1、課程設計湖南理工學院課程設計報告書 題 目： 起重機傳動裝置設計 系 部： 機械工程 專 業： 機械電子工程 班 級： 機電二班 姓 名： 學 號： 年 月 日 機械設計課程設計任務書設計題目： 起重機傳動裝置設計 系 部： 機械工程系 專 業： 機械電子工程 學生姓名: 學 號: 起迄日期: 2016年3月28日 2016年4月9日 指導教師: 王清 教研室主任： 機械設計課程設計任務書1課程設計的內容和要求（包括原始數據、技術要求、工作要求等）：一、機械設計課程設計的內容機械設計基礎課程設計是本門課程的一個重要實踐性環節，是高等學校工科有關專業學生的一次全面的設計設計訓練。本次設計的對象為

2、普通減速器，具體內容是：1、 設計方案論述。2、 選擇電動機。3、 減速器外部傳動零件設計（含聯軸器選擇）。4、 減速器設計。 設計減速器傳動零件，并驗算是否滿足工作要求； 對各軸進行結構設計，按彎扭合成強度條件驗算各軸的強度； 根據工作載荷情況，選擇各對軸承，計算輸出軸上軸承的壽命； 選擇各鍵，驗算輸出軸上鍵連接的強度； 選擇各配合尺寸處的公差與配合； 決定潤滑方式，選擇潤滑劑；5、 繪制減速器的裝配圖和部分零件工作圖。 減速器裝配圖一張（A0或A1）； 軸及軸上齒輪的零件圖各一張（A3或A4）；6、 編寫設計說明書（將1-4項整理成文，數字6000-8000）。二、原始數據及已知條件1、提

3、升重量G = 780 kgf；2、重物提升速度 = 0.50 m/s；3、滾動槽底直徑 D= 220mm 鋼絲繩直徑d= 9.3mm；4、滾筒效率 j=0.96；5、工作情況：兩班制，連續單向運轉，載荷較平穩；6、使用折舊期10年；7、工作環境：室內，灰塵較大，環境最高溫度35oC；8、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；9、檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；10、制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。 機械設計課程設計任務書2對課程設計成果的要求包括圖表、實物等硬件要求：1、說明書要認真，準確，條理清晰；2、按word排版，公式編輯器編輯公式；3、參

4、考文獻要注明出去；4、圖紙按標準作圖，數據處理準確，圖面整潔。3主要參考文獻：1 濮良貴，紀名剛.機械設計.第八版.北京:高等教育出版社,20102 楊光，席偉光.機械設計課程設計.第二版.北京：高等教育出版社，20103 劉鴻文.材料力學.第四版. 北京:高等教育出版社,20094 甘永立.幾何量公差與檢測.第八版.上海:上海科學技術出版社,20094課程設計工作進度計劃：序號起 迄 日 期工 作 內 容11214-1215設計前準備工作（明確任務，查閱查料、手冊，觀察）21216-1220確定傳動方案、選擇電動機、傳動零件設計計算31221-1222軸的設計計算41223-1224軸承、鍵

5、、聯軸器及潤滑劑的選擇51225-1228裝配圖設計及復核計算61229-0101零件工作圖設計70102整理設計說明書、準備答辯指導教師日期： 2011年 01 月 03 日v 前言 我們組本次接到的課程設計題為起重機傳動裝置的設計。傳動裝置的作用在于傳遞力或者是力矩。機械傳動主要包括帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動和蝸桿傳動。實際生產中在原動機與工作機之間的傳動裝置往往不可能只是某一種單一的傳動，車間零件傳動設備亦是如此。同時通過設計計算，繪圖及運用技術標準，規范，設計手冊等有關資料，熟練掌握公式編輯器，AutoCAD繪圖，掌握全面的機械設計技能。齒輪傳動具有傳動比準確，可用的傳動比，圓周速度和傳

6、遞的范圍都很大，以及傳動效率，使用壽命長，結構緊湊，工作可靠等一系列優點，因此，齒輪傳動式各機器中應用最廣的機械傳動形式之一，齒輪是機械工業中的重要的基礎件。由于齒輪傳動在減速器裝置中使用廣泛，以此，人們都十分重視研究這個基礎部件。無論在減小體積，減輕重量，提高效率，改善工藝，延長使用壽命和提高承載能力以及降低成本等等方面，有所改進的話，都會促進資源（包括人力，材料和動力）的節省。于是我們研究起重機的傳動部分，通過給定條件選擇了展開式雙極圓柱斜齒齒輪減速器，通過計算，設計了主要的傳動零件，減速器的輸入軸，輸出軸，和中間軸，以及齒輪，從而達到傳動的需要，滿足了設計任務。機械設計課程設計任務書1.

