[優(yōu)秀畢業(yè)設計精品]卷揚機傳動裝置設計

1、學生機械設計課程設計（論文）題 目： 卷揚機傳動裝置設計 學生姓名： 學 號： 所在院系： 機電學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化班 級： 指導老師： 職稱： 2010年1月7日教務處制目錄一 課程設計的目的二 課程設計的內容和要求三 課程設計工作進度計劃四 設計過程1.傳動裝置總體設計方案 32.電動機的選擇 33.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 54.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 65.齒輪的設計 76.蝸桿的設計 107.滾動軸承和傳動軸的設計 148.聯(lián)軸器設計 249.鍵的設計 2510.箱體結構的設計 2611.潤滑密封設計 27五 設計小結六 主要參考資料1.傳動裝置總體

2、設計方案2、電動機的選擇2.1電動機的類型2.2電動機的容量2.3.確定電動機的轉速3、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3.1.總傳動比3.2.分配傳動裝置傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4.1 各軸轉速4.2 各軸輸入功率4.3 各軸輸入轉矩運動和動力參數(shù)計算結果表5、齒輪的設計5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)5.2按齒面接觸強度設計5.3.按齒根彎曲強度設計5.4幾何尺寸計算6、蝸桿的設計6.1.選擇蝸桿傳動類型6.2.選擇材料6.3按齒面接觸疲勞強度進行設計6.4.蝸桿渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸6.5.校核齒根彎曲疲勞強度6.6.驗算效率7.滾動軸承和傳動軸的設計7.1

3、蝸桿軸的設計7.2渦輪軸的設計7.3小齒輪軸的設計7.4大齒輪軸的設計8.聯(lián)軸器的設計8.1電動機外伸軸與蝸桿軸之間8.2渦輪軸與小齒輪軸之間9.鍵的設計9.1蝸桿軸、聯(lián)軸器以及電動機連接處9.2蝸輪軸、聯(lián)軸器以及小齒輪軸連接處9.3蝸輪與蝸輪軸連接處9.4小齒輪與小齒輪軸連接處9.5大齒輪與大齒輪軸連接處9.6卷筒與大齒輪連接處10箱體結構的設計 11.潤滑密封設計一、課程設計的目的本課程設計為學生提供了一個既動手又動腦，自學，查資料，獨立實踐的機會。將本學期課本上的理論知識和實際有機的結合起來，鍛煉學生實際分析問題和解決問題的能力，提高學生綜合運用所學知識的能力，裝配圖、零件圖的設計繪圖能

4、力。二、課程設計的內容和要求傳動裝置簡圖：1)、己知條件(1)機器功用 用于建筑工地提升物料。(2)工作情況 電動機雙向運轉，斷續(xù)工作，有輕微振動，室外工作。(3)運轉要求 鋼繩運動速度誤差不超過5。(4)使用壽命 12年，每年300天，每天工作8小時。(5)檢修周期 一年小修，三年大修。(6)生產廠型 專業(yè)機械制造廠，可加工7、8級精度齒輪、蝸輪。(7)生產批量 單件小批量生產。2)設計原始數(shù)據(jù)見下表設計題目號12345678鋼絲繩速度v(m/s)0.30.40.30.40.50.60.40.6鋼絲繩工作拉力f/kn1212101010101088卷筒直徑d/mm47050042043047

5、05004304703)要求： (1)完成傳動裝置的設計計算。(2)完成各類零件的設計、選擇計算。(3)認真計算和制圖，保證計算正確和圖紙質量。(4)按預定計劃循序完成任務。(5)按學校規(guī)定格式書寫說明書，交電子和紙質文檔。三、課程設計工作進度計劃(1)準備階段（1天）(2)設計計算階段（3天）(3)減速器的裝配圖一張（4天）(4)繪零件圖三張（3天）(5)編寫設計說明書（3天）(6)答辯或考察階段。(1天)四、設計過程1.傳動裝置總體設計方案本組設計數(shù)據(jù)：第7數(shù)據(jù)：卷揚機鋼絲繩工作拉力，鋼絲繩速度，卷筒直徑。1）外傳動機構為齒輪傳動2）減速器為一級雙頭蝸桿減速器。3) 方案簡圖如上圖4）該方

