『壹』 项:电动卷扬机的传动效率η包括齿轮，轴承，卷筒等全部运动部件的总效率一般取60~70% 。(
摘要 两个都是正确
『贰』 已知一个模型螺旋桨的推力T＝180N,转矩Q＝10N·m,螺旋桨的进速Va＝6kn,转速n＝720
故沿轴向载荷分布不均匀： r/min
r/，封闭型结果。因此选定电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下；
四.确定传动装置的总传动比和分配传动比：
总传动比：
分配传动比，所以总传动比合理范围为 ，故电动机转速的可选范围是，电压380V，Y型.96
—联轴器的传动效率：0.99
—卷筒的传动效率：0.96
则：
所以 KW
3.确定电动机转速
卷筒的工作转速为
r/,由表13-2选取 =2000
④确定实际中心距a
mm
⑤验算小带轮包角
⑥计算V带的根数Z：物理与机电工程学院
系 别.选择电动机的容量
电动机所需的功率为.33
3轴 3.30 3.80 960
1轴 3.65 3：取 ，则 ：
r/min
符合这一范围的同步转速有750.45
六。
2）确定许用应力：
a.许用接触应力；二级圆柱齿轮减速器传动比 ： KW
KW
所以 KW
由电动机到运输带的传动总功率为
—带传动效率。卷筒直径D=500mm;min
查指导书第7页表1：取V带传动的传动比 .96
—每对轴承的传动效率：
将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴：0.99
—圆柱齿轮的传动效率：
查精密机械设计课本表11-7得
=570 ，
。
故应按接触极限应力较低的计算，由表13-5查得 =0;min
2.各轴输入功率、输入转矩乘轴承传动效率0.99.m 转速r/. 确定传动方案。
3。
2：冯永健
2006年6月29日
一.设计题目
设计一用于卷扬机传动装置中的两级圆柱齿轮减速器。轻微震动.86
2轴 3.47 3：
1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率：
由表13-3查得 KW， 为低速级传动比。
五.计算传动装置的运动和动力参数.77
3 Y160M1-8 4 750 720 1180 62.87 49.83
综合考虑电动机和传动装置的尺寸， ：机电工程系
专 业.14 2668，大齿轮正火处理， .40 671.30 657，因此有四种传动比方案如下：
方案 电动机型号
额定功率
KW 同步转速
r/min 额定转速
r/min 重量
N 总传动比
1 Y112M-2 4 1500 1440 470 125.47
注：
1： 为带传动比， 为高速级传动比.41 2615，硬度230.04 11，标准化得 =375
②验算带速： m/：杨艺斌
学 院，则V带的根数
因此取Z=3
⑦计算作用在带轮轴上的载荷
由表13-1查得A型V带单位长度质量q=0.1Kg/m,所以单根V带张紧力
故作用在轴上载荷
七、4轴；
， ， ， —依次为电机与轴1.37 2695，轴1与轴2.传动装置总体设计：
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布.36 11，小齿轮调质处理，轴3与轴4之间的传动效率。
1.各轴转速.8 37：
1;min
r/min
= = r/.45
4轴 3.20 3课程设计报告
二级展开式圆柱齿轮减速器
姓 名.2（125+375）=600
mm，即只需求出 。
对于调质处理的齿轮， =1.1
b.许用弯曲应力.
二.96,运输带速度 ，要求轴有较大的刚度：
三．选择电动机
1.选择电动机类型：
按工作要求和条件,电源380V,三相交流;min
输入 输出 输入 输出
电动机轴 3：0，取 ，经计算 =4，轴2与轴3。
运动和动力参数结果如下表：
轴名 功率P KW 转钜T N：
由表11-10知
=190
取 =1.4，
所以
3）根据接触强度设计：9级精度制造，单向运转，在室内常温下长期连续工作： KW
KW
KW
KW
3.各轴输入转矩.95，由表13-2查得 =1.03
由表13-4查得 =0.11KW.65
2 Y132M1-6 4 1000 960 730 83，选用三相笼型异步电动机，取齿宽系数 ，测中心距
选定 =30,
b= =119：机械设计制造及其自动化
年 级.设V计带和带轮，载荷系数K=1，取 =0.02.齿轮的设计，硬度210.5mm
4）验算弯曲应力
由图8-44查得,x=0
=30， =2.60
=209， =2.14
,故应计算大齿轮的弯曲应力，
，弯曲强度足够。
2.低速级大小齿轮的设计：
①齿轮材料的选择：小齿轮选用35MnB调质，硬度260HBS，
大齿轮选用SiMn调质，硬度225HBS。
②确定许用应力：
a.许用接触应力：
查表8-10得
=700
故应按接触极限应力较低的计算，即只需求出 。
对于调质处理的齿轮， =1.1
b.许用弯曲应力：
由表8-11知
=240
取 =1.3
所以
③根据接触强度设计：
取K=1.2，齿宽
取 = , ，故实际传动比i=
模数
=298mm
B= mm 取
④验算弯曲应力：
由图8-44查得,x=0
=2.63
=2.16
〈
〈
弯曲强度足够。
八．减速器机体结构尺寸如下：
名称 符号 计算公式 结果
机座厚度 δ
9
机盖厚度
8
机盖凸缘厚度
12
机座凸缘厚度
14
机座底凸缘厚度
23
地脚螺钉直径
M24
地脚螺钉数目
6
轴承旁联结螺栓直径
M12
盖与座联结螺栓直径
=（0.5 0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径
=（0.4 0.5）
10
视孔盖螺钉直径
=（0.3 0.4）
8
定位销直径
=（0.7 0.8）
8
， ， 至外箱壁的距离
查手册表11—2 34
22
18
， 至凸缘边缘距离
查手册表11—2 28
16
外箱壁至轴承端面距离
= + +（5 10）
50
大齿轮顶圆与内箱壁距离
>1.2
15
齿轮端面与内箱壁距离
>
10
箱盖，箱座肋厚
8
9
轴承端盖外径
轴承孔直径+（5—5.5）
120（I 轴）
125（II 轴）
150（III轴）
轴承旁联结螺栓距离
120（I 轴）
125（II 轴）
150（III轴）
九．轴的设计：
1．高速轴的设计：
①材料：选用45号钢调质处理，查表10-2取 =35 ，C=100
②各轴段直径的确定：
