【完美升级版】慢动卷扬机传动装置设计毕业论文

(此文档为word格式，下载后您可任意编辑修改！) 机械设计课程设计成果说明书

题目：慢动卷扬机传动装置设计

毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明

原创性声明

本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。

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本人完全了解大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。

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本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。

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涉密论文按学校规定处理。

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导师签名：日期：年月日

目录

一、设计任务书 (3)

二、传动装置的总体设计 (4)

（一）传动方案的分析和拟定 (4)

（二）电动机的选择 (4)

（三）传动装置的总传动比的计算和分配： (5)

（四）传动装置的运动和动力参数计算 (5)

三、传动零件的设计计算 (7)

（一）V型带及带轮的设计计算 (7)

（二）高速级齿轮的设计计算 (12)

（三）低速级齿轮的设计计算 (16)

四、轴系零件的设计计算 (17)

（一）轴的设计计算 (17)

1、输入轴的设计计算 (17)

2、中间轴的设计计算 (22)

3、输出轴的设计计算 (28)

（二）滚动轴承的校核 (33)

五、减速器的润滑设计 (37)

六、箱体、机架及附件的设计 (37)

（一）、减速器箱体的结构设计 (38)

（二）、减速器箱体的附件设计 (39)

设计小结 (42)

参考资料 (42)

一、设计任务书

１、原始数据

钢绳拉力F（kN）20

钢绳速度V（mmin）20

滚筒直径D（mm）350

２、已知条件

1）钢绳拉力F；

2）钢绳速度V；

3）滚筒直径D；

4）工作情况：单班制，间歇工作，经常正反转，启动和制动，载荷变动小；5）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35°C左右，三相交流电；6）使用折旧期10年，3年大修一次；

7）制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。

8）提升速度允许误差±5% 。

３、参考传动方案

二、传动装置的总体设计

（一）传动方案的分析和拟定

1、将带传动布置于高速级

将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。

2、选用闭式斜齿圆柱齿轮

闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。3、将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方

由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。

综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性

（二）电动机的选择

1、选择电动机类型

按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。

2、选择电动机的容量

电动机工作功率为kW, kW

因此 KW

由电动机至运输带的传动效率为

式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。

取，（滚子轴承），（齿轮精度为8级，不包括轴承效率），，则

242

η=???=

0.960.980.970.960.79

a

所以20100020

8.43100010000.7960

d a FV p kW η??=

==??

3、确定电动机转速 卷筒工作转速为60100060100020

18.20/min 3.1435060

v n r D π???=

==??

按指导书上表1推荐的传动比合理范围，取V 带传动的传动比，二级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，故电动机的转速范围为

''

(16~160)18.2291.2~2912/min d a n i n r =?=?=

符合这一范围的同步转速有750和1500。

根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案， 如表： 方案

电动机型号

额定功率 kW

电动机转速 rmin 传动装置的传动比

同步转速

满载转速 总传动比

V 带传动比

减速器

1 Y132M-8 11 750 730 121.86 3.

2 38.08 2

Y160M-6

11

1500

1460

125.65 3.5

35.90 综合考虑电动机和传动装置的重量、噪声和带传动、减速器的传动比，可见方案1比较适合，因此选定电动机型号为Y132M-8，其主要性能见下表： 型号

额定功率 kW

满载时

Y132M-8

11

转速 rmin 电流 (380

V 时)A

效率 %

功率因数

730

6.5

87

0.78 6.5

2

2

（三）传动装置的总传动比的计算和分配

1、总传动比

2、分配传动装置传动比

式中分别为带传动和减速器的传动比。

为使V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取（实际的传动比要在设计V 带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为： 3、分配减速器的各级传动比

展开式布置。考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由指导书图12展开式曲线查得，则。

（四）传动装置的运动和动力参数计算 1、各轴转速 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 256.5918.25/min 3.1

n n r i II III =

== 2、各轴输入功率

Ⅰ轴 0118.430.968.09d d p p p kW ηηI =?=?=?=

Ⅱ轴 12238.090.980.977.69p p p kW ηηηII I I =?=??=??= Ⅲ轴 23237.690.980.977.31p p p kW ηηηIII II II =?=??=??= 卷筒轴 34247.310.980.997.10V p p p kW ηηηI III III =?=??=??= 3、各轴输出功率

