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机械设计课程设计设计一用于卷扬机卷筒的传动装置

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2020年4月19日
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设计计算说明书

学院： 机 械 系　

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目 录

一、 设计任务书····································3
二、 前言··········································4
三、 电动机的选择与传动计算························4
四、 传动零件的设计计算····························7
五、 轴的设计计算和校核···························13
六、 轴承的选择和校核 ····························24
七、 键联接的选择和校核···························26
八、 联轴器的选择和校核···························28
九、 箱体的设计···································28
十、 润滑和密封的选择·····························30
十一、 传动装置的附件和说明······················31
十二、 设计小结··································33
十三、 参考资料··································34

一、设计任务书

设计一用于卷扬机卷筒的传动装置。
原始条件和数据：
卷扬机提升的最大重量为Q=10000N，提升的线速度为v=0.5m/s，卷筒的直径D=250mm,钢丝绳直径D=11mm，卷筒长度L=400mm。卷扬机单班制室内工作，经常正反转、起动和制动，使用期限 ，大修期3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产，提升速度容许误差为。

二、前言
由题目知该传动装置载荷平稳，为单班制连续运转，因此选择结构相对比较简单的展开式两级圆柱齿轮减速器，且输入轴和输出轴在两边。

三、电动机的选择与传动计算
设计内容
计算及说明
结果
1.选择电动机类型

2. 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比

3. 计算传动装置的运动和动力参数

（1）选择电动机类型：
该工作场合无特殊要求，一般可采用三相异步电动机，可选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。

（2） 确定电动机功率：
工作装置所需功率按公式 计算。
式中，,，工作装置的效率取。代入上式得：

电动机的输出功率按公式 kW计算。
式中，为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。
按公式计算，查表得，滚动轴承效率，8级精度斜齿轮传动（稀油润滑）效率，联轴器效率，则：

故 kW
查表8-184中Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为18.5kW。

（3） 确定电动机转速：
卷筒轴作为工作轴，其转速为：
r/min
查表得，可选同步转速为750 r/min的Y系列电动机Y225S-8，其满载转速r/min。

（1） 传动装置总传动比

（2） 分配传动装置各级传动比

（1） 各轴转速：
1轴 r/min
2轴 r/min
3轴 r/min
4 轴 r/min
工作轴 r/min

（2） 各轴输入功率
1轴 kW
2轴 kW
3轴kW
4轴KW

工作轴 kW

（3） 各轴输入转矩
1轴

2轴
3轴
4轴
工作轴
电动机轴输出转矩

轴承选滚动轴承
输出轴联轴器选滑块联轴器；输入轴联轴器选弹性联轴器
齿轮精度等级：8级

电动机额定功率

电动机选取Y160L-8，同步转速为750 r/min，满载转速r/min

各轴转速：
r/min

r/min

r/min

r/min

各轴输入功率：

各轴输入转矩：

电动机轴输出转矩：

将以上算得的运动和动力参数列表如下：
参数
轴名
电动机轴
1轴
2轴
3轴
4轴
工作轴
转速n（r/min）
730
730
145
27.5
4.5
4.5
功率P（kW）
16
15.84
15.06
14.31
13.6
13.47
转矩T()
16.4

20.7

100

496.74

2945

2858

传动比i
1
5.1
5.2
6.1
1

四、 传动零件的设计计算

（一）高速级
设计内容
计算及说明
结果
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数

2. 按齿面接触强度设计

3. 按齿根弯曲强度设计

4. 几何尺寸计算

（1） 选齿轮的材料均为45#，经调质及表面淬火处理，齿面硬度为40~50HRC，HBS：229~286。

（2） 精度等级选用8级，选取小齿轮齿数,则大齿轮齿数

（1） 确定公式中各参数：
1） 载荷综合系数k取1.5
2） 小齿轮传递的转矩
3） 齿宽系数 （表6-9 机械设计P154）
4） 弹性系数 （表6-7 机械设计P149）
5）
6） ，取，，则。

十四、 计算：
1）计算小齿轮的分度圆直径：

2）计算齿轮的圆周速度：

3）计算齿宽b和模数m：

（1）参数选择：
1）载荷综合系数k=1.5
2）小齿轮转矩
3）
4）
5） 复合齿形系数：（图6-30 机械设计P151）
（图6-31 机械设计P153）
,
，
，取大值。