由 ，p=3.65,则
，因为装小带轮的电动机轴径 ，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且 ，查手册 表7-7，取 =36, =60mm,
因为大带轮靠轴肩定位，所以取 =40, =58，
段装配轴承，取 =45，选用6309轴承， =28，
段是定位轴承，取 =50， 根据箱体内壁线确定后再确定。
段装配齿轮直径：判断是否做成齿轮轴
查手册得 =3.3，得e=2.2< ,因此做成齿轮轴. 此时齿宽为30。
装配轴承所以 = =45， = =28
2.校核该轴和轴承： =75， =215， =100
作用在齿轮上的圆周力为：
径向力为
作用在轴1带轮上的外力：
①求垂直面的支承反力：
②求水平面的支承反力：
由 得
N
N
③求F在支点产生的反力：
④绘制垂直面弯矩图
⑤绘制水平面弯矩图
⑥绘制F力产生的弯矩图
⑦求合成弯矩图：
考虑最不利的情况，把 与 直接相加
⑧求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）
⑨计算危险截面处轴的直径
因为材料选择 调质，查课本226页表14-1得 ，查课本231页表14-3得许用弯曲应力 ，则：
因为 ，所以该轴是安全的。
3弯矩及轴的受力分析图如下：
4键的设计与校核:
根据 ，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,由于 在 范围内，故 轴段上采用键 ： ,
采用A型普通键:
键校核.为 =60mm综合考虑取 =50mm。查课本155页表10-10， ， 所选键为： 强度合格。
中间轴的设计：
①材料：选用45号钢调质处理，查表14-2取 =35 ，C=100
②各轴段直径的确定：
由 , p=3.47,则
,
段要装配轴承，查课本11-15取 =40，选用6309轴承， =40，
装配低速级小齿轮，且 取 =45， =128，
段主要是定位高速级大齿轮，取 =60， =10，
装配高速级大齿轮，取 =45， =82
段要装配轴承，取 =40， =43
③ .校核该轴和轴承： =75， =115， =95
作用在2、3齿轮上的圆周力：
N
径向力：
求垂直面的支反力
计算垂直弯矩：
求水平面的支承力：
计算、绘制水平面弯矩图：
求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）
计算危险截面处轴的直径：
n-n截面:
m-m截面:
由于 ，所以该轴是安全的。
④弯矩及轴的受力分析图如下
⑤键的设计与校核
已知 参考教材表10-11，由于 所以取
查课本155页表10-10得
取键长为120.取键长为80，
根据挤压强度条件，键的校核为：
所以所选键为:
从动轴的设计：
①材料：选用45号钢调质处理，查表10-2取 =34 ，C=112
②确定各轴段直径
考虑到该轴段上开有键槽，因此取 ， =150。
装配轴承，选用6212轴承,取 =80,查手册第85表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准。
靠轴定位,取 =85, =45
取 =90, =90
取 =110, =13
装配轴承, 选用60114轴承,取 =90, =125
向心滚子轴承,去 =85, =46
③校核该轴和轴承: =98, =210, =115
作用在齿轮上的圆周力：
径向力：
求垂直面的支反力：
计算垂直弯矩：
.m
求水平面的支承力。
计算、绘制水平面弯矩图。
求F在支点产生的反力
求F力产生的弯矩图。
F在a处产生的弯矩：
求合成弯矩图。
考虑最不利的情况，把 与 直接相加。
求危险截面当量弯矩。
从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）
计算危险截面处轴的直径。
因为材料选择 调质，查课本226页表14-1得 ，查课本231页表14-3得许用弯曲应力 ，则：
=75>d,所以该轴是安全的。
④弯矩及轴的受力分析图如下：
⑥键的设计与校核：
因为d1=75,查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得
初选键长为130,校核 所以所选键为:
装联轴器的轴直径为70, 查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得
初选键长为100,校核 所以所选键为:
十.输出轴联轴器的选择：
计算联轴器所需的转矩： 查课本269表17-1取
,查手册1011页,选用安全销弹性块联轴器
KLA4.
十一. 减速器的各部位附属零件的设计.
(1)窥视孔盖与窥视孔：
在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。
以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.
(2)放油螺塞
放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放
油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。
(3)油标
油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。
(4)通气器
减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成.
(5)启盖螺钉
为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。
在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整.
6）定位销
为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.
(7)环首螺钉、吊环和吊钩
为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。
(8)调整垫片
用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用.
(9)密封装置
在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.
