课程设计—慢动卷扬机.docx

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1、设计题目：慢动卷扬机传动装置设计机械设计制造及自动化设计者：目录刖s机械设计课程设计任务书2第二章传动装置的总体设计3电动机的选择错误!未定义书签。减速器中各主要参数的确定错误!未定义书签。减速器中各轴的运动和动力参数的设计计算错误!未定义书签。减速器机体结构尺寸错误!未定义书签。第三章齿轮传动的设计计算6、高速齿轮传动的设计计算6减速器蜗轮蜗杆设计12第四章轴系零件的设计计算14输入轴的设计与计算错误!未定义书签。中间轴的设计与计算19中间轴的设计与计算21第七章轴承的校核22结束语23参考文献24设计说明书专业：机械设计制造及其自动化 课程设计题目：慢动卷扬机传动装置设计 课程设计题目来源

2、：实际生产前百摘要:减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮一蜗杆传动所组 成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增通过比较大齿轮的”尾 数值大2)设计计算对此计算结果，由齿面的接触疲劳强度计算的法面模数用大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，现取用(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数K“n !心总(9)计算接触疲劳许用应力取失效概率为10%,取安全系数s=l,由式(10-12)得=lini/s=510 MPa匕2 = aH lim 2 /s=495 MPaQ”=（田+田2）/2=502. 5MPa3 3.43 3.41x1.651x1

3、.652.4I 502.5 ）(2)计算圆周速度V=7l V=7l 48.3x1440.=3.64/72/560x100060x1000计算齿宽b及模数犯(4)、计算纵向重合度(5)、计算载荷系数由表10-2查得使用系数Ka二1Kv =1.12；由表10-4查得K班的计算公式:由图10-13查得由图 10-3 查得 =KFa =1.5所以载荷系数：(6)、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径由式 lOTOa 得：& =4,， = 48.3 x 曰，= 52.7根机(7)、计算模数机4、几何尺寸计算(1)、计算中心距将中心距圆整为95mm(2)、按圆整后的中心距修正螺旋角因夕值改变不多，故参数

4、4, Kp , Z等不必再修正。(3)、计算大，小齿轮的分度圆直径：(3)、计算齿轮宽度圆整后取= 60力zB2 = 55 mm5、设计结果减速器蜗轮蜗杆设计中心距a12模数螺旋角齿轮1齿数齿轮2 齿数 Z?传动比* 1齿轮1 分度圆 直径4齿轮1的宽度齿轮1分度圆直径齿轮2的宽度95mm01276560mm55mm1 .选择蜗杆传动类型根据GB/T 100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。2 .选择材料根据库存材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度是中等，故蜗杆用45钢; 因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRCO蜗杆用铸 锡磷青铜ZCuS

5、nlOPl,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯 用灰铸铁IIT100制造。3 .按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强 度。由式（11-12）,传动中心距1）确定作用在蜗轮上的转矩1m = 6033.UNj2）确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数即=1,由表11-5选取使用系数Ka =1. 15, 由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数Ky = 1.05,则：3）确定弹影响系数Ze ,因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故Ze=160MP%。4）确定接触系数工夕先假设蜗杆分度圆直径4和

6、传动中心距a比值4/。= 0.30,从机械设计图11T8中可 得乙=3.1。5）确定许用接触应力6“ 根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSnlOPl,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从表11-7 中查得蜗轮的基本许用应力匕”=268MPao应力循环次数 N = 60 =60x1x8.76x(300x15x3x6) = 3.78x1()7寿命系数Khn =所以，% = Kn % = 0.8469x26SMPa = 227MPa Q6）计算中心距Z1 Z夕因此以上计算可用。4 .蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸计算1）蜗杆轴向齿距Pa=万/ti = 3.14x8 = 25.133帆加，直径系数

7、q=;齿顶圆直径4“ = 156mm,齿根圆直径= 120.8”根；分度圆导程角7 = 5.09；蜗杆轴向齿厚 = 12.5664。2）蜗轮蜗轮齿数Z2=71,变位系数% =+0.125 ;验算传动比i =上=4 = 71,是允许的。Z 1蜗轮的分度圆直径：6?2=m-z2=8x71= 5S6mm蜗轮喉圆直径：da2 = d2 + 2ha2 =568 + 2x8x1.125 = 586根加蜗轮齿木艮圆直径：df2 = d2 啊? =568 1.075x2x8 = 550.8mm外圆直径：Dw = 4,2 + L5m = 586 + 12 = 598mm蜗轮宽度 B:0.7x4,1 = 117加