Ⅰ轴 '0.988.090.987.93p p kW I I =?=?=

Ⅱ轴 '

0.987.690.987.54p p kW II II =?=?=

Ⅲ轴 '

0.987.310.987.16p p kW III III =?=?=

卷筒轴 '0.987.100.98 6.96V V p p kW I I =?=?= 4、各轴输入转矩

电动机轴输出转矩 8.439550

9550110.28730

d d m p T N m n ===? Ⅰ轴 00011110.2830.96317.6d d T T i T i N m ηηI =??=??=??=?

Ⅱ轴 111223317.61 4.30.980.971298.28T T i T i N m ηηηII I I =??=???=???=? Ⅲ轴 2223231298.28 3.10.980.973825.84T T i T i N m ηηηIII II II =??=???=???=? 卷筒轴 243825.840.980.963711.83V T T N m ηηI III =??=??=? 5、各轴输出转矩

Ⅰ轴 '0.98317.610.98311.26T T N m I I =?=?=?

Ⅱ轴 '

0.981298.280.981272.31T T N m II II =?=?=? Ⅲ轴 '0.983825.840.983749.32T T N m III III =?=?=? 卷筒轴 '0.983711.830.983637.59V V T T N m I I =?=?=?

运动和动力参数计算结果整理于下表：

轴名

效率P kW

转矩T

转速n rmin

传动比 i

输入

输出 输入 输出 电动机轴 8.43 110.28 730 3 4.3 3.1

Ⅰ轴 8.09 7.93 317.61 311.26 243 Ⅱ轴 7.69 7.54 1298.28 1272.31 56.59 Ⅲ轴 7.31 7.16 3825.84 3749.32 18.25 卷筒轴

7.10

6.96

3637.59

3537.59

18.25

三、传动零件的设计计算

（一）V 型带及带轮的设计计算 1、确定计算功率

由书本表8-7查得工作情况系数，故11 1.112.1ca A p K P kW =?=?= 2、选择V 带的带型

根据12.1730/min ca m p kW r ==、n ,由书本图8-11选用A 型带。 3、确定带轮的基准直径、实际传动比并验算带速V

1）初选小带轮的基准直径。由书本表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径。 2)验算带速V 1 3.14150730

/ 5.73/601000

601000

d m

d n v m s m s π??=

=

=??

因为5ms

021*******d d d d i mm ==?=，圆整为。

4、确定V 带的中心距和基准长度

1）由120120.7()2()d d d d d d a d d +≤≤+得，初定中心距。 2) 计算带所需的基准长度

222100120()3003.14

2()160060025702424800

d d d d d d d L a d d mm a π

-≈+++=+?+≈?

由表8-2选带的基准长度。 3）计算实际中心距

0025002570

(800)76522

d d L L a a mm mm --≈+=+= 中心距的变化范围为。 5、验算小带轮上的包角

12157.357.3180()180300158.5120765

d d d d a α≈--=-?=≥

6、计算带的根数Z

1）由1150,730/min d m d mm n r ==，查表8-4a 得。 根据和A 型带，查表8-4b 得。 查表8-5得，表8-2得,于是

00()(1.420.09)0.94 1.09 1.547r L p p p K K kW α=+???=+??=

2）计算V 带的根数Z

，取8根。

7、计算单根V 带的初拉力的最小值 由表8-3得A 型带的单位长度质量,所以

220min (2.5)(2.50.94)12.1()500

[5000.1 5.73]2180.948 5.73

ca K p F qv N

K zv αα--?=+=?+?=??

