機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書卷揚機傳動裝置設(shè)計

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：卷揚機傳動裝置設(shè)計一 工作條件1. 正反轉(zhuǎn)傳動。2. 斷續(xù)工作,有輕微震動。3. 啟動載荷為公稱載荷的1.4倍。4. 每天工作8小時，壽命為5年，大修期2年，每年按300個工作日計算。二 原始數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力f（n）： 3300卷筒的直徑d（mm）： 380運輸帶速度v（m/s）： 1.0運輸帶速度允許誤差 5%使用年限（年）： 5工作制度（班/日）： 1生產(chǎn)條件： 中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級斜齒輪；動力來源： 電力、三相交流380/220伏。三 設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 帶輪的傳動設(shè)計計算；3. 齒輪傳動設(shè)計計

2、算；4. 軸的設(shè)計；5. 滾動軸承的選擇與校核；6. 鍵和連軸器的選擇與校核；7. 裝配圖、零件圖的繪制；8. 設(shè)計計算說明書的編寫。四 設(shè)計任務(wù)1. 減速器總裝配圖一張；2. 齒輪、軸、箱體零件圖各一張；3. 設(shè)計說明書一份。一、傳動方案的擬定及說明1傳動方案 （方案已給）一個好的傳動方案，除了首先滿足機器的功能要求外，還應(yīng)當(dāng)工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及維護方便。要完全滿足這些要求是很困難的。在擬訂傳動方案和對多種傳動方案進行比較時，應(yīng)根據(jù)機器的具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動方案。該方案工作機有輕微振動，輸入軸和輸出軸分別用帶傳動與電機、聯(lián)軸器和

3、卷揚機相聯(lián)，構(gòu)造簡單、成本低，可傳遞較大扭矩，減速器部分采用兩級斜齒輪減速，即展開式二級圓柱齒輪傳動。因為此方案工作可靠、傳動效率高、維護方便、環(huán)境適應(yīng)行好，斜齒圓柱齒輪兼有傳動平穩(wěn)和成本低的特點，同時選用展開式可以有效地減小橫向尺寸。示意圖如上 1電動機；2帶傳動；3齒輪傳動；4聯(lián)軸器；5卷筒；6軸承電動機的選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)，無特殊要求。所以選用常用的封閉式y(tǒng)系列三相異步交流的電動機電壓380v。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、價格低等優(yōu)點。一. 電動機容量的選擇1. 工作機所需功率pw 知f=3300 n v=1.0m/s 所以2

4、. 電動機的輸出功率kw3. 確定電動機額定功率因為應(yīng)等于或稍大于。故選擇=4kw的電動機。二. 電動機轉(zhuǎn)速的選擇工作機滾筒的轉(zhuǎn)速=60*1000*1.1/（3.14*400）=52.55r/min因為兩極傳動的總傳動比最好不要超過20，故電動機的同步轉(zhuǎn)小于等于*20=1051r/min,同時總傳動比應(yīng)越接近20越好。故選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。三. 電動機型號的確定根據(jù)上面步驟的計算，查表選出電動機型號為y132m1-6,其額定功率為4kw，滿載轉(zhuǎn)速960r/min?；痉项}目所需的要求。 （1p196表20-1）傳動裝置的運動和動力參數(shù) (以下公式引用自1p810)一. 總

5、傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：/其中 =960r/min52.55r/min故：18.27二. 合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以選 。由=18.27，得=4.873， =3.749三. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1. 各軸轉(zhuǎn)速 高速軸：=960r/min 中間軸：=/=960/4.873=197.00r/min 輸出軸：=/=197.00/3.749=52.55r/min2. 各軸輸入功率計算 =3.07*0.99=3.039kw =3.039*0.99*0.97=2.919kw =2.919*0.99*0.97=2.803kw3.

