機械設計課程設計課程設計慢動卷揚機傳動裝置設計

1、 zhejiang ocean university機械設計課程設計說明書 設計題目 : 慢動卷揚機傳動裝置設計系 別 : 機 械 專 業(yè) : 機械設計制造及自動化 班 級 : 設 計 者 ： 指導教師 ： 2007年1月26日前言3機械設計課程設計任務書4第二章 傳動裝置的總體設計52.1電動機的選擇52.2 減速器中各主要參數(shù)的確定72.3減速器中各軸的運動和動力參數(shù)的設計計算82.4減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸9第三章 齒輪傳動的設計計算103.1、高速齒輪傳動的設計計算103.2減速器蝸輪蝸桿設計16第四章 軸系零件的設計計算194.1 輸入軸的設計與計算194.2 中間軸的設計與計算244.3

2、中間軸的設計與計算26第七章 軸承的校核27結(jié)束語29參考文獻30設計說明書學生姓名：陳秀專業(yè)：機械設計制造及其自動化班級：c04機械（1）班學號：041007115課程設計題目：慢動卷揚機傳動裝置設計課程設計題目來源：實際生產(chǎn) 指導教師： 任務下達日期：2007年 01月 01日課程設計開始日期：2007年 01月16日課程設計完成日期：2007年 01 月 26 日前言摘要: 減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝置；在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器。減速器由于結(jié)構(gòu)緊湊、效率較高、傳遞運動

3、準確可靠、使用維護簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機措中應用很廣。我所設計的慢動卷揚機傳動裝置，是以減數(shù)器為主體，外加電動機和滾筒，實現(xiàn)以規(guī)定得速度推動物體的功能。性能可靠，結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，便于制造。其主要設計思路來自于對推力機工作原理的分解,然后按照相應功能的機構(gòu)部件進行設計,對比,選定,以及優(yōu)化組合。綜合利用電動機、推頭、絲杠、減速器等部件的協(xié)調(diào)運動,來實現(xiàn)推力機得預設功能。所有部件的設計都經(jīng)過科學得數(shù)據(jù)處理并利用auto cad軟件強大繪圖功能和word的編輯功能,使設計方案圖文并茂,栩栩如生.關(guān)鍵字:減速器 齒輪 軸 電動機 機械設計課程設計任務書慢動卷揚機傳動裝置設計原始數(shù)據(jù)學號方案一1

4、-91-101-111-121-151-16方案二2-82-92-112-122-132-14鋼繩拉力f（kn）151820252830鋼繩速度v（m/min）101111121110滾筒直徑d（mm）250300350400400450已知條件） 鋼繩拉力f；） 鋼繩速度v；） 滾筒直徑d；） 工作情況： 三班制，間歇工作，載荷變動??；） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35c左右；） 使用折舊期15年，3年大修一次；） 制造條件及生產(chǎn)批量：專門機械廠制造，小批量生產(chǎn)。參考傳動方案 方案一：齒輪-蝸桿 第二章 傳動裝置的總體設計2.1電動機的選擇（一）、電動機轉(zhuǎn)速的確定（1）按工作要求

5、和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380v，y型。（2）選擇電動機的容量電動機的所需工作功率為： kw因為kw傳動裝置的總效率；分別為齒輪傳動,軸承,齒輪聯(lián)軸器,蝸桿傳動因此p(3)確定電動機轉(zhuǎn)速按表1推薦的傳動比合理范圍,一級圓柱齒輪減速器傳動比i1=36,蝸桿傳動一級減速器傳動比i2=1040,則總傳動比合理范圍ia=30240,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為:根據(jù)電動機所需功率和轉(zhuǎn)速范圍，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號如下表所示：方案電動機型號額定功率（kw ）電動機轉(zhuǎn)速電流a效率%功率因數(shù)cos同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1y132l-811750730686.50.772y160l