（2） 计算：

对比计算结果，由齿面接触强度计算得到的模数m大于由齿根弯曲强度计算得到的m。
取m=2.5mm即可满足弯曲强度，为同时满足接触强度，需按接触疲劳强度计算得到分度圆直径
取
取

（1）计算大小齿轮的分度圆直径：

（2）计算中心距：

（3） 计算齿根圆直径和齿顶圆直径：

（4）计算齿宽：

取
齿轮：45#，调质HBS229~286

m=2.5mm

（二）低速级
设计内容
计算及说明
结果
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数

2.按齿面接触强度设计

4. 按齿根弯曲强度校核

4.几何尺寸计算
（1）取大小齿轮材料为45#，经调质及表面淬火处理，表面硬度为HBS：229~286.

（2）采用8级精度，取小齿轮齿数,则 取。

（1） 参数选择：
1）载荷综合系数k取1.5
2) 小齿轮传递的转矩
3) 齿宽系数 （表6-9 机械设计P154）
4) 弹性系数 （表6-7 机械设计P149）
5)
6) ，取，，则。

（2）计算：
1）计算小齿轮的分度圆直径：

2）计算齿轮的圆周速度：

3） 计算齿宽b和模数m：

（1）参数选择：
1）载荷综合系数k=1.5
2）小齿轮转矩
3）
4）
5） 复合齿形系数：（图6-30 机械设计P151）
（图6-31 机械设计P153）
,
，
，取大值。

2）计算：

对比计算结果，由齿面接触强度计算得到的模数m大于由齿根弯曲强度计算得到的m。
取m=4mm即可满足弯曲强度，为同时满足接触强度，需按接触疲劳强度计算得到分度圆直径
取
取

（1）计算大小齿轮的分度圆直径：

（2）计算中心距：

（3）计算齿根圆直径和齿顶圆直径：

（4）计算齿宽：

取
齿轮：45#，调质HBS229~286

m=4mm

将主要计算结果列入下表

高 速 级
低 速 级
小齿轮1
大齿轮2
小齿轮3
大齿轮4
材料
材料
45#
45#
热处理
调质及淬火
调质及淬火
硬度
40~50HRC
229~286HBS
40~50HRC
229~286HBS
精度等级
8级
8级
中心距（mm）
157.5
220
模数（mm）
2.5
4
齿 数
20
106
22
88
齿宽（mm）
55
50
93
88
分度圆直径（mm）
50
265
88
352
齿顶圆直径（mm）
55
280
96
360
齿根圆直径（mm）
43.75
258.75
78
342
齿宽（mm）
55
50
93
88
全齿高（mm）
5.625
9

五、 轴的设计计算和校核

（一）输入轴
计算内容
计算及说明
结果
（3） 初步确定轴的最小直径

2.轴的结构设计
（1）轴的材料选择：
选取最常见的45号钢并正火处理。

3. 输入轴上的功率，转速，转矩。

（3）查表12-1得，根据表12-2，取C=110，则

计算所得应是最小轴径（即安装联轴器）处的直径。该轴段因有键槽，应加大（3%~7%）并圆整，取。

（1） 拟定轴上零件的装配方案，如下：

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：
1）电动机型号为Y160L-8，其轴的直径42mm。则选用TL6型（GB/T4323- ）弹性套柱销联轴器，孔径，取。为了满足联轴器轴向定位要求,1-2轴右端需制出一轴肩，取轴肩高2mm,则2-3段直径。
2）初步选择滚动轴承
因轴承承受径向力而不承受轴向力，故选用深沟球轴承。齿轮两侧对称安装一对6209（GB/T276-1994）深沟球轴承，宽度为19mm。。轴承用轴肩定位，轴肩高度取1.5mm。取挡油环厚度1mm，故，，，。
3）4-5段制成轴齿轮，轮毂宽度为55mm，故取
。
4）轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器的距离25mm。故。
5）取齿轮距箱体内壁之间的距离a=15mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=5mm，则

中间轴两齿轮间的距离取20mm,第2对齿轮的主动轮齿宽为77mm，则

适当调整，取。

（2） 轴上零件周向定位：
半联轴器与轴的周向定位采用单圆头普通平键（C型）。d=40mm，，L=36mm。取半联轴器与轴的配合为H7/m6。滚动轴承与轴的周向定位是借助过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为k6。