6、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機轉(zhuǎn)矩t=9550/=9550*3.07/960n.m=30.540 n.m =9550/=9550*3.039/960 n.m =30.232 n.m =9550/=9550*2.919/197.00 n.m =141.505 n.m =9550/=9550*2.803/52.55 n.m =509.394 n.m附：各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項 目電動機軸高速軸i中間軸ii輸出軸iii鼓 輪轉(zhuǎn)速（r/min）960960197.0052.5552.55功率（kw）43.0392.9192.8032.75轉(zhuǎn)矩（nm）30.54030.232141.505509.3945

7、10.499傳動比114.8733.7491效率10.990.96030.96030.9801傳動件的設(shè)計計算一. 高速嚙合齒輪的設(shè)計 （以下公式引用自2第十章）1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） 按方案（2）所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故精度等級選用7級精度（gb10095-88）；3） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。4） 試選小齒輪齒數(shù)20，大齒輪齒數(shù)97；5） 選取螺旋角。 初選螺旋角142 按齒面接觸強度設(shè)計按式（10

8、21）試算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選kt1.6（2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =30.232n.m（3） 由圖1030選取區(qū)域系數(shù) 2.433（4） 由表107選取齒寬系數(shù) 1（5） 由圖1026查得 0.75，0.875， 則 （6） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù) 189.8（7） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限600mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限550mpa；（8） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60j609601（830010）1.382h /1.382/4.873=2.837h（9） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.95；1.07（10）

9、 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（1012）得 0.95600mpa570mpa 1.07550mpa588.5mpa ()/2(570+588.5)=579.25mpa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑,=mm=35.73mm（2） 計算圓周速度v=1.8m/s（3） 計算齒寬b及模數(shù)b=135.73mm=35.73mm=1.73h=2.25=2.251.73mm=3.89mmb/h=35.73/3.89=9.19（4） 計算縱向重合度 （5） 計算載荷系數(shù)k 已知載荷平穩(wěn)，所以取ka=1根據(jù)v=1.8m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.07；由表10

10、4查的的計算公式和直齒輪的相同。故 =1.12+0.18(1+0.61)11+0.231035.73=1.586由表1013查得 =1.33由表103查得= =1.4。故載荷系數(shù) k=11.071.421.4=2.13（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=39.31mm（7） 計算模數(shù) =mm=1.91mm3 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017) 1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)k= =11.071.331.4=1.99（2） 根據(jù)縱向重合度=0.318120tan14=1.586，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) 0.88（3） 計算當(dāng)量齒數(shù) =/co

11、s=20/cos14=21.89 =/cos=97/cos14=103.99（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得=2.724；=2.175（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得=1.569；=1.793（6） 計算由圖（10-20c）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500mpa=380mpa（7） 由圖（10-18）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.88=0.91（8） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式（10-12）得：=314.29mpa=247mpa（9） 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01360=0.01579 大齒輪的數(shù)值大2） 設(shè)計計算 =1.34對比計算結(jié)果，由齒面接

12、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=1.5，則=23.11取=27，則=274.873=1314 幾何尺寸計算1) 計算中心距a=122.13mma圓整后取122mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=13.76由于值改變不大，故參數(shù)、等不大，不用修正3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑=41.695mm=202.306mm4) 計算齒輪寬度 b=mm=41.695mm圓整后取=42mm，=47mm5 結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。具體結(jié)構(gòu)略。二. 低速嚙合齒輪的設(shè)計（以下引用公式均為2第十章）

13、1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） .試選小齒輪齒數(shù)25，大齒輪齒數(shù)94；其他參數(shù)和上對齒輪一樣2 按齒面接觸強度設(shè)計按式（1021）試算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=141.505n.m（2） 由圖1026查得0.778，0.884，則（3） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60j60197.001（830010）2.837h/2.837/3.749=7.566（4） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)1.07；1.16。（5） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)s1，由式（1012）得1.07600mpa642mpa1.16550mpa638

14、mpa()/2(642+638)mpa=640mpa 其他數(shù)據(jù)和上對齒輪的數(shù)據(jù)一樣2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑mm=56.43mm（2） 計算圓周速度v=0.58m/s（3） 計算齒寬b及模數(shù)b=156.74mm=56.43mm=2.19h=2.25=2.252.19mm=4.93mmb/h=56.43/4.93=11.45（4） 計算縱向重合度 =1.982（5） 計算載荷系數(shù)k 已知載荷平穩(wěn)，所以取ka=1根據(jù)v=0.58m/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.035；由表104查的的計算公式和直齒輪的相同。故 =1.12+0.18(1+0.61)1+0.231056.74

15、=1.42由圖1013查得 =1.33由表103查得= =1.4。故載荷系數(shù) k=11.0351.41.42=2.06（6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=61.39mm（7） 計算模數(shù) =mm=2.38mm3 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(1017) 1） 確定計算參數(shù)（1） 計算載荷系數(shù)k= =11.0351.41.35=1.96（2） 根據(jù)縱向重合度=1.982，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) 0.88（3） 計算當(dāng)量齒數(shù) =/cos=25/cos14=27.37 =/cos=94/cos14=102.90（4） 查取齒型系數(shù)由表105查得=2.564；=

16、2.178（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得=1.637；=1.792（6） 圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.91=0.93（7） 圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.91=0.93（8） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式（10-12）得：=325mpa=252.43mpa（9） 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01291=0.01546 大齒輪的數(shù)值大。2） 設(shè)計計算=1.90mm對比計算結(jié)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=2，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分度圓直徑=61.