6、-61110009706.5870.783y132m-47.5150014407870.83綜合考慮電動機的功率、轉(zhuǎn)速和傳動裝置的尺寸、減速器的傳動比等因素，方案3相對比較合適。(3)所選電動機的結(jié)構(gòu)圖如下：2.2 減速器中各主要參數(shù)的確定（一）、傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的確定由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為in/n1440/8.76164.4（2）分配減速器的各級傳動比:式中分別為齒輪和蝸桿的傳動比。齒輪蝸桿減速器可取齒輪傳動比 取2.3減速器中各軸的運動和動力參數(shù)的設計計算（1）各軸轉(zhuǎn)速軸i ： 軸ii ：軸iii: 2.4減速器機體

7、結(jié)構(gòu)尺寸名 稱符號 減速器型式及尺寸關(guān)系mm蝸桿減速器機座壁厚0.04a+3=8, 取=16機蓋壁厚1蝸桿在下：=0.85=6.8，取1=12機座凸緣厚b1.5=24機蓋凸緣厚b1 1.51=18機座底凸緣厚b22.51=41地腳螺釘直徑df0.036a+12=25地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df=19機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6) df=10聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150200,取175軸承端蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df=9窺視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df=7定位銷直徑d（0.70.8）d2=8df d1 d2至外機壁距離c1見下表df d2至凸緣邊

8、緣距離c2見下表軸承旁凸臺半徑r1c2凸臺高度h根據(jù)底速級軸承座確定外機壁至軸承座端面距離l1c1+c2+(812)=26+24+8=58大齒輪頂圓（蝸輪外圓）與內(nèi)機壁距離11.2=9.6, 取19.5 蝸輪齒輪端面與內(nèi)機壁距離2, 取16機蓋 機座肋厚m1 mm10.851=6.8 m0.85=10軸承端蓋外徑d2軸承孔直徑+（55.5）d3=14軸承端蓋凸緣厚度t(11.2) d3=9軸承旁聯(lián)接螺栓距離ssd2=14第三章 齒輪傳動的設計計算3.1、高速齒輪傳動的設計計算1選擇齒輪類型，精度等級，材料，齒數(shù)及螺旋角（1）選用斜圓柱齒輪傳動（2）運輸機為一般工作機，速度不高，技選用7級精度（

9、gb10095-88）(3)材料選擇由課本表10-1 選擇小齒輪選擇材料為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選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=i1z1=2.424=57.6, 取z2=60選取螺旋角，初選螺旋角為=2按齒面接觸強度設計由設計計算公式按公式（10-21）進行計算，即 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）試選k=1.6(2)由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)z=2.433(3)由圖10-26查得，,則=+=1.65(4)由表10-7選取齒輪系數(shù)=1(5)由表10-6查得材料得彈性影響系數(shù)ze=189.8(6)由圖10-21 d按齒面硬度查得小齒

10、輪1得接觸疲勞強度極限=600mpa , 齒輪2的接觸疲勞強度極限=550mpa (2)計算（1）小齒輪分度圓直徑(7)由10-13計算應力循環(huán)次數(shù)=60=60*1440*1*（3*6*300*15）=6.99*10=6.99*10/2.4=2.88*(8)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89，=0.90（9）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為10%,取安全系數(shù)s=1,由式(10-12)得=/s=510 mpa=/s=495 mpa =(+)/2=502.5mpa=48.3mm（2）計算圓周速度v=(3)計算齒寬b及模數(shù)(4)、計算縱向重合度(5)、計算載荷系數(shù)由表10-2 查得使用系數(shù)

11、k=1根據(jù)v=3.56m/s ,7級精度，由圖10-8 查得動載荷系數(shù)；由表10-4查得的計算公式：由圖10-13查得k由圖10-3查得所以載荷系數(shù)：(6)、按實際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑由式10-10a得：(7)、計算模數(shù)3、按齒根彎曲強度設計由式（10-17）得 1)、確定計算參數(shù)(1)、計算載荷系數(shù)(2)、根據(jù)縱向重合度從圖10-28 查得螺旋角影響系數(shù) (3)、計算當量齒數(shù)：(4)、查取齒形系數(shù)由表10-5查得 (5)、查取應力校正系數(shù)由表10-5查得 (6)、由圖10-20c查得齒輪1的彎曲疲勞強度極限 齒輪2得彎曲疲勞強度極限(7)、由圖10- 18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) (