十二. 润滑方式的确定
因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。、2轴、3轴：0、1000和1500r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号;s
③确定带的基准长度：
取 =1.2（ + ）=1.设计V带
①确定V带型号
查机械设计基础课本表 13-6得： =1.3，则 KW，又 =960r/min,由图13-15确定选取A型普通V带，取 =125、重量和带传动、减速器的传动比，可见第二方案比较适合.2.58 101.61 99.58 342：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.高速级大小齿轮的设计
1）选择齿轮材料：大小齿轮都选用45钢：2003
学 号：03150117
指导教师,运输带的有效拉力F=10000N, 卷筒效率 =0.23 2750
『叁』 求一张卷扬机的设计图纸，卷扬机F=12t， 吊绳牵引v=0.3m/s， 卷筒直径D=500mm，做过课题的跪求分享下感谢
一级直齿轮减速器说明书和装配技术数据滚筒圆周力:F=1200N带速:V=2.1M/S滚筒直径：D=400mm全题目:一级圆柱直齿轮减速器参考书目:《机械设计基础》任成高《简明机械零件设计实用手册》胡家秀其他也可发给我参考啊万分感谢!!!也把它发到我的邮箱里面看看吧。。[email protected]不过你也可以到我的博客里面看看哦。/机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器目录设计任务书……………………………………………………1传动方案的拟定及说明………………………………………4电动机的选择…………………………………………………4计算传动装置的运动和动力参数……………………………5传动件的设计计算……………………………………………5轴的设计计算…………………………………………………8滚动轴承的选择及计算………………………………………14键联接的选择及校核计算……………………………………16连轴器的选择…………………………………………………16减速器附件的选择……………………………………………17润滑与密封……………………………………………………18设计小结………………………………………………………18参考资料目录…………………………………………………18机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器一．总体布置简图1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器二．工作情况：载荷平稳、单向旋转三．原始数据鼓轮的扭矩T（N•m）：850鼓轮的直径D（mm）：350运输带速度V（m/s）：0.7带速允许偏差（％）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2四．设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写五．设计任务1．减速器总装配图一张2．齿轮、轴零件图各一张3．设计说明书一份六．设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择1．电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2．电动机容量的选择1）工作机所需功率PwPw＝3.4kW2）电动机的输出功率Pd＝Pw/ηη＝＝0.904Pd＝3.76kW3．电动机转速的选择nd＝（i1’•i2’…in’）nw初选为同步转速为1000r/min的电动机4．电动机型号的确定由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1．计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i＝nm/nwnw＝38.4i＝25.142．合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5速度偏差为0.5%<5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮转速（r/min）96096019238.438.4功率（kW）43.963.843.723.57转矩（N•m）39.839.4191925.2888.4传动比11551效率10.990.970.970.97传动件设计计算1．选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°2．按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10—21）试算，即dt≥1）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt＝1.6（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8N2＝N1/5＝6.64×107（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98（9）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[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1td1t≥==67.85（2）计算圆周速度v===0.68m/s（3）计算齿宽b及模数mntb=φdd1t=1×67.85mm=67.85mmmnt===3.39h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4）计算纵向重合度εβεβ==0.318×1×tan14=1.59（5）计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42由表10—13查得KFβ=1.36由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得d1==mm=73.6mm（7）计算模数mnmn=mm=3.743．按齿根弯曲强度设计由式(10—17mn≥1）确定计算参数（1）计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0。88（3）计算当量齿数z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47（4）查取齿型系数由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5）查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6）计算[σF]σF1=500MpaσF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98[σF1]=339.29Mpa[σF2]=266MPa（7）计算大、小齿轮的并加以比较==0.0126==0.01468大齿轮的数值大。2）设计计算mn≥=2.4mn=2.54．几何尺寸计算1）计算中心距z1=32.9，取z1=33z2=165a=255.07mma圆整后取255mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角β=arcos=1355’50”3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=85.00mmd2=425mm4）计算齿轮宽度b=φdd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋II轴：1．初步确定轴的最小直径d≥＝=34.2mm2．求作用在齿轮上的受力Ft1==899NFr1=Ft=337NFa1=Fttanβ=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3．轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。6.VI-VIII长度为44mm。4．求轴上的载荷66207.563.