机械设计课程设计说明书设计项目：电动绞车传动装置姓名：班级：机设C111学号：专业：机械设计制造及其自动化指导老师：李春书目录㈠电动机的选择 (3)㈡传动装置的总传动比及其分配 (4)㈢计算传动装置的运动和动力参数 (5)㈣齿轮零件的设计计算 (6)⒈开式齿轮传动 (6)⒉高速级齿轮传动 (10)⒊低速级齿轮传动 (15)㈤轴的设计 (20)⒉高速轴的设计 (20)⒉中速轴的设计 (24)⒊低速轴的设计 (27)㈥键的校核 (30)轴承寿命的验算 (32)㈦润滑与密封 (36)㈧设计小结 (37)㈩参考文献 (38)二、电动机的选择（1）选择电动机类型 按工作要求用Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V 。
（2）选择电动机容量 电动机所需工作功率，按参考文献[1]的（2-1）为 awd P P η= 由式（2-1）得 1000.VF P w = kw传动装置的总效率 卷筒开闭轴承联ηηηηηη252=a查参考文献[1]第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率99.0=联η，滚动轴承传动效率（一对）98.0=轴承η开式齿轮传动效率95.0=开η,减速器内闭式齿轮传动97.0=闭η 绞盘93.0=绞盘η代入得736.095.093.097.098.099.0252=⨯⨯⨯⨯=∑η所需电动机功率为 kw kw V F P w 6.3100024.0150001000.=⨯== kw kw P pw d 89.4375.06.3===∑η因载荷平稳，电动机额定功率cd P 略大于d P 即可，由参考文献[1]第19章所示Y 型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率cd P 为5.5kw 。
（3）确定电动机转速 卷筒轴工作转速为 min 0.19min 24024.0100060100060r r D v n =⨯⨯⨯=⋅⨯=ππ由参考文献[1]表2-2可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为8~40，则总传动比合理范围为40~8='ai ,开式齿轮传动传动比为7~3='bi 故电动机转速的可选范围为 min 4560~456min 19)240~24(r r n i n d=⨯=⋅=' 符合这一范围的同步转速有1500min r 和3000min r 两种方案进行比较。
由参考文献[1]表19-1查得电动机数据及计算出的总传动比列于表1中 表1 电动机数据及总传动比方案 电动机型 号额定功率kw P cd / 电动机转速n/(min r )同 步 转 速满 载转 速1 Y132M-4 5.5 1500 10002 Y132M-6 5.5 1000 960表1中，方案1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，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。
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，选用方案2较好，即选定电动机型号为Y132M-6。
三．传动装置的总传动比及其分配 计算总传动比：根据电动机满载转速m n 及工作机转速n ，可得传动装置所要求的总传动比为84.16353.5019960353.50=======闭开闭开则取i i i i i n n i a m a合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近（即两个大齿轮分度园直径接近），且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即85.484.164.14.1)5.1~3.1(11=⨯===闭i i ii式中：—高速级传动比i —减速器传动比又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为3～5，所以选85.41=i ,47.385.484.1612===i i i 闭。
四．计算传动装置的运动和动力参数 传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速min 960min 1960r r i n n o m ===Ⅰ min /9.197min /86.4196010r r i i n n m =⨯==Ⅱ min19min 19min 357min 0.57min 47.39.1972102102r n r r i i i i n i n n r r i i i n i n n m IV m =≈======∏卷筒轴开开ⅢⅢ＝ （2）各轴输入功率kwkw P P kw kw P P d 60.498.097.084.484.498.099.089.41201=⨯⨯===⨯⨯==I ∏I ηηkw kw P P 37.498.097.060.412=⨯⨯==∏ηⅢkw kw P p kw kw P P IV IV 95.395.098.024.424.498.099.036.44534=⨯⨯===⨯⨯==ηη卷筒Ⅲ（3）各轴输入转距m N m N P T mdd .6.48.96089.495509550=⨯=⨯=η m N m N i i T T d .81.4.99.06.48010=⨯=⋅⋅=Im N m N i i T T .222.85.498.097.01.48121=⨯⨯⨯=⋅⋅=I ∏选电动机型号为Y132M-6m N m N i i T T .732.98.097.047.3222232=⨯⨯⨯=⋅⋅=∏ⅢmN m N i i T T mN m N i T T IV IV .1980.398.095.0710.710.98.099.0732344=⨯⨯⨯===⨯⨯=⋅=开卷筒轴Ⅲ表2 运动和动力参数 轴号 功率P/kw 转距T/(N.m) 转 速 n/(r/min) 传动比i效率η电动机轴 4.89 48.6 960 10.99高速轴Ⅰ 4.84 48.1 9604.85 0.95=0.98*0.97中速轴Ⅱ4.60 222 197.94.37 0.95=0.98*0.97低速轴Ⅲ4.37 732 57.01 0.97=099*0.998 开式齿轮轴IV4.24 710 19.0卷筒轴 3.95 1980 19.0 3 0.93=0.95*0.98五．齿轮零件的设计计算 （一）开式齿轮传动设计参数：3min 0.19.1010.724.45==⨯==开i r n m m N T kwP IV IV IV 1．选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。
