中南大学 机械设计基础课程设计 设计计算说明书题 目：绞车传动装置院 系:材料科学与工程学院专 业：姓 名:班 级:学 号：指导教师:郑志莲二零一五年一月目 录第一章 总体方案的确定……………………………………… 3第二章 传动部件设计与计算……………………………… 6第三章 齿轮的设计与校核…………………………………… 8第四章 轴和联轴器材料选择和主要零件…………………… 15第五章 主动轴的设计………………………………………… 17第六章 从动件的设计………………………………………… ２0第七章 轴承的校核………………………………………………24第八章 键及联轴器的选择…………………………………… ２5第九章 箱体及附件的设计…………………………………… 25第十章 课程小结 ……………………………………………… 28 第十一章 参考文献…………………………………………… ２9第1章 总体方案的确定计算步骤与说明结果11 任务分析、传动方案拟订任务书中给出的是绞车卷筒，具体参数如下表１工作参数表1卷筒圆周力Ｆ/Ｎ250００卷筒转速n（r/min）50卷筒直径D ｍm40０工作间隙每隔2分钟工作一次,停机5分钟工作年限10批量大批注:总传动比误差为+5％，转动可逆转，间歇工作，载荷平稳；起动载荷为名义载荷的1。
25倍 １-—电动机；2——联轴器； ３——圆柱斜齿轮减速器；4—-开式齿轮;５-—卷筒1２、电动机的选择选择电动机的内容包括:电动机类型、结构形式、容量和转速,要确定电动机具体型号1选择电动机类型和结构形式按工作要求和条件查表14．1和表14．2,选取一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型ｙ系列三相异步电动机具有高效节能、起动转矩大、性能好、噪声低、振动小、可靠性能好、功率等级安装尺寸符合IEC标准及使用维护方便等优点.适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合,以及要求有较好的启动性能的机械1．2．２选择电动机的容量电动机容量选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性多有影响容量小于工作要求,会使电动机因超载而损坏,不能保证工作机正常工作;而容量选得过大，则电动机的体积大、价格高，性能又不能充分利用， ,并且由于效率和功率因数低而造成浪费.1 １、 电动机所需的工作功率:=所以： =其中F为卷筒圆周力的有效功率，由已知条件可以得到.为卷筒效率，为电动机至输出轴传动装置的总效率,包括轴承，圆柱齿轮传动及联轴器，电动机至工作机之间传动装置的总效率为:= 式中,、、、、、分别为联轴器、减速器齿轮、轴承、开式齿轮、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。
由表9.4可以查到=0．９7、=０９7、＝099、=09６ =0．9８，＝0.96则:= =0８90又已知卷筒卷速n为５0r/min，卷筒直径D为４0０ mm,故电动机所需的工作功率为: ==（F×n××D）／(60×1000×１0００× ）=2９．４0kw1.2.３2. 确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为 =５0 ｒ/min按推荐的合理传动比范围，取单级齿轮传动比 i=3～6，则总传动比的范围为=9～３６故电动机转速的可选范围为 = ×=（9～36）×５０r/mｉn =450～1800r／miｎ符合这一范围的同步转速有750r/mｉn、1０0０ｒ／ｍin、1500r/miｎ,再根据计算出的容量,考虑到起动载荷为名义载荷的1．25倍，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格等因素，为使传动比装置结构比较好，决定选用同步转速为１000r/min的电动机由机械设计课程设计指导书选定电动机的主要性能如下表：电动机型号额定功率同步转速满载转速Y200Ｌ1—２３0kw3000r／mｉｎ２950r/minY20０L-４30ｋw１500r/mｉn１470ｒ/miｎY225M-630ｋｗ100０r／min980r/miｎY250M—８30kw7５0r/ｍin7３０ｒ／min＝0.89０=29。