（3） 确定轴上的圆角和倒角尺寸：
轴端倒角为，有圆角处圆角为均为R2。

输入轴材料：
45#，正火处理

选联轴器：TL6型（GB/T4323- ）弹性套柱销联轴器

选轴承：6209（GB/T276-1994）深沟球轴承

轴总长：342mm

联轴器处平键：

（二）中间轴
设计内容
计算及说明
结果
1.初步确定轴的最小直径

2.轴的结构设计
（1） 轴的材料选择：
材料选择40Cr并调质处理。

（2） 中间轴上的功率，转速，转矩

（3）查表得，根据表12-2，取C=100，则

中间轴的最小直径显然是轴承处直径，为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承型号。
选取型号为6210（GB/T276-1994）深沟球轴承，宽度为20mm。因此。

6） 拟定轴上零件的装配方案，如下：

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：
1）取安装齿轮2处的轴段2-3的直径，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的长度为50mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮2，此轴段应略短与轮毂长度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=5mm，则轴段3-4处的直径。取。
2）5处为非定位轴肩，则取，由于齿轮3的齿宽B=93mm，除去轴向紧固空隙，。
3）确定两端轴承处的轴段长度：
取齿轮距箱体内壁的距离a=13mm，考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离s，取s=5mm。则

至此已初步确定了轴的各段直径和长度。

3. 轴上零件的周向定位：
齿轮与轴的周向定位均采用圆头普通平键（A型）联接。安装齿轮处直径d=55mm，故查表得平键截面
，从动轮处键长L=40mm，主动轮处L=70mm。齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是借助过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为k6。

4. 确定轴上圆角和倒角尺寸
轴端倒角为，有圆角处圆角为均为R2。
材料：
40Cr，调质处理

选轴承：6210（GB/T276-1994）深沟球轴承

轴总长：242mm

从动轮处平键：

主动轮出平键：

（三）输出轴
设计内容
计算及说明
结果
1. 初步确定轴的最小直径

2.轴的结构设计
（1）轴的材料选择：
材料选择40Cr并调质处理。

7） 输出轴上的功率，转速，转矩。

（3）查表得，根据表12-2，取C=100，则

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查教材得，选取直径d=65mm，L=275mm，的滑块联轴器。故。

（2） 拟定轴上的零件的装配方案，如下：

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故2-3段直径。取。
2）初步选择滚动轴承：
因轴承主要受到径向力的作用，故选用深沟球轴承。选用型号为6214，其尺寸为，故取。
3）取安装齿轮处的轴段的直径，齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为88mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=5mm，则直径。左端轴承用套筒定位。
4）轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器的距离25mm。故。
取齿轮距箱体内壁的距离a=16mm，考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离s，取s=5mm。则

由于跟中间轴在同一水平面上有一对齿轮啮合，故取。
至此已初步确定了轴的各段直径和长度。

（3） 轴上零件的周向定位：
齿轮与轴的周向定位采用圆头普通平键（A型）联接，安装齿轮处直径d=75mm，查表得平键截面
，取键长L=80mm。半联轴器与轴的周向定位采用单圆头普通平键（C型）联接，安装半联轴器处直径d=65mm，查表得平键截面
，取键长L=90mm。齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6，半联轴器与轴的配合为H7/m6。滚动轴承与轴的周向定位是借助过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为k6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
轴端倒角为，有圆角处圆角为均为R2。
材料：
40Cr，调质处理

选轴承：6214深沟球轴承

轴总长：386mm

齿轮处平键：

联轴器处平键：

（四）轴的校核
设计内容
计算及说明
结果
（4） 输入轴的校核

（5） 中间轴的校核

3.输出轴的校核
（1）求作用在齿轮上的力：
转矩
齿轮分度圆直径
圆周力
径向力

（2） 受力分析：

（3）求轴上的载荷：
1）对水平面进行计算：

代入数据得：，

2）对垂直面进行计算：

代入数据得：，

3）合成弯矩：

4）扭矩
可画出弯矩图：

（2） 轴的强度校核
进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。查表得，。则，计算得

前已选定轴的材料为45号钢正火处理，查表得。因此，故安全。

（3） 求作用在齿轮上的力：
转矩
圆周力
径向力
齿轮3分度圆直径

（4） 受力分析：

（5） 求轴上的载荷：
1）对水平面进行计算：

代入数据得：

2）对垂直面进行计算：

代入数据得：，

3）合成弯矩：

4） 扭矩
可画出弯矩图：

六、 轴的强度校核
进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。查表得，，则，计算得
对于截面1：