应使带的实际初拉力。 8、计算压轴力

1

min

0min 158()2()sin 28218sin 342422

p F z F N N α=?=???=

9、带传动主要参数汇总表

带型

Ld

mm

Z

d d1

mm d d2

mm a

mm F 0

N F P

N A 2500

8 150

450

800

218

3424

（二）高速级齿轮的设计计算

1、选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理

由表10-1选得小齿轮的材料均为（调质），硬度为280HBS ；

大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者的硬度差为40HBS 。 2）精度等级选用8级,选取小齿轮比为，则大齿轮,取，螺旋角 2、按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即

2

1

13

111()2H E t d H i t i T

k Z Z d α

φεσ+≥

?

????

1）确定公式内的各计算数值 1>试选载荷系数。 2>计算小齿轮传递的转矩

3>由表10-7取。

4>由表10-6查得材料的弹性影响系数。

5>由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。

6>由式计算应力循环次数

()9

160602431830010 1.05610h jL N n I

==?????=?

7>由图10-19查得接触疲劳寿命系数，。

8>计算接触疲劳许用应力(失效概率1%,安全系数S=1)

[]1lim111600600HN H MPa S

K σσ==?=

[]2lim22 1.06550583HN H MPa S

K σσ==?=

9>许用接触应力[][]()()

1

2

600583591.522

H

H H MPa MPa

σσσ

++??===?

?

。

10>由图10-30选取区域系数。 11>由图10-26查得，，则1

20.790.89 1.68α

ααεε

ε=+=+=。

2）计算

1>试计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得

23

12 1.6317 4.61 2.433189.8()78.51 1.68 4.6583

t mm mm d ??+?≥??=?

2>计算齿轮的圆周速度

1 3.1478.5243

0.99601000

601000

t d n m v s πI

??=

=

=??

3>计算齿宽b 及模数

1178.578.5d t b d mm mm φ==?=

11

cos 78.5cos14

3.7830

t nt d mm z m β

?=

==

2.25 2.25

3.788.505nt h m mm ==?=

4>计算纵向重合度

10.318tan 0.318120tan14 1.586d Z β

φβε==???=

5>计算载荷系数

已知使用系数，根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数由表10-3查得,从表10-4查得,由图10-13查得=1.35,故载荷系数

1.11.111.4211.2 1.89A

V

H

H K K K K K

αβ

==???=

6>按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

33

1

1 1.89

78.582.441.6

t

t

K

mm d d

K

==?=

7>计算模数

1

1

cos1482.44cos14 3.9920

n

mm d

m

Z

?===

3、按齿根弯曲强度设计

由式[]

2

132

12cos Fa Sa n F d KTY Y Y m Z β

α

βσφε≥? 1）确定公式内的各计算数值 1>计算载荷系数

11.111.2 1.35 1.798A

V

F

F K K K K K

αβ

==???=

2>根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数。

3>由图10-20d 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 4>由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 5>计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[]1

1

10.85500

303.571.4FN FE F MPa S K σσ

?=

=

=

[]2220.88380

238.861.4

FN FE F MPa S

K σσ?==

=

6>查取齿形系数

由表10-5查得 7>查取应力校正系数

由表10-5查得 8>计算大小齿轮的并加以比较

[]11

1

2.74 1.56

0.01408303.57

Fa Sa F Y Y σ?=

=

[]22

2

2.18 1.79

0.01634238.86

Fa Sa F Y Y σ?=

=

经比较得大齿轮的数值大。 9>计算当量齿数

113320

21.89cos cos 14

v z z β=

==

223392

100.71cos cos 14v z z β===

2) 设计计算

[]2

4213322

12cos 2 1.79831.7100.88cos 140.01634 4.2120 1.68Fa Sa n F d KTY Y Y mm m Z βα

βσφε????≥?=?=??

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由

11

cos 82.44cos14184.5

n

d Z

m

β

=

==

，取，

则，取。 4、几何尺寸计算 1>计算中心距

()()1

2

1883 1.52082cos 2cos14n

m a mm Z Z β++?=

==

将中心距圆整后取。

2>按圆整后的中心距修整螺旋角

()()1

2

1883 4.5arccos

arccos

14.0622205

n

m

a

Z Z β++?===?