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N5．精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2）截面IV右侧的截面上的转切应力为由于轴选用40cr，调质处理，所以（[2]P355表15-1）a)综合系数的计算由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，，（[2]P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为，，（[2]P37附图3-1）故有效应力集中系数为查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为，（[2]P40附图3-4）轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为b)碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，c)安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故轴的选用安全。I轴：1．作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52．初步确定轴的最小直径3．轴的结构设计1）确定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。i)轴肩固定轴承，直径为42mm。j)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2）各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。f)该段由联轴器孔长决定为42mm4．按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。III轴1．作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2．初步确定轴的最小直径3．轴的结构设计1）轴上零件的装配方案2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直径607075877970长度105113.758399.533.255．求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6.弯扭校合滚动轴承的选择及计算I轴：1．求两轴承受到的径向载荷5、轴承30206的校核1）径向力2）派生力3）轴向力由于，所以轴向力为，4）当量载荷由于，，所以，，，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5）轴承寿命的校核II轴：6、轴承30307的校核1）径向力2）派生力，3）轴向力由于，所以轴向力为，4）当量载荷由于，，所以，，，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5）轴承寿命的校核III轴：7、轴承32214的校核1）径向力2）派生力3）轴向力由于，所以轴向力为，4）当量载荷由于，，所以，，，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5）轴承寿命的校核键连接的选择及校核计算代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（N•m）极限应力（MPa）高速轴8×7×60（单头）25353.539.826.012×8×80（单头）4068439.87.32中间轴12×8×70（单头）4058419141.2低速轴20×12×80（单头）75606925.268.518×11×110（单头）601075.5925.252.4由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径，轴孔长，装配尺寸半联轴器厚（[1]P163表17-3）（GB4323-84三、第二个联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径轴孔长，装配尺寸半联轴器厚（[1]P163表17-3）（GB4323-84减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M16×1.5润滑与密封一、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。二、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。四、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我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。
『肆』 机械设计课程电动卷扬机传动装置设计
这些还是要自己搞定才会有收获，其实只要按照课程设计指导书上面的方法一步步来什么都好办， 说明书格式在书上应该找得到，朋友只能给你这样说：凡是还是要靠自己，靠别人是靠不住的。
『伍』 液压卷扬机结构分析
由液压卷扬机的工作原理可知，卷扬机由下列主要部件组成：①液压马达：液压马达型式常为轴向柱塞式和径向柱塞式马达，轻载卷扬机可采用端面配油的摆线齿轮马达；②制动器：其结构为液压常闭多片盘式制动器，弹簧制动液压松开；③减速器：一般为一级或二级行星轮系；④卷筒和机架：⑤阀块：阀块由梭阀、平衡阀及油路块集成。图4-1就是此种类型结构卷扬机。
1.自带减速器的卷扬机
图4-4所示AF15000型液压卷扬机是将液压马达、制动器和减速器等部件组成一体，称为卷扬机减速机。减速机外壳与卷筒固定，而液压马达外壳与支架固定。不同规格型号的减速机，配以相应卷筒和机架，即组成液压卷扬机的系列产品。
图4-4 AF15000型液压卷扬机
2.具有自由下放功能的卷扬机
具有自由下放功能的液压卷扬机有两种型式结构。一种是传动输出轴与卷筒之间设一离合器，离合器结构类似制动器，详见图4-5ILYJ5系列自由下放卷扬机。离合器也是常闭式，弹簧闭合，液压分离，由单独换向阀控制。
图4-5 ILYJ5系列自由下放卷扬机
图4-6是具有自由下放速度可调的液压卷扬机，在卷筒上设有闸带制动器，通过控制液压缸中压力，即可实现重载自由下放过程中的速度调节。
图4-6 ILYJ5系列自由下放速度可调的卷扬机
另一种具有自由下放功能液压卷扬机的液压原理见图4-7，液压卷扬机上加一外控油路，来控制制动器和液控单向阀。卷扬机实行自由下放作业时，卷扬机的换向阀处于中位，接通外控油路，使制动器松开、液控单向阀打开，液压马达进油口与出油口连通，卷扬机在负载作用下实现自由下放动作。这种卷扬机比采用离合器自由下放的卷扬机结构简单，液压岩心钻机上应用较多。
3.RW300型液压卷扬机
（1）结构：图4-8为美国BRADENRW300型卷扬机的结构图，此卷扬机设计最大提升能力13950kg。
图4-8中，液压马达16固定在液压马达座13上，并固定在右侧底座12上。液压马达主轴通过内轮18的花键传给卷扬机主轴，主轴左端为一轴齿轮，因此液压马达输出轴直接驱动一级中心轮6转动，一级行星轮25通过滚针轴承24支承在一级行星轮轴26上。一级中心轮通过一级行星轮驱动内齿圈7转动。
图4-7 外控自由下放卷扬机的液压系统图
第一行星轮系的中心轮通过一级行星轮驱动一级行星架（系杆）1转动，而该行星轮架通过花键与二级中心轮3连接在一起，而二级中心轮通过滑动轴承支承在卷扬机主轴（中心轮6）上。二级中心轮通过二级行星轮驱动内齿圈转动，通过二级行星轮驱动二级行星架2转动，而该行星架通过花键与三级中心轮4连接在一起，三级行星架5固定不动，三级中心轮通过三级行星轮22驱动内齿圈7转动。
图4-8 RW300型卷扬机结构图
内轮18与外套筒15之间装有凸轮楔块17，三者构成一单向离合器。外套筒左端外圆加工成齿槽与摩擦片21内齿相啮合。摩擦片外齿与液压马达座13内齿相啮合。卷扬机不工作时通过弹簧14，活塞9压紧摩擦片，使外套筒不能转动。形成具有双制动系统的液压卷扬机。
（2）工作原理：RW300型液压卷扬机的液压系统见图4-9。图4-10为卷扬机的双重制动系统结构图。
图4-9 制动液压系统图
图4-10 双重制动系统结构图
这种卷扬机的特点是在输入轴与多片摩擦离合器之间又装一个带有凸轮楔块摩擦滚动元件的离合器，使卷扬机不必松开摩擦离合器就可提升。