7、設計題目：起重機傳動裝置的設計1.1 傳動布置方案 見圖11 電動機 2 聯軸器 3 制動器 4 減速器 5 聯軸器 6 卷筒支承7 鋼絲繩 8 吊鉤 9 卷筒 圖1 傳動布置方案簡圖1.2 設備工作條件：常溫下工作，每日兩班，工作10年，允許重物起升速度誤差小于。車間有三相交流電源。1.3 原始數據，如下表：項目提升重量G(kg)重物提升速度V(m/s)鋼絲繩直徑d（mm）卷筒直徑D(mm)負荷持續率（JC%）數據7800.509.3220251.4 選用傳動方案選用傳動方案A方案：采用二級圓柱齒輪減速器，使用于繁重及惡劣條件下長期工作，使用維護方但結構尺寸較大使用壽命長，潤滑方便維護性好。

8、B方案：蝸桿減速器，結構緊湊，但傳動效率低，長期使用時就不經濟，使用壽命短成本也高。C：方案：一級圓柱齒輪減速器和開式齒輪傳動，成本低但使用壽命短，維護費用高。由上述可得應選用A方案2選用點擊的類型和結構形式2.1選用電機的類型和機構形式（1）Pw=F×v=780*9.8*0.5/1000=3.822KwPd=Pw/=3.9/(0.96*0.99*0.99*0.95*0.97*0.97)=4.64Kw其中：Pd工作中實際要的電機輸出功率 Pw工作中所需要的實際輸入功率 1滾筒的傳遞效率大小為0.96 電機的工作的傳遞總效率 2一個聯軸器傳遞效率查表得0.99 3一個齒輪的傳遞效率為0

9、.97 4一對軸承的傳遞效率為0.98（2）根據功率及負載持續條件選取電機類型則應當選取額定功率為5.5KW型號為YZR160M16最大轉矩為T=2.56，額定轉速為930r/min2.2確定電機型號電動機型號額定功率（Kw）滿載轉速（r/min）最大轉矩（n*m）-65.59302.56滾筒轉速為：n1=V/D=（60V*1000）/（3.14*D）=43.428r/min2.3 傳動裝置傳動比傳動裝置的總傳動比為：i=n/n1=930/43.428=21.41二級齒輪減速器的高級傳動比；i1=（1.3-1.5）*i2 低級傳動比，取i1=1.3*i2i=i1*i2=21.41 i1=5.2

10、76 i2=4.052.4 確定各軸的轉速2.4.1 各軸的轉速從電機到工作有三軸 n 1=930r/min n2=n1/i1=960/5.276=176.27r/min n3=n2/i2=176.27/4.05=43.52r/minn1 n2 n3 分別為從高速軸到低速軸各軸的轉速；n為電機的滿載轉速；i1 i2為電機軸到高速軸1到2,2到3級之間的傳動比。2.4.2 軸的功率P1=Pd*1*2=4.588*0.99*0.97=4.405KwP2=P1*3*2=4.405*0.99*0.95=4.188KwP3=P2*3*2=4.188*0.99*0.95=3.981KwP4=P3*4=3.

11、981*0.97=3.7784Kw其中：P1 P2 P3 P4 位各軸的輸入功率1 2 3 4同上文中的相同2.4.3軸的轉矩Td=9550*Pd/nm=47.11 NmT1=Td*1*2=45.24 NmT2=T1*I1*2*3=216.3 NmT3=T2*i2*2*3=793.7 Nm2.4.4將運動和動力參數的設計值列表參數 軸名電動機軸I軸2軸3軸r/min930930184.8947.89Kw4.5884.4054.1883.981Nm47.1145.24216.3739.7第一個軸初步確定軸的最小直徑軸的最小直徑位置選擇 軸的最小直徑為安裝聯軸器處直徑d1，為使直徑d1與聯軸器孔相