，安全。
对于截面2：

，安全。

（1）求作用在齿轮上的力：
圆周力
径向力

（2） 受力分析：

（3） 求轴上的载荷：
1）对水平面进行计算：

代入数据得：，

2）对垂直面进行计算：

代入数据得：，

3）合成弯矩：

4）扭矩
可画出弯矩图：

（4） 轴的强度校核：
进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。查表得，，则，计算得
，安全。

输入轴校核符合要求

中间轴校核符合要求

输出轴校核符合要求

六、轴承的选择和校核
设计内容
计算及说明
结果
1. 输入轴上轴承的校核

2. 中间轴上轴承的校核

3.输出轴上轴承的校核
6209（GB/T276-1994）深沟球轴承。基本额定动载荷Cr=31.5kN。
1）由前面数据合成支反力：

取，则

2）校核轴承强度：
，按B轴承计算。
由于是单班制，大修期为3年，故寿命应大于3年（8760h）。

轴承寿命符合要求。

6210（GB/T276-1994）深沟球轴承。基本额定动载荷Cr=35.0kN。
1）由前面数据合成支反力：

取，则

2）校核轴承强度：
，按B轴承计算。
由于是单班制，大修期为3年，故寿命应大于3年（8760h）。

轴承寿命符合要求。

6214（GB/T276-1994）深沟球轴承。基本额定动载荷Cr=60.8kN。
1）由前面数据合成支反力：

取，则

2）校核轴承强度：
，按B轴承计算。
由于是单班制，大修期为3年，故寿命应大于3年（8760h）。

轴承寿命符合要求。

输入轴上轴承寿命符合要求

中间轴上轴承寿命符合要求

输出轴上轴承寿命符合要求

七、键联接的选择和校核
设计内容
计算及说明
结果
1. 输入轴上键的校核

2. 中间轴上键的校核

3.输出轴上键的校核
由前面已知，选择单圆头普通平键（C型）
d=40mm，，L=36mm，
强度校核：
键和轴的材料为钢，联轴器也是钢，存在轻微冲击，，则

符合要求。

由前面已知：
1）与从动轮相连。选择A型普通平键。
d=55mm，，L=45mm，
强度校核：

符合要求。
2）与主动轮相连。选择A型普通平键。
d=55mm，，L=70mm，
强度校核：

符合要求。

由前面已知：
1）与齿轮相连。选择A型普通平键。
d=75mm，，L=80mm，
强度校核：

符合要求。
2）与联轴器相连。选择单圆头普通平键（C型）。
d=65mm，，L=90mm，
强度校核：

符合要求。

输入轴上键强度符合要求

中间轴上键强度符合要求

输出轴上键强度符合要求

八、联轴器的选择和校核
设计内容
计算及说明
结果
1. 输入轴上联轴器的校核

2.输出轴上联轴器的校核
TL6型（GB/T4323- ）弹性套柱销联轴器
，
取

符合要求。

滑块联轴器，d=65mm，计用转短为 N·m，最高转速为250r/min。

n=38.20r/min<250r/min
符合要求。

所选联轴器强度符合要求

所选联轴器强度符合要求

九、箱体的设计
设计内容
计算及说明
结果

4. 箱体的结构型式

5. 箱体的内腔结构尺寸

6. 箱体的主要结构尺寸

4.箱体的整体结构尺寸
根据机械设计课程设计P74内容进行箱体的设计

选择箱体为灰铸铁HT200制造。
没有特殊要求，为了装拆和调整的方便，选用剖分式箱体。结合面经过三根轴的中心线。

（5） 根据齿轮和轴的尺寸，取箱体内腔长度为670mm，箱体内腔宽度为188mm，箱体内腔高度411mm，上箱盖内腔高度191mm，底座内腔高度220mm。

（6） 中心距：
高速级：157.5mm
低速级：220mm

参照机械设计课程设计P80表4-6
（1） 箱座（体）壁厚：，箱盖壁厚：

（2） 箱座凸缘厚度：
箱盖凸缘厚度：
箱座底凸缘厚度：

（3） 由于，选择地脚螺栓直径及数目：
，取
n=6
轴承旁联接螺栓直径：
箱盖、箱座联接螺栓直径：
由于输入轴、中间轴、输出轴的轴承外圈直径分别是85mm，90mm，125mm，选择轴承端盖螺栓直径：
输入轴、中间轴：
输出轴：。
双级减速器，检查孔盖螺栓直径：。