图4-10所示为双重制动系统结构图，其中凸轮楔块式定向离合器由内轮5，外套筒2和凸轮楔块3等组成。内轮内孔为花键轴孔与液压马达轴配合，外套筒外表面加工成凹槽，与一组带有凸齿的摩擦片相配合。
工作原理：当主轴逆时针回转提升外负载时如图4-11所示，凸轮楔块被摩擦力矩带动而滚向间隙宽敞的部分，这时定向离合器处于分离状态，多片摩擦离合器处于弹簧推力作用压紧处于啮合状态不工作。主轴通过行星轮系带动卷筒作提升工作。不受凸轮楔块离合器的影响。
图4-11 自由转动状态
图4-12 锁定状态
提升动作停止时，由于负载的自重会使卷筒反向（顺时针）转动，顺时针转动导致凸轮楔块收缩，并楔紧与内轮和外套筒之间，使定向离合器进入接合状态（图4-12），从而紧紧地将主轴锁住不动，阻止由负载自重引起的反向转动。
卷扬机下降负载时，接通油路，当油压未达到平衡阀开启压力时，液压马达保持不动，另外当油压未达到多片摩擦离合器打开压力时，液压马达也保持不动（图4-12）。只有当油压升至平衡阀的开启压力，同时达到松开多片摩擦离合器压力时，液压马达才能转动，负载下降。平衡阀的开度决定流量和负载下降速度，增加进入液压马达的油量就能够增强压力并加大平衡阀的开度，从而提高负载下降速度。降低流量会使压力降低，平衡阀开度减小，从而降低负载的下降速度。
当操纵阀处于中间位置时，压力下降，平衡阀关闭，负载运动停止。
（3）轮系传动比计算：图4-13为RW300型卷扬机传动简图。设各齿轮齿数z1＝15；z2＝19；z3＝54；z4＝26；z5＝20；z6＝66；z7＝20；z8＝23。试求主轴转速n1与卷筒转速n6的传动比。
解：首先划分轮系，此轮系有两个周转轮系，一个定轴轮系。中心轮1、行星轮2、内齿圈3与系杆H1组成一级行星轮系；中心轮4、行星轮5、内齿圈6与系杆H2组成二级行星轮系；中心轮7、行星轮8、内齿圈6与系杆H3（系杆为固定件）组成定轴轮系。
图4-13 RW300型卷扬机传动简图
从传动简图4-13中可知：n3＝n6；n4＝nH1；n7＝nH2
写出各轮系传动比，并代入数值
液压动力头岩心钻机设计与使用
由式a得 n1＝-3.6n6＋4.6nH1
由式b得 nH1＝-2.54n6＋3.54nH2
由式c得 nH2＝-3.3n6
上述三式整理后
液压动力头岩心钻机设计与使用
即卷筒与主轴旋转方向相反，传动比i16＝69
『陆』 卷扬机行星轮系设计
1.行星轮系类型的选择
最基本的行星轮系包括三个基本构件，即两个中心轮和一个系杆。若中心轮用K代表，系杆用H代表，则这种最基本的行星轮系可以用代号表示为2K-H。
根据两个中心轮的不同类型及固定情况，常用的2K-H行星轮系可以有以下几种不同型式：
（1）两个中心轮中，一个为外齿轮，一个为内齿轮。如图4-14中的a、b、c、e所示。其中a及b都是单排行星轮，但a为中心轮3固定，b为中心轮1固定；c为双排行星轮；而e的行星轮是带内外齿的。
图4-14 2K-H行星轮系的类型
（2）两个中心轮都为圆锥齿轮，如图4-14d所示。
（3）两个中心轮都为外齿轮，如图4-14f所示。
（4）两个中心轮都为内齿轮，如图4-14g所示。
选择轮系的类型时，主要从传动比、效率、结构复杂程度和外廓尺寸等几方面综合考虑而定。首先是考虑能否满足传动比的要求。图4-14中a、b、c、d四种型式的转化机构传动比 都是负的，故将它们称为负号机构。负号机构的特点是传动从左到右（即从主动中心轮到从动系杆H）都是减速的，而且输入与输出的转向相同。这一点从图中的传动比公式也可以清楚地看出，但是它们的减速范围不同。例如类型a的传动比i1H一定大于2，实用范围i1H＝2.8～9；如果要求的减速比小于2，则可采用类型b，其传动比i3H一定小于2，实用范围i3H＝1.14～1.56；类型c由于采用双排行星轮，它的减速范围较大，可以从1到17；类型d的i1H用在2左右。类型c和d都可以填补a、b二种可用传动比中间的空白区。
图4-14中e、f、g三种型式的转化机构传动比 都是正的，故将它们称为正号机构。当齿数比 时，则 ，传动自左到右为减速，但输入与输出的转向相反；当齿数比 时，传动自左到右为增速（当比 时，n1与nH转向相反；比 时，n1与nH转向相同）；当比 时，i1H→0，增速比iH1理论上达无穷大。
从机构传动效率的角度来看，不管用于增速还是减速，负号机构的效率总比正号机构为高。因此，如果所设计的轮系是用作动力传动，这时要求传动有较高的效率，则应该采用负号机构，即图4-14a、b、c、d所示的型式；如果设计的轮系还要求有较大的传动比，而单级负号机构又不能满足要求时，可以将几个负号机构串联起来，或采用负号机构与定轴轮系联合的混合轮系，以取得较大的传动比。如图4-15所示，这些轮系适用的传动比i1H＝10～60。
图4-15 动力传动常用的大传动比轮系
正号机构一般用在传动比大而对效率要求不高的辅助机构中。用于增速时，增速比i1H理论上可达到无穷大，但实际上受到效率的限制，i1H越大，效率越低，达到一定值后，机构将发生自锁。
2.行星轮系中各轮齿数的确定
选定行星轮系的类型后，需要确定其各轮的齿数。在行星轮系中，各轮齿数的选配需要满足以下4个条件：
（1）保证实现给定的传动比；
（2）保证两个中心轮及系杆的轴线重合，亦即满足同心条件；
（3）保证各行星轮能够均匀地装入两中心轮之间，亦即满足安装条件；
（4）保证各行星轮不致互相碰撞，亦即满足邻接条件。
现以图4-14a所示的行星轮系为例说明于后：
1）保证实现给定的传动比
因
液压动力头岩心钻机设计与使用
故
液压动力头岩心钻机设计与使用
2）保证满足同心条件
根据两中心轮的轴线重合的条件，当采用标准传动和等移距变位传动时，可得
r3＝r1＋2r2
式中：r1、r2、r3分别表示齿轮1、2、3的节圆半径。
亦即
液压动力头岩心钻机设计与使用
3）保证满足安装条件为使几个行星轮都能够均匀地装入两中心轮之间，则行星轮的数目与各轮齿数之间必须有一定的关系。如图4-16所示，设需要在中心轮1与3之间装入K个行星轮，并要求均匀分布，即相互之间相隔 ，现分析行星轮数K与各轮齿数之间的关系。
图4-16 行星轮系安装条件分析
如图4-16所示，设先装入第一个行星轮于O2，则装好后，中心轮1与3的齿之间的相对角向位置已通过该行星轮而产生了联系。为了在相隔φ°处装入第二个行星轮，可以转动中心轮1，使第一个行星轮的位置由O2转到O2′，并使∠O2O O2′＝φ°。这时，中心轮1上的a点转到a′位置，转过的角度为θ，根据传动比公式，角度φ与θ的关系为：
液压动力头岩心钻机设计与使用
如果这时中心轮1转过的角度θ恰好等于转过整数个齿，则轮1与3的齿的相对角向位置又回复到与开始装第一个行星轮时一模一样，故在原来装第一个行星轮的位置O2处，一定能再装入第二个行星轮。同样的过程，可以装入第三个，第四个……直至第K个行星轮。
故相隔φ°能装入第二个行星轮的条件为
液压动力头岩心钻机设计与使用
式中： 为中心轮1每个齿对应的中心角；N为正整数。
将式b代入式a，得
或
液压动力头岩心钻机设计与使用
由上式可知，欲保证满足安装条件，则两个中心轮的齿数和z1＋z3应能被行星轮数K整除。
4）保证满足邻接条件
在图4-16中，O2、O2′为相邻两行星轮的位置，为了保证相邻两行星轮不致相互碰撞，需使中心距O2O2′大于两齿轮顶圆半径之和，即
O2O2′＞da
式中：da为行星轮齿顶圆直径。
液压动力头岩心钻机设计与使用
式中：m为模数；h*a为齿顶高系数。
式（4-1）～（4-4）所代表的关系，在选择齿数与行星轮个数时必须满足。
对于图4-14c所示的双排行星轮系，经过类似步骤，不难确定其应满足的相应的关系式为：
（1）传动比条件
（2）同心条件
（3）安装条件
（4）邻接条件
除了上述4个条件外，由于负号机构中的轮2与轮3为内啮合，故在进行几何尺寸计算时，还应检查有无发生干涉的可能。
3.行星轮系的受力分析
了解行星轮系各构件的受力情况是进行结构设计的基础，现以图4-17a所示的传动型式为例，分析各构件的受力情况，分析时略去传动中的摩擦力。
图4-17 行星轮系的受力分析
如图4-17a所示，在此轮系中，假定齿轮1为主动件，受有顺时针的驱动力矩M1，角速度为ω1，系杆H为从动件，它受有逆时针的阻力矩Mr，角速度为ωH。在进行力分析时，把轮系视为在外力作用下处于平衡状态（即轮系处于稳定运转状态），于是如图4-17b所示，可以画出机构各构件的力矩平衡图。
主动轮1上作用有驱动力矩M1和行星轮2对它的反作用力Fn21（下标21代表构件2对构件1的作用）。Fn21又可分解为圆周力F21与径向力R21。R21不产生力矩，它由轮1的支承和机架承受，故在以下的讨论中，将不再提这个分量。圆周力F21对轴O的力矩应与驱动力矩M1大小相等，方向相反。即