17、39mm應(yīng)有的齒數(shù)。于是由=29.28取=32，則=323.749=1204. 幾何尺寸計算1） 計算中心距a=156.65mma圓整后取157mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=14.50由于值改變不大，故參數(shù)、等不用修正。3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑=66.105mm=247.895mm4） 計算齒輪寬度 b=d=mm=66.105mm圓整后取=75mm，=70mm5 .結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。具體結(jié)構(gòu)見零件圖三. 滾筒速度校核滾筒實際速度速度誤差故齒輪設(shè)計符合要求軸的設(shè)計計算一. 初步確定軸的最小直徑

18、選軸的材料為45鋼，先由式d初步確定軸的最小直徑(其中取103126)擬定高速軸齒輪為左旋，中間軸齒輪為右旋，則輸出軸齒輪為左旋。 （2p132式（153）高速軸：d=mm=18.50m中間軸：d=29.47mm輸出軸：d=41.41mm二. 軸的設(shè)計與校核1. 作用在齒輪上的力 =n=1450.15n=n=543.41n=tan=355.09n；同理 =4109.76n=1545.04n=1062.86n則=+=4109.76+1450.15=5559.91n=-=1545.04-543.41=1001.63n=-=1062.86-355.09=707.77n2. 滾動軸承的選擇由以上的計算

19、可以看出：三根軸的軸向力都非常小，故選用成本最低的深溝球軸承。3. 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核1) 確定軸上零件的裝配方案 如下圖所示 a b c d e f(1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑 a. 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為32mm；b. 軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達3mm，所以該段直徑選為38；c. 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用6208型，即該段直徑定為40mm；d. 該段軸要插齒輪；e. 軸肩固定軸承，直徑為48mm；f. 該段軸要安裝軸承，直徑定為40mm。(2) 各段長度的確

20、定各段長度的確定從左到右分述如下：g. 該段由聯(lián)軸器孔長決定為60mm；h. 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為62mm；i. 該兩段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18mm，并且軸承要離箱體內(nèi)壁10mm,封油盤要突出內(nèi)壁2 mm,故該段長度定為30mm；j. 該段加工齒輪，齒輪寬為47mm，定為47mm；k. 該段有低速級齒輪齒寬及其與箱體內(nèi)壁的距離決定，取80mm；l. 該段同c段，同為30mm。所以高速軸的總長為309mm。2) 軸的校核因為選的深溝球軸承，故可把其中點看作支承點，齒輪也做為點看待，作用點為其中點。各受力點與支撐點如下： 按彎扭合成應(yīng)力校核軸

21、的強度水平彎矩m=*d1/2=7.402n.m =314.71n =543.41n =355.909nm 故其彎矩圖為：豎直彎矩 彎矩圖為：扭矩圖為： 其中=314.71n =944.9n =*122.5/188=944.9n=*65.5/188=505.2n則從上可知危險點在受力點，即齒輪中心=35.42n.m=61.89n.mt=30.232n.m40cr鋼對稱循環(huán)應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。w=高速軸校核安全。4. 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核1) 確定軸上零件的裝配方案如下圖所示： a b c d e (1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑 a. a和e段軸

22、用于安裝封油盤和軸承6207，取直徑為35mm。b. b段安裝大齒輪，直徑定為38mmc. iv-v段分隔兩齒輪，直徑為45mm。d. v-vi段安裝大齒輪，直徑為38mm。(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度a. a段軸承寬度為17mm，由于用脂潤滑，軸承離內(nèi)壁距離為10mm,且b段的大齒輪離內(nèi)壁為16mm，故a段長度為17+10+16=43mm2。b. b段為大齒輪的寬度42mm。c. c段用于隔開兩個齒輪，長度取為10mmd. d段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度75mm。e. e段為軸承寬度為17mm，由于用脂潤滑，軸承離內(nèi)壁距離為10mm，且d段的小齒輪離內(nèi)壁為7mm，故e段長度