12、適應，因此聯軸器的型號TL5彈性柱銷聯軸器，公稱轉矩為125000N.mm許用轉速為4000rad/min。聯軸器孔徑48mm，則d1=48mm，聯軸器的長度為L=112mm，與軸孔配合的轂孔長為L1=82mm。軸的結構設計軸上零件裝配圖聯軸器的定位，根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。-段右端需要制出一軸肩，故-直徑d=50mm。左端用擋圈定位，按軸端直徑取直徑 D=54 mm，周向的定位采用普通平鍵聯接。初步選擇滾動軸承，因為只受徑向力的作用，故選用深溝球滾動軸承，由d=50mm 在軸承產品中初選擇 0 基本游隙組，標準精度等級深溝球滾動軸承代號6010d=50，D=80，d=16左

13、端的這個軸承左邊用軸承套固定，右邊用軸肩固定，右邊的軸承左邊用軸肩固定右邊用軸承套固定。齒輪與軸是一體的，軸的材料是 45 鋼，齒輪經硬化均為滲碳處理。軸承的端蓋總寬度為 20 mm，為了便于軸承端蓋的拆裝及便于為軸添加滑油脂的要求，取端蓋的外端面與聯軸的距離為I=30 mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾 動軸承的位置時，應距離箱體內臂S=8 mm，齒輪距離箱體a=16 mm.平鍵, 手冊查得平鍵截面 b x h=14 x 9. 鍵槽用銑刀加工，長為 L=70 。同時為了保證聯軸器與軸的配合H7/K6 。確定軸上的圓角和倒角尺寸為 2×45 度，各軸肩的圓角半徑請詳見零件圖。第二軸

14、的結構設計第二個軸的最小直徑軸上零件的裝配方案：零件的位置尺寸及各段軸的直徑如上圖示。第三個軸的結構設計確定軸的最小直徑2. 輸出軸的直徑顯然就是安裝聯軸器處軸的直徑-為使聯軸器處軸的直徑-與聯軸器的孔徑相適 應，選取聯軸器型號， Tca=1.3 x t=1.3 x 793.54=1031.81KN。因其中設備有沖擊，要一個具有緩沖能力的聯軸器，可選擇彈性套柱銷聯軸器，型號為TL10, D =250. d= 63, L =142, ; 公稱轉矩為 2000 N·m，許要轉速為 2300 rad/min 。4. 軸向定位根據軸向定位確定軸的各段直徑和長度為了滿足聯軸器向定位的要求它的右

15、端制出一個軸肩，尺寸如圖軸向定位圖和力矩圖初步選擇滾動軸承因只受徑向力的作用，則深溝球滾動軸承為 6013， d =100 mm， B =18 mm； 0 基本游隙組，標準精度等級；右側的這個軸承右端用軸承套固定，左面用一個軸肩; 左面的這個軸承右面用軸肩，左面用軸承套蓋固定。齒輪的左面用以軸肩定位，右面用一套筒定位 。軸承端蓋的總寬度為 20 mm，為了便于軸承端套的裝卸及便于對軸承添加滑油脂的要求，取端蓋的外端在與半軸承器間的距離 L = 30 mm。考慮到箱體鑄造誤差，應距離箱體內壁 S = 8 mm，齒輪距離箱體 a = 16 mm，那么套筒的長度為 L = 24 mm。齒輪與聯軸器的

16、周向定位采用平鍵聯接，按照所在垢軸徑處和直徑查得平鍵和系數分別為 b x h=20 x 12, b x h=18 x 11, 長度 L 分別為 45 mm，75 mm。軸上的載荷Fr1=1418.5 NFr2=603.5 N查的軸承6013的Y為1.6Fd1=443 NFd2=189 N兩個齒輪都是左旋，所以Fa1=638 NFa2=189 N判斷危險截面由于截面 IV 處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面，截面IV 右側的截面上的轉切應力為由于軸選用 40Cr，調質處理，所以綜合系數的計算由經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為軸的材料敏感為,故有效應力集中系數為查得尺寸系數為