F21·r1·K＝M1
式中：r1为轮1的节圆半径；K为行星轮个数。
故得
液压动力头岩心钻机设计与使用
行星轮2在主动轮1作用的圆周力F12（F21的反作用力）推动下运动，并如图所示，同时受到系杆H固定轮3的反作用力FH2及F32，根据力的平衡条件，显然得
F32＝F12
FH2＝F32＋F12＝2F12
系杆H受到行星轮2的作用力F2H，它对轴O的力矩应与外加阻力矩Mr相平衡，故得
K·F2H（r1＋r2）＝Mr
而行星轮2给固定轮3的作用力F23所产生的力矩为K·F23·r3，这个力矩是由机架所承受。
由主动轮1输入的功率为
P1＝M1·ω1＝K·F21·r1·ω1
由系杆H输出的功率为
PH＝Mr·ωH＝KF2H（r1＋r2）ωH＝2kF21（r1＋r2）ωH
又因
液压动力头岩心钻机设计与使用
故得
液压动力头岩心钻机设计与使用
上式表示，由于轮3固定，如果不计摩擦损失，全部输入功率将由系杆H输出。这个等式也可以用来检查力的分析是否正确。
『柒』 机械设计基础课程设计指导书——设计输送机传动装置课程设计
给你做个参考
一、前言
(一)
设计目的：
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。
(二)
传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
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。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
二、传动系统的参数设计
原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。
工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。
工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。
动力来源：电力，三相交流380/220伏。
1
、电动机选择
（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
（2）、电动机功率选择：
①传动装置的总效率：
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作机所需的输入功率：
因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③电动机的输出功率：
=3.975/0.87=4.488KW
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 ＝ 5.5KW 。
⑶、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
=（60×v）/（2π×D/2）
=（60×2）/（2π×0.2）
=96r/min
由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min
⑷、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1000r/min和1500r/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1500r/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-4 ，满载转速 1440r/min 。
其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。
2
、计算总传动比及分配各级的传动比
（1）、总传动比：i =1440/96=15
（2）、分配各级传动比：
根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）
=15/5=3
3
、运动参数及动力参数计算
⑴、计算各轴转速（r/min）
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵计算各轴的功率（KW）
电动机的额定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶计算各轴扭矩（N•mm）
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m
=9550×4.138/96 =411.645N•m
=9550×4.056/96 =403.486N•m
三、传动零件的设计计算
（一）齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm
（2）确定有关参数和系数如下：
传动比i
取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数：
=5×20=100
，所以取Z
实际传动比
i =101/20=5.05
传动比误差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用
齿数比：
u=i
取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°；
则
h *m=3，h ）m=3.75
h=（2 h ）m=6.75，c= c
分度圆直径：d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指导书取
φ
齿宽：
b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ，
b
齿顶圆直径：d ）=66，
d
齿根圆直径：d ）=52.5，
d ）=295.5
基圆直径：
d cos =56.38，
d cos =284.73
(3)计算齿轮传动的中心矩a：
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm
（二）轴的设计计算
1
、输入轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据指导书并查表，取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴选d=25mm
⑵、轴的结构设计
①轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
②确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d =25mm
， L =（1.5～3）d ，所以长度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L =（2+20+55）=77mm
III段直径：
初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
=d=35mm，L =T=18.25mm，取L
Ⅳ段直径：
由手册得：c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm
+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L
Ⅴ段直径：d =50mm. ，长度L =60mm
取L
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm
Ⅵ段直径：d =41mm， L
Ⅶ段直径：d =35mm， L ＜L3，取L
2
、输出轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、轴的结构设计
①轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
②确定轴的各段直径和长度
初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
则
d =42mm
L
= 50mm
L
= 55mm
L
= 60mm
L
= 68mm
L
=55mm
L
四、滚动轴承的选择
1
、计算输入轴承
选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.