４0Ｋｗ=4５０～1８00r/min电动机型号为：Y225M-6=9８０ r/mｉn第2章 传动部件设计与计算2．1计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比２．１．2 总的传动比 i = /=９８0/5０=19.62.1．3分配传动比 i＝根据文献２表２2推荐传动比的范围，选取开式齿轮传动的传动比ｉ1=49，则一级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比为：i2=i总╱i1=１9．6╱4.9=４．92.2计算传动装置及各轴的运动和动力参数２1各轴的转速I轴 = ＝980r/miｎ Ⅱ轴 ==980/4=２４5r/minⅢ轴（输出轴） =＝２４5/4.9=5０ r/mｉｎ 2.22各轴的输入功率I轴 ＝=29.4０0992=2９.1６kwII轴 ＝＝29.16×０.991×0.９7=2８06 ｋｗIII轴(输出轴） =＝28.06×099×０9５=２642 ｋw2.23各轴的输入转距电动机的输出转距为=955×＝9．55××29。
40/９80=286.5Nm I轴 ==1024××0．97=284.16 ＮｍII轴 ==9．933××0９7×35=109３．77 N．ｍIＩＩ轴（输出轴）==３.３72××0９9×0．96×4.5=50４６.22 Ｎ.ｍ最后将所计算的结果填入下表:各轴参数表参 数轴 名电动机轴Ⅰ轴Ⅱ 轴Ⅲ轴转 速r/min9809８０２455０功率Ｋｗ２94029.162８．062６42转矩N·ｍm１024×９.9３３×33７2×1.442×i =196＝4．9=4＝98０r／ｍｉn=27４５r/mｉn= 5０／min ＝29.1６kw＝2806 kw=26．42 kw＝286.5N．ｍ=284.１6 Ｎm＝1093.77 N.m=50４6.２２ Nm第三章 齿轮的设计与校核3.１.减速齿轮传动的设计计算3.１．１选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数:由表1１．８，选择小齿轮材料45号钢，调质处理，硬度为230HBS，大齿轮材料45钢，调质处理，硬度为２10HＢS;参考表1１20，可选精度等级为８级.要求齿面粗糙度Ra3．２~６．3因=4取＝30，= ·＝３0×４=1２0取=120实际传动比 U=／=12０/30= 4在传动比范围内。
31．2确定设计准则 由于该减速器为闭式软齿面传动ＨBＳ21０,所以齿面点蚀为主要失效形式,先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮的你主要参数和尺寸,然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲疲劳强度３．1．3齿面接触疲劳强度设计:计算公式按式11.3６ ≥（1） 转矩、载荷系数K、齿宽系数、螺旋角取=103４，软齿面齿轮，对称安装,取=0．８.由表11．１0取载荷系数K=1．5,初选螺旋角=102） 弹性系数由表11.11查得=188．０(3) 许用接触应力= ５3１.82Mpa,=500Mpａ由表1１9查取安全系数=11由式1１.15可得: =＝=5318２Mpa＝==５00Mpａ ≥将有关数据代入以上公式得: =1０5．１mm 由表1１3取标准模数＝35 （6）确定中心距a和螺旋角 圆整中心距后确定的螺旋角 ３．2 主要尺寸计算 ｂ==０８105。
1mm=８448mm 取＝90mｍ； /b=１．31．3 33按齿根弯曲疲劳强度校核（1） 当量齿数 （2） 齿形系数查表1１.１2得 , （3） 应力修正系数 查表1１.1３得 ，（3） 许用弯曲应力由图11.26查得MPa，MPａ由表１19 由图11.2７ =1由式１１.16 故 齿根弯曲强度校核合格 ３．４验算齿轮的圆周速度 由表11.２可知 选8级精度是合适的3．5齿轮几何尺寸计算齿顶圆直径 齿全高 ｈ=（2ha＊+c＊）m=（2＋0．25）x35 = 7.9 mｍ齿厚 Ｓ= p/２ ＝ 5．50 mm齿根高 Hｆ=（hａ＊+c*）m=4.38 mm齿顶高 Ha=ha＊ｍ=35齿根圆直径 3．６.开式齿轮传动的设计计算3．6。
1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：由表118，选择小齿轮材料40 Cｒ,表面淬火,硬度为48~55HBS,选择大齿轮材料4０ Cｒ,表面淬火,硬度为４8～55ＨBS；参考表1１.20,可选精度等级为9级要求齿面粗糙度Ｒａ3.2~69取＝20,＝ ·＝20×4.9=9８取=98实际传动比 U=／=98/2０= 4.9在传动比范围内2确定设计准则 由于该减速器为闭式软齿面传动HBS21０,所以齿面点蚀为主要失效形式,先按齿面接触疲劳强度进行计算,确定齿轮的你主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲疲劳强度6．3齿面接触疲劳强度设计：计算公式按式11．36 ≥（2） 转矩、载荷系数K、齿宽系数、螺旋角取=109３7７Ｎ．m，软齿面齿轮，对称安装,取=08.由表11．１０取载荷系数K＝１3，初选螺旋角=１5.（3） 弹性系数由表11.11查得=1880(4) 许用接触应力= 1200Mpa,=１180Mｐa由表119查取安全系数=1.1由式1１.15可得： ==1０90．９Mpa==10727Mｐa ≥将有关数据代入以上公式得： =１035mｍ =5０７。