（4） 由螺栓直径M12，取
箱外壁至轴承座端面距离
取。

（5） 轴承座外径
取3个轴承座外径分别为：135mm，140mm，185mm
轴承旁凸台半径：

（6） 箱座筋厚：

（7） 大齿轮顶圆和箱内壁间距离：
齿轮端面与箱体内壁距离：

箱体长度为688mm，箱体宽度为206mm，箱体高度443mm，上箱盖高度200mm，底座高度243mm。

十、润滑和密封的选择
设计内容
计算及说明
结果

3. 齿轮的润滑

4. 轴承的润滑

5. 减速器的密封

6. 箱盖和箱座接合面的密封

5.其它密封情况
参考机械设计课程设计P65-P71内容进行润滑和密封的选择。

经计算高速级圆周速度为2.077m/s，因为齿轮的转速v<12m/s，可选择浸油润滑。
由机械设计课程设计P310，表8－167可查得齿轮传动润滑油粘度荐用值为150 cSt（40度），齿轮润滑油选用工业闭式齿轮油（GB/T5903－1995）（合格品）L－CKC150。

轴承润滑采用脂润滑，在装配时伸入轴承室，其装配室不超过轴承室空间的1/3～1/2，以后每年添加1～2次。装置时拆去轴承盖。由P312表8－168选用钠基润滑脂（GB/T492－1989）以适应中等载荷。在轴承与内壁之间设置封油环，以使轴承室与箱体内部隔开，防止油脂漏进箱内及箱内润滑油溅入轴承室而稀释和带走油脂。

选择毡圈式密封，利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，获得防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等侵入轴承室的密封效果。
密封的形式和尺寸根据P314表8-173，根据轴I和轴III的尺寸毡圈分别选为：
毡圈35　JB/ZQ4606－1997
毡圈65　JB/ZQ4606－1997

在箱盖和箱座结合面上涂密封胶密封。

检查孔盖板、排油螺塞与箱体的结合面间均采用石棉橡胶纸材料的封油垫片密封，轴承端盖与箱体之间需加密封垫片。

十一、传动装置的附件和说明
设计内容
计算及说明
结果
2. 轴承盖的设计

3. 油标

4. 排油孔螺塞

5. 检查孔盖板

6. 通气器

7. 起吊装置

8. 起盖螺钉

9. 调整垫片组

9.定位销
全部采用螺钉连接式轴承盖；其中，两个透盖，四个闷盖。材料选用HT150。
5） 输入轴两端的轴承盖尺寸（一透盖，一闷盖）：
根据机械设计课程设计P81表4-7设计尺寸

m的值根据结构调整为21mm。

6） 中间轴两端的轴承盖尺寸（闷盖）：

m的值根据结构调整为20mm。

7） 输出轴两端的轴承盖尺寸（一透盖，一闷盖）：

m的值根据结构调整为18mm。

根据机械设计课程设计P82选择杆式油标，油标上有按最高和最低油面确定的刻度线，观察时拔出杆式油标，由油标上面的油痕判断油面高度是否适当。
尺寸计算参照表4-10，选用M16的规格，其长度L＝110mm。

材料采用Q235，封油垫材料用1mm厚的石棉橡胶纸。
尺寸选用 [1] 表4-13中的M20×1.5。
D1取21mm，H取3mm。

盖板材料为Q235，
盖板和箱盖凸台接合面加装防漏的石棉橡胶纸封油垫片。其尺寸根据表4-14确定：
选A＝150mm，
A1=190mm,A2=170mm
B1=168mm,B=128mm B2=148mm
螺钉直径选用M8×10
h＝10mm
油封垫片为1mm的石棉橡胶纸。

参照P83选择材料Q235，经过螺纹联接在检查孔盖板上。选用（a） 型通气器。

（1）在箱盖上直接铸造出吊耳环。
尺寸按照表4-16计算。
吊耳环：d=