6、案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分一級雙頭蝸桿減速，為應用最廣泛的一種。原動機部分為y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2.電動機的選擇2.1.電動機的類型按工作條件和要求，選擇yr系列饒線轉子三相異步電動機。2.2.電動機的容量電動機所需工作效率按式由式 因此由電動機至卷筒軸的傳動效率為式中：、分別為聯(lián)軸器、蝸桿傳動、軸承、齒輪傳動和卷筒的傳動效率。取、（滾子軸承）、（齒輪精度為8級、不包括軸承效率）、。所以：2.3 確定電動機的轉速卷筒軸工作轉

7、速為圓柱齒輪傳動一級開式的傳動比為。雙頭蝸桿傳動的傳動比為。則總傳動比合理范圍為。故電動機轉速可選范圍為。符合這一范圍的同步轉速有：、。根據(jù)容量和轉速，由機械設計手冊16-68選y180l-6型號電動機，滿載轉速，電動機軸伸直徑，長。3、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3.1 總傳動比：3.2 分配傳動裝置傳動比：由式式中：、分別為蝸桿傳動和齒輪傳動的傳動比。初步取，則。4、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4.1 各軸轉速軸 軸 軸 卷筒軸 4.2 各軸輸入功率軸 軸 軸 卷筒軸 各軸輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率。4.3 各軸輸入轉矩 電動機軸輸出轉矩 軸 軸 軸 卷筒軸 各軸的輸出轉矩分別

8、為各軸的輸入轉矩乘各軸的輸入轉矩乘軸承效率。運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表：軸名效率轉矩轉速傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸8.078.7697010.99軸7.927.7677.9776.41970180.78軸6.216.081111.571089.3453.8910.97軸6.095.971089.451067.6653.8940.95卷筒軸5.725.613381.273313.6416.335、齒輪的設計（此處參考文獻：機械設計 高等教育出版社 第八版）已知條件：輸入功率，小齒輪轉速，齒數(shù)比，工作壽命，有輕微振動。5.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1.選用斜齒圓柱齒輪傳

9、動2.材料及熱處理：由教材表10-1選擇小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為，二者材料硬度差為。3.卷揚機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（）4.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)5.初選螺旋角5.2按齒面接觸強度設計1. 確定公式內的各計算數(shù)值1）.試選載荷系數(shù)。2）.由教材圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。3）.由圖10-26查得、，則 。4）.計算小齒輪傳遞的轉矩5）.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)6）.由圖10-21d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）.由計算應力循環(huán)次數(shù)。8）.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)、。9）.計算接觸疲勞

10、需用應力。取失效概率為，安全系數(shù)，由式得2. 計算1）.試算小齒輪分度圓直徑 2）.計算圓周速度v3）.計算齒寬及模數(shù)。4）.計算縱向重合度5）.計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)、8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)，由表10-4利用插值法查得8級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，由、查圖10-13得，查表10-3得。故動載系數(shù)6）.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由得7）.計算模數(shù)。5.3.按齒根彎曲強度設計由式1. 確定計算參數(shù)1）.由圖10-20c查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。2）.由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)、。3）.計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全

11、系數(shù),由得4）.計算載荷系數(shù)。5）.根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。6）.計算當量齒數(shù)7）.查取齒形系數(shù)由表10-5查得、。8）.查取應力校正系數(shù)由表10-5查得、。9）.計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。2.計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 取，則。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。5.4.幾何尺寸計算1計算中心距將中心距圓整為。2.按圓整