3 mm 由表１１.3取标准模数＝5 (6)确定中心距a和螺旋角 圆整后取a＝306ｍm 圆整中心距后确定的螺旋角 ３.７ 主要尺寸计算 b==０．8104mｍ=83.2mm 取=90mm； /b=１３.1.3 38按齿根弯曲疲劳强度校核（4） 当量齿数 （5） 齿形系数查表1112得 ， (3) 应力修正系数 查表１1.13得 ,（6） 许用弯曲应力由图11.26查得MPａ，MPa由表119 Sｆ＝１.２5由式１1．１6 故 齿根弯曲强度校核合格 3.9验算齿轮的圆周速度 由表11.2可知 选9级精度是合适的３10齿轮几何尺寸计算齿顶圆直径 齿全高 h＝(２ha*+c＊)m＝１1。
25 mm齿厚 Ｓ= p/2 = 7．８5 mm齿根圆直径 =30=120K=1.5=0.8=５31．８2Ｍpa=500Mpa=３．5ａ = 2６６.5mｍ= 79d１＝106.6ｍｍd2=426．5mm＝90ｍm＝85ｍm=１26.78Mpa=１0４．23Mpa＝2０=9８K=18=5a ＝ ３0５.4mｍd１＝1035mmd２=50７３mmb1=9０mmb2＝85mm=720Ｍpa=700Mpa第4章 轴和联轴器材料选择和主要零件41选择轴的材料,确定许用应力 选45钢，正火处理根据许用切应力强度极限估计轴的最小直径，由齿轮的初步设计可以看出，对小齿轮采用齿轮轴，对大齿轮采用腹板式根据条件轴需要有如下基本的零件： 联轴器一个，轴承端盖两个,调整环一个,轴承一对，齿轮一个根据条件轴需要有如下基本的零件:轴承端盖两个，调整环一个，轴承一对,齿轮一个对输出轴轴Ⅲ需要如下基本的零件：轴承端盖两个,调整环一个，轴承一对，齿轮一个.对与四个轴相关的零件可列表如下： 表4-1 与轴相联接的零件零件轴轴承轴承端盖调整环或套筒齿轮联轴器轴Ⅰ一对两个一个一个一个轴Ⅱ一对两个套筒两个两个无轴一对两个套筒两个一个无４.2联轴器的选择与校核4．2．1联轴器的选择按工作情况，转速高低,转矩大小及两轴对中情况选定联轴的类型。
连接电动机和减速器的联轴器,为了减小起动转矩,应有较小的转动惯量和良好的减震性能. 42联轴器的校核 1联轴器的计算转矩 选择工作情况系数K查表可得取K=１．5, ＝284．１6N．ｍ 2选择联轴器的型号 查手册可得，选择用TＬ8型联轴器，其许用转矩=300Nm，轴孔直径为112mm符合要求4.1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数： 由机械设计书表6-3、表6—6，选择小齿轮材料45钢调质，硬度为２2０~２５０ＨＢＳ， 大齿轮选用45钢正火,硬度１70~21０ＨBS.参考机械设计课本中表6-5可选精度等级为9级，要求表面粗糙度６.3. ２确定设计准则 由于该减速器为闭式软齿面传动HＢS350,所以齿面点蚀为主要失效形式，先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮的你主要参数和尺寸,然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲疲劳强度. 第５章 主动轴的设计 ５.1 选择轴的材料，确定许用应力 由已知条件可知,此减速器传递的功率属中小功率,对材料无特殊要求.故选45钢并经调质处理,由表1６．1查得强度极限 ５．2按扭转强度估算轴径 据表1６。
2得 C =，取C=1１5又由式1６.2得 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽的存在，故直径加大,由设计手册取标准值38ｍm 5.3轴承的初选 由于斜齿轮传动，轴承初选深沟球轴承63１1，ｄ=5５ｍm,Ｄ＝12０mｍ，Ｂ=29mm ５4设计轴的结构并绘制草图 由于设计的是单级减速器,可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器1） 确定轴上零件位置和固定方式要确定轴的结构形式,必须先确定轴上零件的装配顺序和固定形式.齿轮从轴的左端装入,齿轮的左端用套筒定位，右端用轴肩固定这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定齿轮周向固定采用平键连接轴承对称安装于齿轮两侧,其轴向用轴肩和轴承端盖固定,周向采用过盈配合固定284．１６N.m联轴器符合要求（1） 确定各轴段直径 轴段1直径最小，d1=45mm；考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位,轴段２上应有轴肩，同时为了能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故轴段2的直径：ｄ2＝54mm;用相同的方法确定轴段３、４的直径d3、d4分别为：55mm、６0mｍ;为了便于拆卸左轴承，可查安装高度为3．５mｍ,取d５=70mm，d6= 5５mｍ。