因值改变不大，所以参数、、等不必修正。

3>计算大小齿轮的分度圆直径 1

118 4.5

74.2cos cos14.06n

d mm m

Z β

?=

=

≈

2

283 4.5

342cos cos14.06n

d mm m

Z β

?=

=

≈

4>计算齿轮宽度

1

174.274.2d

b mm d

φ==?=

取齿宽 ： =75mm, =80mm （三）低速级齿轮的设计计算 1、选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理

由表10-1选得小齿轮的材料均为（调质），硬度为280HBS ；

大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者的硬度差为40HBS 。 2）精度等级选用8级,选取小齿轮比为，则大齿轮,取，螺旋角 2、按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即

122

11()311

i T k t Z Z H E d t i H d φεσα+≥?????

1）确定公式内的各计算 数值 1>试选载荷系数。 2>计算小齿轮传递的转矩

61295500007.69

9550000

1.2981056.59

p T N mm N mm n I ?==?=?? 3>由表10-7取。

4>由表10-6查得材料的弹性影响系数。

5>由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度

极限。

6>由式计算应力循环次数

()71606056.5918300108.14910h jL N n I

==?????=? 77

2

8.14910 2.63103.1

N ?==? 7>由图10-19查得接触疲劳寿命系数，。

8>计算接触疲劳许用应力(失效概率1%,安全系数S=1)

[]1lim11 1.16600696HN H MPa S

K σσ==?=

[]2lim22 1.22550671HN H MPa S

K σσ==?=

9>许用接触应力[][]()()

1

2

696671683.522

H

H H MPa MPa

σσσ

++??===?

?

10>由图10-30选取区域系数。 11>由图10-26查得，，则1

20.790.85 1.64α

ααεε

ε=+=+=。

2）计算

1>试计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得

3

2312 1.6129810 3.11 2.433189.8()92.11 1.64 3.1671

t

mm mm d ???+?≥??=? 2>计算齿轮的圆周速度

1 3.1492.156.59

0.27601000

601000

t d n m v s πI

??=

=

=??

3>计算齿宽b 及模数

1192.192.1d t b d mm mm φ==?=

11

cos 92.1cos14

4.4620

t nt d mm z m β

?=

==

2.25 2.25 4.4610.044nt h m mm ==?=

4>计算纵向重合度

10.318tan 0.318120tan14 1.586d Z β

φβε

==???=

5>计算载荷系数

已知使用系数，根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数由表10-3查得,从表10-4查得,由图10-13查得=1.35,故载荷系数

11.05 1.4211.2 1.79A

V

H

H K K K K K

αβ

==???=

6>按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

33

1

1 1.79

92.195.6161.6

t

t

K

mm d d

K

==?=

7>计算模数

1

1

cos1495.616cos14 4.62620

n

mm d m

Z

?=

==

3、按齿根弯曲强度设计

由式[]

2

132

12cos Fa Sa

n F d KTY Y Y m Z βα

βσφε≥? 1）确定公式内的各计算数值 1>计算载荷系数

11.05 1.2 1.35 1.701A

V

F

F K K K K K

αβ

==???=

2>根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数。

3>由图10-20d 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 4>由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 5>计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1

[]1110.92500

328.571.4FN FE F MPa S K σσ?==

=

[]2220.95380

257.861.4

FN FE F MPa S

K σσ?==

=

6>查取齿形系数

由表10-5查得 7>查取应力校正系数

由表10-5查得 8>计算大小齿轮的并加以比较

[]11

1

2.74 1.56

0.0130328.57

Fa Sa F Y Y σ?==

[]22

2

2.26 1.74

0.0150257.86

Fa Sa F Y Y σ?=

=

经比较得大齿轮的数值大。 9>计算当量齿数

113320

21.89cos cos 14

v z z β=

==

223362

67.87cos cos 14v z z β===

2) 设计计算

[]262

133

22

12cos 2 1.701 1.298100.88cos 140.015 4.8120 1.64Fa Sa n F d KTY Y Y mm m Z βα

βσφε????≥?=?=??

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由

11

cos 95.6cos14195

n

d Z

m

β

?=

==

，取，