8、n,取5 = 117mm5 .校核齿根弯曲疲劳强度z 71当量齿数42=9=；= 71.7 根据x2=，Z|，2=71.7,从图11-19中可查cos3y cos3 5.09得齿形系数/2= 2.22。y 5 19螺旋系数Y,=l -K五%从表11-8中查得由铸锡磷青铜ZCuSnlOPl制造的蜗轮的基本许用弯曲应力b/ = 56MPaFFL53xL21x6033110140x568x8义2.22义0.963二37.1&所以弯曲强度是满足的。寿命系数.精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、 蜗杆精度等级中选7

9、级精度、侧隙种类为f,表注为8f GB/T100然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。第四章轴系零件的设计计算轴系零件包括轴、键联接、滚动轴承和联轴器。完成传动零件的设计计算后，需对它 们进行设计计算。轴是减速器的主要零件之一，轴的结构决定于轴上零件的位置和有关尺寸。设计轴时, 要按照工作要求，选择合适的材料，并进行结构设计，然后根据受力状况进行强度和刚度计 算。1 .轴的材料的选择轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件,有的则直接用圆钢。 由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办 法提高其耐磨性和抗疲劳度，故采用碳

10、钢制造尤为广泛。材料选择：45#钢，采用热处理（调质）和表面未强化处理，由机械手册查得，45号钢采用 调质处理硬度为217255HB。2 .轴的初步计算已知：输入轴上的输入功率转速 =7.28r/min ；转矩工=48.26Nmm ；轴上齿轮模数Mn=2；螺旋角=14.4。前面已经算出轴上齿轮分度圆直径：4 =55.79相根;1、求作用在齿轮上的力55.79Fr= FtxOno= 1730x= 649.9N ；cos 14.4工=Extan 1730xtan 14.4 = 444N ；圆周力径向力F,轴向力F的方向如图42所示。2、初步确定输入轴的最小直径公式中：4由查表15-3得，初步选定为

11、120,代入上式可得:=120x 3/=19.7mm ：轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-直径与联轴器的孔径，以及电动机的输出轴相适应，故需先确定联轴器的型号。联轴器的计算转矩：Tcci = KaT ；由于提升机的工作效率不大，工作转矩变化小，原动机为电动机。查表14-1,考虑到转矩变化很小，故选=1.3； 则：Tca = KAT =l.3x48260 = 62738Mmm 按照计算转矩&应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用LT6型弹性套柱 销联轴器，其公称转矩为2050 Nm。半联轴器的孔径4二38皿，故取d1=38nmi；半联轴 器长度L =82mm,半联轴器与轴配合的毂

12、孔长度L = 60mm。3 .轴的结构设计图41输出轴的结构与装配(1)根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度1、为使12轴段满足半联轴器的配合要求，需制出一轴肩，取12段直径 43 = 42mm。2、初步选择滚动轴承因所选用的齿轮为斜齿轮，则轴承同时承受有径向和轴向力的作用，鼓选用单列圆锥滚 子轴承。参照工作要求并根据d2_3=42mni,查手册，初步选取0基本游隙组标准精度级 的单列圆锥滚子轴承30209,其尺寸为dxOxT = 45mmx75mmx20.75mm,故34 轴的直径 d3_4 = 4_6 = 52mm,而 /5_6 = 26mm。3；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已

13、知齿轮轮毂的宽度为125mm,为了使套 筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取/”5 =56根机。4、轴承端盖的总宽度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 端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm5、取齿轮距箱体内壁之距离a刁6nmi,蜗轮与圆柱大齿轮之间的距离为c=20mm。考虑到 箱体的铸造误差，在确定滚动轴位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=80mrn。至此，已知初步确定了轴的各段直径和长度。(2)轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按J45由手册选用平键为bxh = 32mmxSmm ,键槽用键槽铳刀加工，长为108m

14、nb同时为了保证齿轮与轴的配合 有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为%6。同样，半联轴器与轴的连接，选 用平键为28加xl6mmx9（妨加，半联轴器与轴的配合为H7/k6,滚动轴承与轴的周向定 位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o（3）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取左轴端倒角为2x45。,右轴端倒角2.5x45。，2出处倒圆R二,其它处倒圆R=o4.求轴上的载荷根据轴的结构图4-5,在确定轴承的支点位置时，应根据手册查取a值。对于32217 型的滚动轴承，由手册查得a=34mmo又滚动轴承如图5-3正装，则作为简支梁的轴承跨距L=L2+L3 =44.4 + 3

15、3.4 = 77.8mm o根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图46。图46输出轴的弯矩图和扭矩图从轴的机构图以及扭矩图中可以看出，C截面是轴的危险截面。（1）求轴上轴承的支座反力尸而和Evv，截面C上的”、Mv. M1、求轴承的支反力/和Ew2、截面C上的Mv. M则：总弯矩为：T = 48260N mm ；5.扭矩合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上所算得的数 据，并取QMPa = 25Mpei a .一1MPa = 25Mpei Ao/查手册可知道A（）=103126 mm, V nd=取轴颈d = 24mm(3)轴承选取圆锥滚子轴承