2
、计算输出轴承
选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm
五、键联接的选择
1
、输出轴与带轮联接采用平键联接
键的类型及其尺寸选择：
带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。
根据轴径d =42mm ，L =65mm
查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机
装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56
则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56
2
、输出轴与齿轮联接用平键联接
=60mm,L
查手册得，选用C型平键，得：
装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45
则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45
3
、输入轴与带轮联接采用平键联接
=25mm
L
查手册
选A型平键，得：
装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50
则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50
4
、输出轴与齿轮联接用平键联接
=50mm
L
查手册
选A型平键，得：
装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49
则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49
六、箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：
七、轴承端盖
主要尺寸计算
轴承端盖：HT150 d3=8
n=6 b=10
八、减速器的
减速器的附件的设计
1
、挡圈 ：GB886-86
查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58
2
、油标 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 ：JB/ZQ4450-86
九、
设计参考资料目录
1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6
2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11
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『玖』 如何确定轴的支点位置和传动零 件上力的作用点
目 录
第一部分 设计任务书----------------------------------------------------------------3第二部分 电传动方案的分析与拟定---------------------------------------------------5第三部分 电动机的选择计算----------------------------------------------------------6第四部分 各轴的转速、转矩计算------------------------------------------------------7第五部分 联轴器的选择-------------------------------------------------------------9第六部分 锥齿轮传动设计---------------------------------------------------------10第七部分 链传动设计--------------------------------------------------------------12第八部分 斜齿圆柱齿轮设计-------------------------------------------------------14第九部分 轴的设计----------------------------------------------------------------17第十部分 轴承的设计及校核-------------------------------------------------------20第十一部分 高速轴的校核---------------------------------------------------------22第十二部分 箱体设计---------------------------------------------------------------23第十三部分 设计小结---------------------------------------------------------------24
第一部分 设计任务书
1.1 机械设计课程的目的
机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：
(1) 通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。
1.2 机械设计课程的内容
选择作为机械设计课程的题目，通常是一般机械的传动装置或简单机械。
课程设计的内容通常包括：确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。
在设计中完成了以下工作：
① 减速器装配图1张（A0或A1图纸）；
② 零件工作图2～3张（传动零件、轴、箱体等）；
③ 设计计算说明书1份，6000～8000字。
1.3 机械设计课程设计的步骤
机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达设计结果，用设计计算说明书表示设计依据。
机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：
1．设计准备
① 分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、内容和步骤。
② 了解设计对象，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。
③ 浮系课程有关内容，熟悉机械零件的设计方法和步骤。
④ 准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。
2．传动装置总体设计
① 确定传动方案——圆柱齿轮传动，画出传动装置简图。
② 计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。
③ 确定总传动比和分配各级传动比。
④ 计算各轴的功率、转速和转矩。
3．各级传动零件设计
① 减速器内的传动零件设计（齿轮传动）。
4．减速器装配草图设计
① 选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。
② 选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。
③ 确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。
④ 分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。
5．减速器装配图设计
① 标注尺寸、配合及零件序号。
② 编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。
③ 完成装配图。
6．零件工作图设计
① 轴类零件工作图。
② 齿轮类零件工作图。
③ 箱体类零件工作图。
第一部分 题目及要求
卷扬机传动装置的设计
1． 设计题目
设计一卷扬机的传动装置。传动装置简图如下图所示。
（1）卷扬机数据
卷扬机绳牵引力F(N)、绳牵引速度v(m/s)及卷筒直径D(mm)见附表。
（2）工作条件
用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。
（3） 使用期限
工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为三年。
（4） 产批量及加工条件
小批量生产，无铸钢设备。
2． 设计任务
1）确定传动方案；
2）选择电动机型号；
3）设计传动装置；
4）选择联轴器。
3． 具体作业
1）减速器装配图一张；
2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；
3）设计说明书一份。
4． 数据表
牵引力F/N 12 10 8 7
牵引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6
卷筒直径D/mm 470，500 420，430，450，470，500 430，450，500 440，460，480
卷扬机传动装置的设计
5． 设计题目
设计一卷扬机的传动装置。传动装置简图如下图所示。
（1）卷扬机数据
卷扬机绳牵引力F(N)、绳牵引速度v(m/s)及卷筒直径D(mm)见附表。
（2）工作条件
用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。
（5） 使用期限
工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为三年。
（6） 产批量及加工条件
小批量生产，无铸钢设备。