23、為17+10+7=34mm。中間軸總長為204mm.2) 軸的校核因為選的深溝球軸承，故可把其中點看作支承點，齒輪也做為點看待，作用點為其中點。各受力點與支撐點、水平彎矩、豎直彎矩、扭矩圖如下： 55.5 68.5 63 133.44 198.80 73.59 37.67 54.74 19.61 141.505=（1450.15*131.5+4109.76*63）/187=2404.33n=（1450.15*55.5+4109.76*124）/187=3155.58n=（1543.04*63-1062.86*66.1/2-355.09*202.394/2）/197n=132.74n=543.4

24、1n=1062.86n5.校核軸的疲勞強度有上面的分析和彎扭圖可知：危險點為兩個齒輪的中點40cr的強度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以故中間軸選用安全。5. 輸出軸機構(gòu)設(shè)計1) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計見零件圖2) 求軸上的載荷因為選的深溝球軸承，故可把其中點看作支承點，齒輪也做為點看待，作用點為其中點。各受力點與支撐點、水平彎矩、豎直彎矩、扭矩圖如下：其中= n =n=n =n3) 精確校核軸的疲勞強度滾動軸承的計算 (以下公式引用自1p144表153)一. 高速軸上軸承（6208）校核1 求兩軸承受到的徑向載荷2 求兩軸承受到的軸向載荷 3 求兩軸承受到的當(dāng)量載荷由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為

25、。由于(1) 對軸承一，故當(dāng)量載荷(2) 對軸承二由于，所以，。故當(dāng)量載荷為4 軸承壽命的校核 二. 中間軸上軸承（6207）校核 1 求兩軸承受到的徑向載荷 2 求兩軸承受到的軸向載荷 3 求兩軸承受到的當(dāng)量載荷由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為。(1) 對軸承一因為，故當(dāng)量載荷(2) 對軸承二由于，所以當(dāng)量載荷為4 軸承壽命的校核軸承二可用，合格三. 輸出軸上軸承（6210）校核1. 求兩軸承受到的徑向載荷2. 求兩軸承受到的軸向載荷3. 求兩軸承受到的當(dāng)量載荷 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為1) 對軸承一由于，所以。故當(dāng)量載荷為2) 對軸承二因為，故當(dāng)量載荷4. 軸承壽命的校核鍵連接的選擇及

26、校核計算一. 鍵的選擇選圓頭普通平鍵，材料為鋼。所選的結(jié)果見下表：代號鍵寬b鍵高h(yuǎn)鍵長l直徑d(mm)工作長度l（mm）工作高度k（mm）轉(zhuǎn)矩t （nm）高速軸1108503240430.232中間軸21083638264141.50531085638464141.505輸出軸416105652405509.39451498045664.5510.499二. 鍵的校核由式可得： （2p103式（61）鍵1 ：鍵2： 鍵3： 鍵4： 鍵5： 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為，所以上述鍵皆安全。連軸器的選擇一. 高速軸與電動機之間的聯(lián)軸器電動機輸出軸與減速器高速軸之間聯(lián)軸器的設(shè)計計算

27、相聯(lián)時電動機輸出軸與減速器高速軸相聯(lián)時，由于轉(zhuǎn)速較高。為減小啟動載荷，緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器。但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑（直徑為38mm） 限制，所以選用 其主要參數(shù)如下：材料ht200公稱轉(zhuǎn)矩軸孔直徑，軸孔長，裝配尺寸半聯(lián)軸器厚（1p163表17-3） 二. 輸出軸與工作機之間的聯(lián)軸器輸出軸與工作機之間聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于輸出軸的轉(zhuǎn)速較低，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，又因減速器與工作機不在同一機床上，要求有較大的軸線偏移補償，且本題中載荷平穩(wěn)，沒有沖擊。因此常選用承載能力較高的剛性聯(lián)軸器所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器 其主要參數(shù)如下：材料ht200公稱轉(zhuǎn)矩6

28、30n.m軸孔直徑 軸孔長 （1p163表17-3） 減速器附件的選擇（以下均來自1p7680）一. 通氣器由于在室內(nèi)使用，選有二次過濾功能的通氣器，采用m271.5。二. 油面指示器選用游標(biāo)尺m12，第二種型號的。三. 起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳。四. 油塞選用外六角油塞及墊片m121.5。五. 窺視孔及視孔蓋六. 軸承蓋凸緣式端蓋易于調(diào)整，故選用突緣式軸承蓋。潤滑與密封一、 齒輪潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為大齒輪半徑的，取為42mm。還要至少浸到高速級大齒輪的10mm,定位11mm。二、 滾動軸承潤滑由于軸承周向速度速度為2m/s左，選用脂潤滑。三、 密封方