12、后中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。3.計算大、小齒輪的分度圓直徑4.計算齒輪寬度圓整后取、。5.結構設計見零件圖：齒輪。6、蝸桿的設計（此處參考文獻：機械設計 高等教育出版社 第八版）已知條件：輸入功率，轉速，傳動比，壽命。6.1.選擇蝸桿傳動類型根據(jù)的推薦，采用圓柱蝸桿傳動漸開線蝸桿（zi蝸桿）。6.2.選擇材料考慮到蝸桿傳動功率不大，速度只是中等，故蝸桿選用鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為。渦輪用鑄錫磷青銅，金屬模制造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵制造。6.3按齒面接觸疲勞強度進行設計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先

13、按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。由下式傳動中心距1.確定作用在蝸輪上的轉矩按，估取效率，則2.確定載荷系數(shù)因工作有輕微振動，故取載荷分布不均系數(shù)；由表11-5選取使用系數(shù)，由于轉速不高，取動載系數(shù);則3.確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅和鋼蝸桿想配，故4.確定接觸系數(shù)先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值，從圖11-18中可查得。5.確定許用接觸應力根據(jù)渦輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面硬度，可從表11-7中查得渦輪的基本許用應力。應力循環(huán)次數(shù)壽命系數(shù)則6.計算中心距取中心距。因，從表11-2中去模數(shù)。這時，從圖11-18中可查得接觸系數(shù),因為，因此以上計算

14、結果可用。6.4.蝸桿渦輪的主要參數(shù)與幾何尺寸1.蝸桿軸向齒距；直徑系數(shù)；齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓導程角；蝸桿軸向齒厚。2.渦輪渦輪齒數(shù)；變位系數(shù)驗算傳動比，這時傳動比誤差為，是允許的。渦輪分度圓直徑渦輪喉圓直徑渦輪齒根圓直徑渦輪咽喉母圓半徑6.5.校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù)根據(jù)、，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)。螺旋角系數(shù)許用彎曲應力從表11-8中查得由制造的渦輪的基本許用彎曲應力。壽命系數(shù)彎曲強度時滿足的。6.6.驗算效率已知；從表11-18利用插值法查得，代入式中得。大于原估算值，不用重算。7.滾動軸承和傳動軸的設計7.1.蝸桿軸的設計7.1.1軸上的功率轉速轉矩。7.1.2求作

15、用在蝸桿上的力蝸桿分度圓而7.1.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據(jù)機械原理表15-3，取，于是得但根據(jù)電動機外伸軸有，取。取，查標準或手冊，選用lt7型彈性套柱銷聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器孔徑，長度。7.1.4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。滾動軸承初步選擇0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30211，其尺寸為。 1234567d48525560966055l11080237010470237.1.5求軸上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩當量彎矩扭矩t7.1.6.按彎扭合成應力校核軸的強度安全。7.1.7.滾動軸承的校核軸承的預計壽命1.已知，兩

16、軸承的徑向反力2.軸承壽命計算，圓錐滾子軸承，取，則 故滿足預期壽命。7.2.蝸輪軸的設計7.2.1軸上的功率轉速轉矩。7.2.2求作用在蝸輪上的力蝸輪分度圓而7.2.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據(jù)機械原理表15-3，取，于是得取，查標準或手冊，選用lt6型彈性套柱銷聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器孔徑，長度。7.2.4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。滾動軸承初步選擇0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承32016，其尺寸為。 123456d80120100807245l291012849401107.2.5求軸上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩當量彎矩

17、扭矩t7.2.6.按彎扭合成應力校核軸的強度安全。7.2.7.滾動軸承的校核軸承的預計壽命1.已知，兩軸承的徑向反力2.軸承壽命計算，圓錐滾子軸承，取，則 故滿足預期壽命。7.3.小齒輪軸的設計7.3.1軸上的功率轉速轉矩。7.3.2求作用在小齒輪軸上的力小齒輪分度圓而7.3.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據(jù)機械原理表15-3，取，于是得取，查標準或手冊，選用lt6型彈性套柱銷聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器孔徑，長度。符合渦輪軸端聯(lián)軸器。7.3.4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。滾動軸承初步選擇0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承32016，其尺寸為。 123456