16、(30000型)标准=摘自 GB/T 297-1994 参照 ISO355-1977 单位=(mm)轴承代号=32009尺寸d=45尺寸D=75 尺寸T=20尺寸B=193.轴的结构设计轴的方案设计(2)各段直径及长度轴承处直径：d23= 45 mm轴承处长度：L23=66 mm齿轮处的直径：di-2=38mm (齿轮孔径大于所通过的轴径)齿轮处长度：Li2=54mm，(轴段长度应略小于轮毂长度)挡油环处：L=18mm蜗杆齿处:ds6=117 mm L56=117 mm轴承与箱体内壁距离s =5 mm蜗轮与箱体内壁距离a=10mm中间轴的设计与计算.确定输出轴上的功率P3，转速n和转距T3。由

17、前面可知P3 n3r/min, T3 =5912450NMo1 .求作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径为2x(2x5912x1()3d 3 =568mm, F、= 20818 N,4568tan 20xtga = 20818 x= 7607.6NFYI b cos5.091.初步确定轴的最小直径：低速轴m材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取4 =105P5 43d3 Ax： =105x* =89.5相机,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与链轮的孔V n V 8.76径相同，故需确定弹性联轴器。孔径4 =90相机，基本尺寸为D*d*T=105*90*39 4轴的结构

18、设计1 )拟订轴晌零件的装配方案图)根据轴的轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度2 )d2-3= Ll=175mm 取 Ll-2=173mm)选择圆锥根子轴承型号为(30221)3 )d5-6= 113mm d4-5=115mm d5-6=125mni L4-5=115nini L5-6=15mm第七章轴承的校核第一对轴承的校核(即与轴I装配得轴承)初选单列圆锥滚子轴承，其型号为30209,其尺寸为4x0x7 = 45x75x20.75轴承得受力情况(简图)如下图所示：(1)计算径向力Fr 轴向力超齿轮的径向力 & =昆：+ F. =J(724.7y+(279)2 = 7767V齿轮的轴向力%

19、 =444N(2)计算轴向派生力吃=二则有：2Y(3)计算轴承得轴向载荷由于Fae +耳/2 = 444 + 290 = 734N 耳即轴承1压紧，轴承2放松由此得工=Fae + 工2 = 444 + 290 = 734N(4)计算当量载荷因为&=3 = 1.24 e 则查表得取X = 0.4Y1=1.7F八 73411则查表得，取则 p、= fLFrX + Y心)=1.0x(0.4x734 + 1.7x724) = 1592.82VF 290因为* = = 0.35P2则因为( Ln所以所选得轴承符合要求计击，五汩米I口在各位老师的指导下，经过历时两个星期的紧张设计,我完成了推力机传动装置的

20、设计。 在设计过程中，我参考了有关的书籍解到了机械行业的发展现状和发展趋势，拓宽了自己的 视野和知识面。本次设计用到了许多以前所学的知识，特别是刚刚结束的机械设计课程中所学的很多 知识：从大一时学的CAD制图到刚刚在机械设计课程中学的结构设计，零件设计。因此在整 个设计的过程中，我将两年多来所学的知识进行系统的复习和回顾，进一步巩固了自己的专 业知识和专业技能，增强了独立思考和理论联系实际的能力。同时，也使我对机电产品的设 计过程和方法等内容有了一定了解、熟悉和深入。更重要的是，在此次设计过程中，我发现自己的专业知识存在很多不足和欠缺。通过这次课程设计，我及时弥补了自己在专业知识中存在的不足和

21、欠缺，从而提高自己的综合能力。由于本人的知识水平真的很有限，设计经验又不足，此次设计难免存在不足和错误，恳 请各位老师批评和指正。最后再次感谢在本次设计中指导老师和同学对我的帮助！参考文献1 .机械设计课程设计指导书（第二版）1 .机械设计课程设计指导书（第二版）高等教育出版社作者：罗圣国等2.机械设计基础2.机械设计基础高等教育出版社主编：陈立德3.机械设计（第七版）3.机械设计（第七版）高等教育出版社主编：纪名刚4.机械设计手册（软件版）1 ）钢绳拉力F；）钢绳速度V；2 ）滚筒直径D；）工作情况：三班制，间歇工作，载荷变动小；3 ）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35 C左右;）使

22、用折旧期15年，3年大修一次；4 ）制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。5 .参考传动方案方案一：齿轮-蜗杆第二章传动装置的总体设计（一）、电动机转速的确定（1）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P电动机的所需工作功率为：= KW77a因为匕FV KW 1000传动装置的总效率“2功,= 0.97*0.984 *0.992 *0.72 =。.69 ；分别为齿轮传动,轴承,齿轮联轴器,蜗杆传动因此Pd=28*1000*111000*60*0.69=7.4KW确定电动机转速按表1推荐的传动比合理范围,一级圆柱齿轮减速器传动比