⑶确定各轴段的长度： 齿轮轮毂宽度为4４ｍｍ，为保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略微短于齿轮轮毂的宽度,却为４2ｍm;为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应有一段间距,取间距为20ｍm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔内（轴承宽度29mm)，并考虑轴承的润滑，取轴端面距箱体内壁的距离为5ｍm，所以轴段４长度为88mｍ，轴承支点距离mm,根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一段距离的要求，取l′=７5mm;查阅联轴器相关资料取l″=7０mｍ;在轴段１、3上分别加工出键槽,使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5～10mm，键槽宽度按轴段直径可查手册得到 ５．5按弯扭合成强度校核轴径小齿轮受力:圆周力 Fｔ = 533１.3 N轴向力 Fa ＝ 94０.1Ｎ径向力 Fr = 1９７03N齿轮分度圆直径 ｄ=1066 N L ＝ L３+L4＋L５+L6－2９ = 143 mｍ （1)画出轴的受力图 (2）作垂直面内的弯矩图支承反力为 （7） 作垂直面里的弯矩图（8） 水平面的支撑反力 ２截面处弯矩为 （４）作合成弯矩图 （5)作转矩图 =9．55×=９.５５××10。
4/9７0=2８４158.3Ｎ．mm (6）求当量弯矩 因减速器传动可逆，故修正系数＝1ﻩ 1718304 d 》= 30．６ mm 因此 此轴强度符合ｄ１=45mｍd２=54ｍmd3=５5ｍｍd４=60ｍｍd５=70mmｄ6=５5mmＬ１＝11０mmL２＝60mmL3=42mｍL4=８8mmL5=8mmＬ６=３4mm Ｆt = 5331３ N Fa = ９40．1Ｎ Fr = １970.３Nｄ＝106．6 NL=Ｌ3+L4+L5+L6-２9=14３mｍ ＝2８４158mm1718304第６章 从动轴设计 6．1选择轴的材料,确定许用应力 由已知条件可知,此减速器传递的功率属中小功率,对材料无特殊要求.故选45钢并经调质处理，由表1６1查得强度极限 62按扭转强度估算轴径 据表16.2得 C =，C取115又由式16。
２得 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽的存在，故直径加大，由设计手册取标准值60ｍm ６.3轴承的初选 由于斜齿轮传动，轴承初选深沟球轴承631５,d＝75mm，D=160ｍｍ，B＝3７mm 6.4设计轴的结构并绘制草图 由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央,将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器1） 确定轴上零件位置和固定方式要确定轴的结构形式,必须先确定轴上零件的装配顺序和固定形式齿轮从轴的右端装入,齿轮的右端用套筒定位，左端用轴肩固定这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定齿轮周向固定采用平键连接轴承对称安装于齿轮两侧，其轴向用轴肩和轴承端盖固定,周向采用过盈配合固定2） 确定各轴段直径轴段1直径最小，d１=６0mm;考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位,轴段２上应有轴肩，同时为了能很顺利地在轴段2上安装轴承,轴段2必须满足轴承内径的标准,故轴段2的直径：ｄ２=7０ｍm；用相同的方法确定轴段３、4的直径d3、d４分别为：75mm、80mm；为了便于拆卸左轴承，可查轴承的安装高度为10mｍ,取d5＝90ｍm，d６= ｄ3=75mm。
⑶确定各轴段的长度： L1 = 90－2 ＝ ８8 mm Ｌ2 = 60 mm L3 = 52.5ｍm L4 = 83 mm L5 ＝ 10.5mｍ Ｌ６ = ４2 mm 6．5按弯扭合成强度校核轴径 （１)画出轴的受力图 （2)作水平面内的弯矩图支点反力为 1截面处弯矩: １截面处弯矩： (3)作垂直面里的弯矩图 1截面右侧面弯矩为 1截面左侧面弯矩为 5１0２.5 2截面处弯矩为 235５（4)作合成弯矩图 １截面 ８926１．0 114681.3 2截面 =41197。