18、7d55706560555045l23101001023401107.3.5求軸上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩當量彎矩扭矩t7.3.6.按彎扭合成應力校核軸的強度安全。7.3.7.滾動軸承的校核軸承的預計壽命1.已知，兩軸承的徑向反力2.軸承壽命計算，圓錐滾子軸承，取，則 故滿足預期壽命。7.4.大齒輪軸的設計7.4.1軸上的功率轉速轉矩。7.4.2求作用在大齒輪軸上的力大齒輪分度圓而7.4.3初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據(jù)機械原理表15-3，取，于是得取7.4.4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。滾動軸承初步選擇0基本游隙組、標準精度級的單

19、列圓錐滾子軸承32016，其尺寸為。 1234567d66727580808575l14040251010510257.4.5求軸上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩當量彎矩扭矩t7.4.6.按彎扭合成應力校核軸的強度安全。7.4.7.滾動軸承的校核軸承的預計壽命1.已知，兩軸承的徑向反力2.軸承壽命計算，圓錐滾子軸承，取，則 故滿足預期壽命。8.聯(lián)軸器的設計（此處參考文獻：機械設計手冊表5-2-29）8.1.電動機外伸軸與蝸桿軸之間蝸桿軸外伸段直徑轉矩選用lt7型彈性套柱銷聯(lián)軸器。8.2.渦輪軸與小齒輪軸之間渦輪軸最小直徑轉矩選用lt6型彈性套柱銷聯(lián)軸器。9.鍵的設計（此處參考文

20、獻：機械制圖）9.1.蝸桿軸、聯(lián)軸器以及電動機連接處普通平鍵a型鍵。蝸桿軸上的鍵槽寬，槽深，聯(lián)軸器上槽深，鍵槽寬。 9.2.蝸輪軸、聯(lián)軸器以及小齒輪軸連接處普通平鍵a型鍵。蝸桿軸上的鍵槽寬，槽深，聯(lián)軸器上槽深，鍵槽寬。 9.3.蝸輪與蝸輪軸連接處普通平鍵a型鍵。蝸桿軸上的鍵槽寬，槽深，聯(lián)軸器上槽深，鍵槽寬。 9.4.小齒輪與小齒輪軸連接處普通平鍵a型鍵。蝸桿軸上的鍵槽寬，槽深，聯(lián)軸器上槽深，鍵槽寬。 9.5.大齒輪與大齒輪軸連接處 普通平鍵a型鍵。蝸桿軸上的鍵槽寬，槽深，聯(lián)軸器上槽深，鍵槽寬。 9.6卷筒與大齒輪軸連接處普通平鍵a型鍵。蝸桿軸上的鍵槽寬，槽深，聯(lián)軸器上槽深，鍵槽寬。10.箱體結

21、構的設計減速器的箱體采用鑄造（ht200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1.機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2.考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xh大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3.機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為r=5。機體外型簡單，拔模方便.4.對附件設計 a.視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸

22、入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用m8緊固b.油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。c.油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.d.通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.e.位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結

23、凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.f.吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚11箱蓋壁厚10箱蓋凸緣厚度17箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度28地腳螺釘直徑m20地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑m16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）m12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）m10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）m8定位銷直徑=（0.70.8）9，至外機壁距離查機械設計課程設計指導書表4.226，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表424外機壁至軸承座端面距離60大齒輪頂圓與內機壁距離1.214齒輪端面與內機壁距離12機蓋、機座肋厚、910軸承端蓋外徑5511. 潤滑密封設計對于蝸桿渦輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用sh0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。油的深度為h+，h=30 =34。所以h+=30+34=64其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。 從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精刨，密封的表面要經過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用嵌入式端蓋，易于加工和安裝。五、設計小結這次關于卷揚機上的蝸桿-齒輪減速器的課程設