23、il=36,蜗杆传动一级 减速器传动比i2=1040,则总传动比合理范围ia=30240,故电动机转速的可选范 围为：根据电动机所需功率和转速范围，由有关手册查出有三种适用的电动机型号如下表所示：方案电动机型号额定功率(kw )电动机转速%1M电流A效率功率因数cos。同步转速满载转速1Y132L-81175073062Y1601-6111000970873Y132M-415001440787综合考虑电动机的功率、转速和传动装置的尺寸、减速器的传动比等因素，方案3相对比较合适。(3)所选电动机的结构图如下：(一)、传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比的确定由选定的电动机满载转速n您和工

24、作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为 la , = n/n= 1440/=(2)分配减速器的各级传动比:式中，。片分别为齿轮和蜗杆的传动比。齿轮蜗杆减速器可取齿轮传动比i1=8,取 3 =16机盖壁厚518 5 k12机座凸缘厚b5=24机盖凸缘厚bi6 1=18机座底凸缘厚b28 1=41地脚螺钉直径df+12=25地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径dif=19机盖与机座联接螺栓直径chf=10联接螺栓d2的间距1150200,取 175轴承端盖螺钉直径d3f=9窥视孔盖螺钉直径山f=7定位销直径dd2=8dfdl d2至外机壁距离Cl见下表dfd2至凸缘边缘距离C2见下表轴承旁凸台半径

25、RiC2凸台高度h根据底速级轴承座确定外机壁至轴承座端面距离11c 1 +c2+(812)=26+24+8=58大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内机壁距离18蜗轮齿轮端面与内机壁距离 25,取 16机盖机座肋厚mi mm产 8 1= 8 =10轴承端盖外径d23=14轴承端盖凸缘厚度t3二9轴承旁联接螺栓距离sSD2=14第三章齿轮传动的设计计算、高速齿轮传动的设计计算1选择齿轮类型，精度等级，材料，齿数及螺旋角(1)选用斜圆柱齿轮传动(2)运输机为一般工作机，速度不高，技选用7级精度(GB10095-88)(3)材料选择由课本表10-1选择小齿轮选择材料为40Cr (调质)，硬度为280HBs，大齿

26、轮材料为45钢(调质)硬度为240HBs选小齿轮齿数zl=24,大齿轮齿数z2=ilXzX取z2=60选取螺旋角，初选螺旋角为4=142按齿面接触强度设计由设计计算公式按公式(10-21)进行计算，即确定公式内各计算数值(1)试选K,(2)由图10-30选取区域系数Z”由图 1。-26 查得圆=.78, &2 = -87,则(4)由表10-7选取齿轮系数加二1(6)由图10-21 d按齿面硬度查得小齿轮1得接触疲劳强度极限aH lim 1 =600MPa,齿轮2的接触疲劳强度极限lim】 =550MPa(2)计算(1)小齿轮分度圆直径(7)由10-13计算应力循环次数2=60”“ 9(8)由图

27、10T9查得接触疲劳寿命系数Khni七电(9)计算接触疲劳许用应力取失效概率为10%,取安全系数s=l,由式(10-12)得aH 卜 Khn j lim, /s=510 MPalim 9 /s=495 MPa1 1乙lim 9 /s=495 MPa1 1乙hn2th = (ctf/1 + o/72 )/2=502. 5MPadt壬3 3.4189.8x2.4331x1.652.4I 502.5 )(2)计算圆周速度乃 x 48.3x1440-60x1000=3.64m/5计算齿宽b及模数0(4)、计算纵向重合度(5)、计算载荷系数由表10-2查得使用系数长八二1Kv =1.12；由表10-4查

28、得的计算公式:由图10-13查得由图 10-3 查得 K“a =KFa =1.5所以载荷系数：(6)、按实际得载荷系数校正所算得得分度圆直径由式lOTOa得：& =4尸三 =48.3xJ型=52.7根机1 川乂 V 1.6(7)、计算模数加 3、按齿根弯曲强度设计由式(10-17)得32KT/8S 俨/江阿Z:aF1)、确定计算参数(1)、计算载荷系数、根据纵向重合度为 =.1.903从图10-28查得螺旋角影响系数%二0.88(3)、计算当量齿数：(4)、查取齿形系数由表10-5查得匕如=2.592= 2.211(5)、查取应力校正系数由表10-5查得匕加=1596 YSa. =1.774齿轮2得弯(6)、由图10-20c查得齿轮1的弯曲疲劳强度极限=500MPa曲疲劳强度极限=380 MP。(7)、由图10- 18查得弯曲疲劳寿命系数Kw =。.82 KFN2 = 0.85(8)、计算弯曲疲劳许用应力(9)、计算大、小齿轮空瓜 并加以比较6-