4 （5）作转矩图 ＝９.55×=９．５5××9.688／２77=3.3×N.mm（6)求当量弯矩 因减速器传动可逆，故修正系数=1 １截面 349３59 332561 7）确定危险截面及校核强度 由图可看出，1，２截面所受转矩相同,但弯 ，且轴上还有键槽,故１截面可能为危险截面，但轴径故也应对２截面校核 2１MPa 20ＭPa 查表得1６.3得 ，所以满足条件,故设计的轴有足够强度,并有一定裕度d=55．８mmd1=60mmd2＝7０mｍd3=75mmｄ4=８0mmd５=90mｍd6=7５mmL1 = 88 mｍL2 = ６0 mｍL3 = 5２5mmL４ ＝ 83 mｍL5 = １０.5mmL6 ＝ 4２ mm 第7章 轴承的校核7１、轴承类型的选择根据载荷条件、承载转速、调心性能、安装及拆卸要求、经济性等条件。
初步选定深沟球轴承63１1和６31５计算步骤与说明计算结果 (1）6311型校核 查手册得 D=5５mｍ 轴承的预期寿命 查表１７.8 动载荷系数 所以 当量动载荷 取 所以所选轴承满足条件 （2）６3１5型校核 因为从动轴上当量动载荷与主动轴上一样,而且转速低于主动轴，，所以６315型定满足要求第8章 键及联轴器的选择８．1 键的选择 键应该选择平键A型，查表得:主动轴段１键槽宽ｂ为１2mｍ,键高h为8mm,键长为90ｍm；主动轴段3键槽宽b为16mm，键高ｈ为1０ｍm,键长为70mm；从动轴段1键槽宽ｂ为16mｍ，键高h为10mｍ,键长为63mｍ;从动轴段3键槽宽b为22mｍ,键高ｈ为１4mm，键长为6３mｍ;8．2 联轴器的选择半联轴器的材料常用45、20Cｒ钢，也可选用ZG２7０-5０0铸铁。
链齿硬度最好为4０HＲC～45HRＣ联轴器应有罩壳,用铝合金铸成.用单排链时，滚子和套筒受力，销轴只起联接作用,结构可靠性好；用双排链时：销轴受剪力,承受冲击能力较差,销轴和外链板之间的过盈配合容易松动.在高速轻载场合，宜选用较小链节距的链条,重量轻,离心力小；在低速重载场合,宜选用较大链节距的链条，以便加大承载面积.链轮齿数一般为１2～２2为避免过渡链节,宜取偶数.因为轴直径为30mm,查表《弹性柱销联轴器》可知选用HL3型号第９章 箱体及附件的设计箱体的基本结构设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半,所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法所以,箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定箱体的材料及制造方法:选用灰铸铁HT 35０，砂型铸造箱体的尺寸:表7-1 箱体参数表名称符号一级齿轮减速器计算结果箱座壁厚８mｍ箱盖壁厚８ｍm箱盖凸缘厚度１2mm箱座凸缘厚度１２ｍm箱座底凸缘厚度２0mm地脚螺钉直径21.６mm地脚螺钉数目6轴承旁联接螺栓直径0。
75ｄf１8ｍm盖与座联接螺栓直径12mm视孔盖螺钉直径9ｍｍ机座肋厚m=0.８5δ68mm上面表格中的数据均在机械手册中查得第10章 课后小结 这次的课程设计强度在我所经历的课程设计中属于最难的一个，加上因为之前有考试使得这次时间更加紧迫经过几天的通宵达旦,终于算是完成了这幅图，心中满满的成就感，也收获了很多、学习了很多机械设计相关的知识.让我基本了解了机械设计的实际制图过程、复习了工程制图的基础知识虽然幸苦但是幸苦也换来了足够的回报 减速器在我们的日常生活中运用很广，这次课程确实意义重大，能为以后的设计生涯打下基础虽然只是一个小小的减速器设计,但其中却运用到我们所学的几门课的知识,如机械制图,金属工艺学,材料力学…，并且很大程度上考验了一个人的耐力和能力它讲究精细准确，要求每个人认真细心，不怕麻烦，充分了解减速器的结构,考虑设计方案的可行性 在绘图的过程中，我有几次粗心大意便返工，浪费了不少时间,于是每天都加班，希望能赶上其他人较快的同学并提前完成任务每天早起晚归，虽然很累但却充实另外也充分体会到同学之间的友爱,我们互相讨论问答，偶尔聊聊天,比平时的上课活跃多了，很喜欢这种氛围。
减速器的设计已经成为许多专业的必修设计课，对我们来说有点按部就班,因为我们毕竟是初学者,很少有所创新所以希望在以后的学业生涯中能接触更多新颖的设计，使我们的专业技能得到进一步提升 最后感谢老师的指导和同学的帮助，让我度过这个难忘的设计之旅第1１章 参考文献参考资料：1．王昆 何小柏 汪信远．机械设计基础课程设计,高等教育出版社，２0０2． 郑志莲 何竟飞 主编 ,机械设计基础 ，科学出版社文中如有不足，请您指教！- 24 - / 24。