6． 设计任务
1）确定传动方案；
2）选择电动机型号；
3）设计传动装置；
4）选择联轴器。
7． 具体作业
1）减速器装配图一张；
2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；
3）设计说明书一份。
8． 数据表
牵引力F/N 12 10 8 7
牵引速度v/(m/s) 0.3，0.4 0.3，0.4，0.5，0.6
卷筒直径D/mm 470，500 420，430，450，470，500 430，450，500 440，460，480
第二部分 传动方案的分析与拟定
确定总传动比:
由于Y系列三相异步电动机的同步转速有750,1000,1500和3000r/min四种可供选择.根据原始数据,得到卷扬机卷筒的工作转速为
按四种不同电动机计算所得的总传动比分别是:
电动机同步转速
750 1000 1500 3000
系统总传动比
32.71 43.61 65.42 130.83
确定电动机转速:
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，750转的低速电动机传动比虽小，但电动机极数大价格高，故不可取。3000转的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，也不可取。剩下两种相比，如为使传动装置结构紧凑，选用1000转的电动机较好；如考虑电动机重量和价格，则应选用1500转的电动机。现选用1500转的电动机，以节省成本。
确定传动方案：
验算：通常V带传动的传动比常用范围为 ，二级圆柱齿轮减速器为 ，则总传动比的范围为 ，因此能够满足以上总传动比为65.42的要求。
第三部分 电动机的选择计算
1、确定电动机类型
按工作要求和条件,选用Y系列笼型三相异步电动机,封闭式结构。
2、确定电动机的功率
工作机的功率
KW
效率的选择：
1． V带传动效率： η1 = 0.96
2． 7级精度圆柱齿轮传动：η2 = 0.98
3． 滚动轴承： η3 = 0.99
4． 弹性套柱销联轴器： η4 = 0.99
5． 传动滚筒效率： η5 = 0.96
传动装置总效率为
工作机所需电动机功率
kw
因载荷平稳，电动机额定功率 略大于 即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率 为7.5 kw，结合其同步转速，选定电动机的各项参数如下：
取同步转速： 1500r/min ——4级电动机
型号： Y132M-4
额定功率： 7.5kW
满载功率： 1440r/min
堵转转矩/额定转矩： 2.2
最大转矩/额定转矩： 2.2
第四部分 确定传动装置总传动比和分配各级传动比
1、确定总传动比
2、分配各级传动比
取V带传动的传动比 ，则减速器的传动比 为
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比
则低速级的传动比
第五部分 运动参数及动力参数计算
0轴（电动机轴）：
P0 = Pd =7.2 kW
n0 = nm = 1440 r/min
T0 = 9550×( )= N?m
1轴（高速轴）：
P1 = P0η1 = kW
n1 = = r/min
T1 = 9550×( )= N?m
2轴（中间轴）：
P2 = P1η2η3 = kW
n2 = r/min
T2 = 9550×( )= N?m
3轴（低速轴）：
P3 = P2η2η3 = kW
n3 = r/min
T3 = 9550×( )= N?m
4轴（输出轴）：
P4 = P3η3η4 = kW
n4 = r/min
T4 = 9550×( )= N?m
输出轴功率或输出轴转矩为各轴的输入功率或输入转矩乘以轴承效率(0.99），即
P’= 0.99P
轴名 功率P(kW) 转矩T(N?m) 转速
n(r/min) 传动比
i 效率
η
输入 输出 输入 输出
电动机轴 7.20 47.75 1440
3.8 0.96
1轴 6.91 3.047 155.91 154.35 378.95
4.809 0.97
2轴 6.70 2.896 811.99 803.83 78.80
3.435 0.97
3轴 6.50 2.753 2705.97 2678.91 22.94
1 0.98
输出轴 6.37 2.590 2651.85 2625.33 22.94
第六部分 传动零件的设计计算
高速级斜齿圆柱齿轮设计
材料选择：小齿轮40Cr （调质）硬度280HBs；
大齿轮45#钢（调质）硬度240HBs；（硬度差40HBs）
七级精度，取Z1=21，Z2= ＝4.809×21=100.989，取Z2＝101，
初选螺旋角β=14°，
按齿轮面接触强度设计：
1) 试选载荷系数 Kt=1.6
2) 由动力参数图，小齿轮传递的转矩
3） 由表10－7（机械设计）选取齿宽系数
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10-13计算应力循环次数
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
取失效概率为1％，安全系数S=1,由式（10-12）得
9）由图10-26（机械设计）得
εα1 = 0.76
εα2 = 0.86
则端面重合度
10）由图10-30选取区域系数ZH = 2.433
11） 计算许用接触应力
=
12）计算：
试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得
计算圆周速度
计算齿宽b及模数
= 1×60.59 = 60.59 mm
mnt = = mm
h = 2.25 mnt = mm
计算纵向重合度
纵向重合度 =0.318×φdZ1tanβ =
计算载荷系数K
已知，KA=1，取Kv=1.05（由图10-8查得），由表10-4查得的计算公式
∴KHβ = 1.15+0.18(1+0.6φd2)+0.23×10-3×60.59 = 1.45
由图10-13，得KFβ = 1.4
由表10-3，得
∴K = KA?Kv?KHα?KHβ = 1×1.05×1.3×1.45 = 1.98
按实际得载荷系数校正所算得德分度圆直径，由试（10-10a）得
计算模数
mn= =
13） 按齿根弯曲强度设计
由图10-20c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 ；
由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ；
计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式10-12得
计算载荷系数
K = KA?Kv?KFα?KFβ = 1×1.05×1.3×1.4= 1.91
根据纵向重合度εβ=1.6650，由图10-28，查得螺旋角影响系数Yβ=0.88
计算当量齿数
= 22.9883
查取齿形系数
由表10-5查得 YFα1=2.69，YFα2=2.20，
查取应力校正系数
由表10-5查得 YSα1=1.56，YSα2=1.79
计算大、小齿轮的 并加以比较
大齿轮的数值较大。
设计计算
经园整，mn=2 mm
∵ ，∴mn=2.5 mm
Z1 = = ，取Z1=25，Z2=120
几何尺寸计算：
中心距 a =
经园整，a = 187 mm
修正螺旋角， =
∵β变动不大，
∴εα、εβ、ZH无需修正。
计算大、小齿轮的分度直径
mm
mm
计算齿轮宽度
b = φdd1 = mm
园整后，B2=65mm，B1=70mm
da1 = d1+2ha1 =69.48
da2 = d2+2ha2 = 315.08
df1 = d1-2hf1 = 49.48
df2 = d2-2hf2 =305.08
第九部分 轴的设计
1) 高速轴：
初定最小直径，选用材料45#钢，调质处理。取A0=112（下同）
则dmin = A0 = mm
∵最小轴径处有键槽
∴dmin’ = 1.07 dmin = 17.72mm
∵最小直径为安装联轴器外半径，取KA=1.7，同上所述已选用TL4弹性套柱联轴器，轴孔半径d=20mm
∴取高速轴的最小轴径为20mm。
由于轴承同时受径向和轴向载荷，故选用单列圆锥滚子轴承按国标T297-94选取30206。
D×d×T=17.25mm
∴轴承处轴径d=30mm
高速轴简图如下：
2)
取l1=38+46=84mm，l3=72mm，取挡圈直径D=28mm，取d2=d4=25mm，d3=30mm，l2=l4=26.5mm，d1=d5=20mm。
齿轮轮毂宽度为46mm，取l5=28mm。
联轴器用键：园头普通平键。
b×h=6×6，长l=26mm
齿轮用键：同上。b×h=6×6，长l=10mm，倒角为2×45°
3) 中间轴：
中间轴简图如下：
初定最小直径dmin= =22.1mm
选用30305轴承，
d×D×T = 25×62×18.25mm
∴d1=d6=25mm，取l1=27mm，l6=52mm
l2=l4=10mm，d2=d4=35mm，l3=53mm
d3=50mm，d5=30mm，l5=1.2×d5=36mm
齿轮用键：园头普通键：b×h=12×8，长l=20mm
4) 低速轴：
低速轴简图如下： 初定最小直径：
dmin = = 34.5mm
∵最小轴径处有键槽
∴dmin’=1.07dmin=36.915mm
取d1=45mm，d2=55mm，d3=60mm，d4=d2=55mm
d5=50mm，d6=45mm，d7=40mm；
l1=45mm，l2=44mm，l3=6mm，l4=60mm，l5=38mm，l6=40mm，l7=60mm
齿轮用键：园头普通键：b×h=16×6，长l=36mm
选用30309轴承：d×D×T = 40×90×25.25mm；B=23mm；C=20mm