17、,扭轉尺寸系數為,軸采用磨削加工，表面質量系數為,軸表面示經強化處理，即,則綜合系數為碳鋼系數的確定碳鋼的特性系數取為安全系數的計算軸的疲勞安全系數為高速級齒輪傳動 1.1選擇齒輪材料及精度等級 考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。考慮工作機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。兩支承相對于小齒輪做不對稱布置。小齒輪選用40鋼（調質），齒面硬度為280HBS；大齒輪選用45鋼（調質），齒面硬度240HBS。選小齒輪數，則大齒輪數。選取螺旋角：初選螺旋角1.2按齒面接觸疲勞強度設計 1. 確定公式內的各計算數值（1） 試選；（2）

18、 選取區域系數；（3） 查得；（4） 選取齒寬系數；（5） 計算小齒輪傳遞的轉矩 （6）查表得材料的彈性影響系數； （7）計算應力循環次數 （8）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限； （9）計算接觸疲勞許用應力 取接觸疲勞壽命系數；取失效概率為1%，安全系數S=1，可得： 所以許用接觸應力為： 2.計算（1）試算小齒輪分度圓直徑： （2） 計算圓周速度： （3）計算齒寬及模數： （4） 計算縱向重合度： （5）計算載荷系數K 查表得使用系數；根據v=2.2m/s，7級精度，查圖得動載系數；查表得齒間載荷分配系數；用插值法查表得齒向載荷分布系數，再查圖可得。故載荷系

19、數： （6） 按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑： （7）計算模數： 4.1.3按齒根彎曲強度設計 1.確定計算參數（1）計算載荷系數： （2） 根據縱向重合度，查圖得螺旋角影響系數；（3） 計算當量齒數： （4）查取齒形系數：查表得（5）查取應力校正系數：（6）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；（7）查圖取彎曲疲勞壽命系數（8）計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，可得： （9） 計算大、小齒輪的并加以比較： 得大齒輪的數值大；（10）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取，以可滿足彎曲強度。

20、但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按解除疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應有的齒數。于是由： 取，則。1.4幾何尺寸計算1.計算中心距 將中心距圓整為108mm。2. 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，故參數、等不必修正。 3.計算大、小齒輪分度圓直徑 4.計算齒輪寬度 圓整后取。低速級齒輪傳動2.1選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面直齒輪。考慮工作機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。兩支承相對于小齒輪做不對稱布置。 小齒輪選用40（調質），齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼（調質），齒面硬度240HBS；選小齒輪齒數，

21、則大齒輪齒數；2.2按齒面接觸疲勞強度設計 1.確定公式內的各計算數值 （1）試選； （2）選取齒寬系數； （3）計算小齒輪傳遞的轉矩 （4）查表得材料的彈性影響系數； （5）計算應力循環次數 （6）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限； （7）計算接觸疲勞許用應力 取接觸疲勞壽命系數；取失效概率為1%，安全系數S=1，可得： 2.計算（1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值： （2）計算圓周速度： （3）計算齒寬及模數： （5）計算載荷系數K 查表得使用系數；根據v=0.35m/s，7級精度，查圖得動載系數；查表得齒間載荷分配系數；用插值法查表得齒向載荷分布系數

22、，再查圖可得。故載荷系數： （6）按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑： （7）計算模數： 2.3按齒根彎曲強度設計 1.確定計算參數（1）計算載荷系數： （2）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；（3）查圖取彎曲疲勞壽命系數（4）計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，可得： （5）查取齒形系數：查表得（6）查取應力校正系數：（7）計算大、小齒輪的并加以比較： 得大齒輪的數值大；（8）設計計算 對比計算結果，由齒輪接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載

23、能力僅與齒輪直徑有關，可取。按接觸強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是由： 取，則，取。2.4幾何尺寸計算1. 計算分度圓直徑： 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 圓整后取。鍵的選擇與校核1.1 高速軸上鍵的選擇1.1.1 高速軸與半聯軸器鏈接的選擇1）由與此軸與半聯軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據d=18mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=40mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長度=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得 p=2

24、T1×103kld=2×35.15×10003×34×1838.29<F(合適)鍵的標記：鍵6×6×40 GB/T10962003.1.1.2 高速軸與齒輪1鏈接的選擇1）由與此軸與齒輪1鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據d=66mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長度=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得 p=2T1×