29、法的選取當(dāng)軸不輸出時采用悶蓋式凸緣式軸承端蓋密封；當(dāng)軸要伸出時采用透蓋式凸緣式軸承端蓋加氈圈密封；軸承內(nèi)部的密封采用封油盤密封；設(shè)計小結(jié)如選用方案二，齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分有均勻的現(xiàn)象。但同時卻使整個軸上都要承受扭矩；如果用此種方案，可以使軸的扭矩只在軸的一部分上，但卻加劇了軸的彎曲變形，使沿齒寬載荷分有不均勻的現(xiàn)象更名顯，故方案二具有明顯的優(yōu)勢，這也是我在做此減速器的設(shè)計過程中出現(xiàn)的最大的失誤。不過考慮到軸所受應(yīng)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于軸的需用應(yīng)力，故軸的變形的及其微小，且工作機的載荷平穩(wěn)，所以此方案還是可行的

30、，但沒有方案二好。由于時間緊迫，沒有經(jīng)驗，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說齒輪的計算不夠精確，一些小零件選擇的有些隨意，缺乏必要的計算論證等等缺陷。不過，我相信，通過這次的實踐，我能在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。參考資料目錄1 王昆，何小柏，汪信遠(yuǎn)主編。機械設(shè)計課程設(shè)計。1995年12月第一版。北京：高等教育出版社，20062 濮良貴，紀(jì)名剛主編。機械設(shè)計（第七版）。2001年6月第七版。北京：高等教育出版社，20013 周明衡主編。減速器選用手冊。2002年6月第一版。北京：化學(xué)工業(yè)出版社，20024 劉朝儒，彭福蔭，高治一編。機械制圖（

31、第四版）。2001年8月第四版。北京：高等教育出版社，20025 張琳娜主編。精度設(shè)計與質(zhì)量控制基礎(chǔ)。1997年2月第一版。北京：中國計量出版社，20006 劉洪文主編。材料力學(xué)（第四版）。北京：高等教育出版社，2004 = 0.895kw=4kw電動機型號：y132m1-618.27=4.873=3.749=960r/min=197.0r/min=52.55r/min=3.039kw=2.919kw=2.803kwt=30.540 n.m=30.232 n.m=141.505 n.m=509.394 n.m7級精度209714kt1.6=30.232n.m2.43311.625189.8=5

32、79.25mpa35.73mm=1.73k=2.1339.31mm=1.91mmk=1.990.88=2.724=2.175=1.569=1.793大齒輪的=0.015791.34=1.5=27=131a=122mm=13.76=41.695mm=202.306mm=42mm=47mm2594=141.505n.m=640mpa=56.43mm=2.19=1.982k=2.06=61.39mm=2.38mmk=1.960.88=2.564=2.178=1.637=1.792大齒輪的=0.015461.90mm=2=32=120a=157mm=14.50=66.105mm=247.895mm=7

33、5mm=70mm實際速度 速度誤差 符合要求=1450.15n=543.41n=355.09n=4109.76n=545.04n=1062.86n=5559.91n=1001.63n=707.77n高速軸的總長為309mm高速軸選擇合格中間軸總長為204mm中間軸選用安全=機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：卷揚機傳動裝置設(shè)計一 工作條件1. 正反轉(zhuǎn)傳動。2. 斷續(xù)工作,有輕微震動。3. 啟動載荷為公稱載荷的1.4倍。4. 每天工作8小時，壽命為5年，大修期2年，每年按300個工作日計算。二 原始數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力f（n）： 3300卷筒的直徑d（mm）： 380運輸帶速度v（m/s）： 1.0運輸帶

34、速度允許誤差 5%使用年限（年）： 5工作制度（班/日）： 1生產(chǎn)條件： 中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級斜齒輪；動力來源： 電力、三相交流380/220伏。三 設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 帶輪的傳動設(shè)計計算；3. 齒輪傳動設(shè)計計算；4. 軸的設(shè)計；5. 滾動軸承的選擇與校核；6. 鍵和連軸器的選擇與校核；7. 裝配圖、零件圖的繪制；8. 設(shè)計計算說明書的編寫。四 設(shè)計任務(wù)1. 減速器總裝配圖一張；2. 齒輪、軸、箱體零件圖各一張；3. 設(shè)計說明書一份。一、傳動方案的擬定及說明1傳動方案 （方案已給）一個好的傳動方案，除了首先滿足機器的功能要求外，還應(yīng)當(dāng)工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺

