多专业知识自己没有系统的整理和消化，很多简单的知识点要重新看书才能回忆起来，这样很严重拖慢了自己的设计速度和影响自己课程设计的质量，在边计算边画图边改正就发现自己走了很多弯路，比如由于齿轮参数的选择不是恰当好处，导致齿轮很大（其中有个约450的直径），手绘图纸的生疏以致视图的规划位置不很恰当.同时我相信,通过这次的实践发现的问题，能使我重视并解决这些问题。

在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础，在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备

同时，在此，真诚地感谢老师和同学在此次课程设计中给我全力的帮助！谢谢！

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