25、;103kld=2×35.15×10003×30×66=11.84<F(合適)鍵的標記：鍵6×6×40 GB/T109620031.2中間軸上鍵的選擇1.2.1齒輪2與軸鏈接鍵的選擇1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據d=50mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長度=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得p=2T1

26、5;103kld=2×130.52×10004×24×50=54.38<F(合適)鍵的標記為：鍵10×8×36 GB/T10962003.1.2.2齒輪3與軸鏈接鍵的選擇1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據d=45mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長度=24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=4mm，可得p=2T1×103k

27、ld=2×130.52×10004×24×45=60.43<F(合適)鍵的標記為：鍵10×8×36 GB/T10962003.1.3 低速軸上鍵的選擇1.3.1低速軸與聯軸器鏈接鍵的選擇1）由與此軸與半聯軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據d=18mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=40mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長度=34mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得 p=2T1×103

28、kld=2×550.92×10003×34×18=600.13<F(合適)鍵的標記：鍵6×6×40 GB/T10962003.1.3.2 低速軸與齒輪4鏈接的選擇1）由與此軸與齒輪1鏈接，故選用圓頭普通平鍵(A)。根據d=66mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=6mm，高度h=6mm，由半聯軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得需用擠壓力為=100120MPa。鍵的工作長度=30mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=3mm，可得 p=2T1×103kld=

29、2×550.92×10003×30×66=185.49<F(合適)鍵的標記：鍵6×6×40 GB/T109620032. 滾動軸承的選擇2.1 高速軸配合軸承的選擇1) 求比值 FaFr=353.55538.33=0.657根據機械設計P321表13-5，角接觸球軸承的最大e=0.56，故此時 FaFr>e2) 初步計算當量動載荷P，P =fp(XF+YFa)根據機械設計P321表13-6， ，取。按照機械設計P321表13-5，X=0.44，Y值需在已知型號和基本額定靜載荷C0后才能求出。現暫選一近似中間值，取Y=1.1

30、9，則 P=1.2×0.44×538.33+1.19×353.55=789.113) 求軸承應有的基本額定動載荷(壽命按50000h算) C=P60nLh106=789.11×60×1440×50000106=12951.844) 按照軸承樣本選擇7212C軸承此軸承的基本額定靜載荷=37800N。驗算如下：a求相對軸向載荷對應的e值與Y值。相對軸向載荷為0.07105，在表中介于0.070.13之間，對應的e值為0.270.31，Y值為1.61.4.b用線性插值法求Y值。 Y=1.4+(1.6-1.4)×(0.13-0.0

31、7105)0.13-0.07=1.597X=0.4 ， c. 求當量動載荷P。P=1.2×0.44×538.33+1.597×353.55=961.78d. 驗算30304軸承的壽命。 Lh=10660nCP=702642h>50000h所以軸承的選取合理2.2 中間軸配合軸承的選擇1) 求比值 FaFr=322.32499.68=0.6451根據機械設計表13-5，角接觸球軸承的最大e=0.56，故此時FaFr>e2) 初步計算當量動載荷P，P =fp(XF+YFa)按照機械設計P321表13-6，取。按照機械設計P321表13-5，X=0.44，Y

32、值需在已知型號和基本額定靜載荷C0后才能求出。現暫選一近似中間值，取Y=1.19，則 P=1.2×0.44×499.68+1.19×322.32=724.104N3) 求軸承應有的基本額定動載荷(壽命按50000h算) C=P=724.104×60×360×50000106=7429.204) 按照軸承樣本選擇7206C軸承此軸承的基本額定靜載荷C0=12800N。驗算如下：a求相對軸向載荷對應的e值與Y值。相對軸向載荷為0.02518，在表中介于0.070.13之間，對應的e值為0.270.31，Y值為2.b. 求當量動載荷P。P=1.2×0.44×499.68+2×322.32=1037.40c. 驗算30305軸承的壽命。Lh=10660nCP=86964h>50000h所以軸承的選取合理2.3低速軸配合軸承的選擇1) 求比值FaFr=508.53774.3=0.6568根據機械設計P321表13-5，角接觸球軸承的最大e=0.56，故此時FaFr>e2) 初步計算當量動載荷P，P =fp(XF+YF