35、寸緊湊、傳動效率高、成本低廉以及維護方便。要完全滿足這些要求是很困難的。在擬訂傳動方案和對多種傳動方案進行比較時，應(yīng)根據(jù)機器的具體情況綜合考慮，選擇能保證主要要求的較合理的傳動方案。該方案工作機有輕微振動，輸入軸和輸出軸分別用帶傳動與電機、聯(lián)軸器和卷揚機相聯(lián)，構(gòu)造簡單、成本低，可傳遞較大扭矩，減速器部分采用兩級斜齒輪減速，即展開式二級圓柱齒輪傳動。因為此方案工作可靠、傳動效率高、維護方便、環(huán)境適應(yīng)行好，斜齒圓柱齒輪兼有傳動平穩(wěn)和成本低的特點，同時選用展開式可以有效地減小橫向尺寸。示意圖如上 1電動機；2帶傳動；3齒輪傳動；4聯(lián)軸器；5卷筒；6軸承電動機的選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工

36、作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)，無特殊要求。所以選用常用的封閉式y(tǒng)系列三相異步交流的電動機電壓380v。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、價格低等優(yōu)點。一. 電動機容量的選擇1. 工作機所需功率pw 知f=3300 n v=1.0m/s 所以2. 電動機的輸出功率kw3. 確定電動機額定功率因為應(yīng)等于或稍大于。故選擇=4kw的電動機。二. 電動機轉(zhuǎn)速的選擇工作機滾筒的轉(zhuǎn)速=60*1000*1.1/（3.14*400）=52.55r/min因為兩極傳動的總傳動比最好不要超過20，故電動機的同步轉(zhuǎn)小于等于*20=1051r/min,同時總傳動比應(yīng)越接近20越好。故選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min

37、的電動機。三. 電動機型號的確定根據(jù)上面步驟的計算，查表選出電動機型號為y132m1-6,其額定功率為4kw，滿載轉(zhuǎn)速960r/min?；痉项}目所需的要求。 （1p196表20-1）傳動裝置的運動和動力參數(shù) (以下公式引用自1p810)一. 總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：/其中 =960r/min52.55r/min故：18.27二. 合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以選 。由=18.27，得=4.873， =3.749三. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1. 各軸轉(zhuǎn)速 高速軸：=960r/min 中間軸：=/=960/4.873=1

38、97.00r/min 輸出軸：=/=197.00/3.749=52.55r/min2. 各軸輸入功率計算 =3.07*0.99=3.039kw =3.039*0.99*0.97=2.919kw =2.919*0.99*0.97=2.803kw3. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機轉(zhuǎn)矩t=9550/=9550*3.07/960n.m=30.540 n.m =9550/=9550*3.039/960 n.m =30.232 n.m =9550/=9550*2.919/197.00 n.m =141.505 n.m =9550/=9550*2.803/52.55 n.m =509.394 n.m附：各軸轉(zhuǎn)速、

39、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項 目電動機軸高速軸i中間軸ii輸出軸iii鼓 輪轉(zhuǎn)速（r/min）960960197.0052.5552.55功率（kw）43.0392.9192.8032.75轉(zhuǎn)矩（nm）30.54030.232141.505509.394510.499傳動比114.8733.7491效率10.990.96030.96030.9801傳動件的設(shè)計計算一. 高速嚙合齒輪的設(shè)計 （以下公式引用自2第十章）1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1） 按方案（2）所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故精度等級選用7級精度（gb10095-88）；3） 材料

40、及熱處理；選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。4） 試選小齒輪齒數(shù)20，大齒輪齒數(shù)97；5） 選取螺旋角。 初選螺旋角142 按齒面接觸強度設(shè)計按式（1021）試算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選kt1.6（2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 =30.232n.m（3） 由圖1030選取區(qū)域系數(shù) 2.433（4） 由表107選取齒寬系數(shù) 1（5） 由圖1026查得 0.75，0.875， 則 （6） 由表106查得材料的彈性影響系數(shù) 189.8（7） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限600mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限550mpa；（8） 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60j609601（830010）1.382h /1.382/4.873=2.837h