1）选用直齿轮圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）3）材料及热处理：选择参考文献[2]表10-1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 。
传动比分配为47.3,85.421==i i4）试选小齿轮齿数191=Z ，大齿轮齿数5719312=⨯=⨯=Z i Z 开，2．按齿面接触强度设计 按参考文献[2]式（10-9a ）进行试算，即 3211][132.2⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±⋅Φ⨯≥H Ed t Z u u KT d σ （1）确定公式内的各计算数值 1）试选K t =1.3 2）由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数Φd =1 3）小齿轮传递的转距mm N mm N n p T IV IV .1013.2.1924.4105.95105.956551⨯=⨯⨯=⨯⨯= 4）由参考文献[2]表10-6查得材料的弹性影响系数12E Z 189.8a Mp = 5）由参考文献[2]图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H a MP σ=；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ,6）由参考文献[2]式（10-19）计算应力循环次数 71110326.5)836582(1196060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N7721078.1310326.5⨯=⨯=N7）由参考文献[2]图10-19查得接触疲劳寿命系98.095.021==H N H N K K ，；8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献[2]式（10-12）得 MPa MPa SK HN H 57060095.0][1lim 11=⨯=⋅=σσ MPa MPa SK HN H 53955098.0][2lim 22=⨯=⋅=σσ （2）计算 1）试计算小齿轮分度圆直径1t d ，有计算公式得3211][132.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛±⋅Φ⨯≥H E d t Z u u KT d σ m m 8.1785398.1893411013.23.132.2326=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯=2）计算圆周速度 s m s m n d v t 18.01000600.198.17814.31000601=⨯⨯⨯=⨯⋅⋅=I π 3) 计算齿宽b mm d b t d 8.1788.17811=⨯=Φ=4)计算齿宽与齿高之比hb模数 mm mm Z d m t t 4.9198.17831=== 齿高 mm mm m h t 15.214.925.225.2=⨯==45.815.218.178==h b 5)计算载荷系数K 已知载荷平稳，由参考文献[2]表10-2选取使用系数取1A K =；根据s m v 18.0=，7级精度，由参考文献[2]图10-8查得动载系数05.1=v K ；直齿轮，1==ααF H K K ；由参考文献[2]图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，455.1=βH K ；由45.8=hb ，455.1=βH K 查参考文献[2]图10-13得40.1=βF K ，故载荷系数528.1455.1105.11=⨯⨯⨯==βαH H v A K K K K K6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a ） 得mm mm K K d d t t 695.1883.1528.18.1783311=⨯== 7）计算模数 mm mm Z d m 93.919695.18811=== 3. 按齿根弯曲强度设计 由参考文献[2]式（10-5） 3211][2⎪⎪⎭⎫⎝⎛Φ≥F Sa Fa d Y Y Z KT m σ （1）计算公式内的各计算数值 1）由参考文献[2]中图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ，大齿轮的弯曲疲劳极限MPa FE 3802=σ；2）由参考文献[2]图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数88.01=FN K ，90.02=FN K ；3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由参考文献[2]式（10-12）得 MPa MPa S K MPa MPa S K FE FN F FE FN F 29.2444.138090.0][29.3144.150088.0][222111=⨯=⋅==⨯=⋅=σσσσ 4）计算载荷系数 47.140.1105.11=⨯⨯⨯==βαF F v A K K K K K5）查取齿型系数 由参考文献[2]表10-5查得85.21=Fa Y ；30.22=Fa Y 。