12、8)、計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4 由公式10-12 得(9)、計算大、小齒輪 并加以比較通過比較大齒輪的 數(shù)值大2)設計計算對此計算結(jié)果，由齒面的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)，現(xiàn)取=2.0 ,已可滿足齒面接觸疲勞強度的設計要求。(8)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89，=0.90（9）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為10%,取安全系數(shù)s=1,由式(10-12)得=/s=510 mpa=/s=495 mpa =(+)/2=502.5mpa=48.3mm（2）計算圓周速度v=(3)計算齒寬b及模數(shù)(4)、計算縱向重合度(5)、計算載

13、荷系數(shù)由表10-2 查得使用系數(shù)k=1根據(jù)v=3.56m/s ,7級精度，由圖10-8 查得動載荷系數(shù)；由表10-4查得的計算公式：由圖10-13查得k由圖10-3查得所以載荷系數(shù)：(6)、按實際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑由式10-10a得：(7)、計算模數(shù)4、 幾何尺寸計算(1)、計算中心距將中心距圓整為95mm(2)、按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)， ，等不必再修正。(3)、計算大，小齒輪的分度圓直徑：(3)、計算齒輪寬度圓整后取 5、設計結(jié)果中心距a模數(shù)螺旋角齒輪1 齒數(shù)齒輪2 齒數(shù)傳動比i齒輪1分度圓直徑齒輪1的寬度齒輪1分度圓直 徑 齒輪2的寬度95mm2.0m

14、m14.427652.455.79mm60mm134.3mm55mm3.2減速器蝸輪蝸桿設計1.選擇蝸桿傳動類型根據(jù)gb/t 100851988的推薦，采用漸開線蝸桿（zi）。2.選擇材料 根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度是中等，故蝸桿用45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4555hrc。蝸桿用鑄錫磷青銅zcusn10p1,金屬模鑄造。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ht100制造。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。由式（11-12），傳

15、動中心距 1）確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩2）確定載荷系數(shù)k因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)由表115選取使用系數(shù).15，由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)則： 3）確定彈影響系數(shù)，因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，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a比值從機械設計圖11-18中可得。5）確定許用接觸應力根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅zcusn10p1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45hrc,可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應力=268mpa。應力循環(huán)次數(shù)壽命系數(shù)所以，。6）計算中心距 取中心距a=355mm,因i=31故從表11-2取模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑d1=140

16、mm,這時d1/a=0.39,因為因此以上計算可用。4.蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸計算1）蝸桿軸向齒距pa=,直徑系數(shù)q= 17.5;齒頂圓直徑 156mm，齒根圓直徑；分度圓導程角蝸桿軸向齒厚。2）蝸輪蝸輪齒數(shù)z2=71,變位系數(shù);驗算傳動比,是允許的。蝸輪的分度圓直徑：蝸輪喉圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 外圓直徑： 蝸輪寬度b: 5.校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù) 根據(jù)x2=+0.125,從圖11-19中可查得齒形系數(shù)。螺旋系數(shù) 許用彎曲應力 從表11-8中查得由鑄錫磷青銅zcusn10p1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力壽命系數(shù) ；所以彎曲強度是滿足的。6.精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮

17、到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從gb/t10089-1988圓柱蝸桿、蝸桿精度等級中選7級精度、側(cè)隙種類為f,表注為8f gb/t100然后由有關(guān)手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。第四章 軸系零件的設計計算軸系零件包括軸、鍵聯(lián)接、滾動軸承和聯(lián)軸器。完成傳動零件的設計計算后，需對它們進行設計計算。軸是減速器的主要零件之一，軸的結(jié)構(gòu)決定于軸上零件的位置和有關(guān)尺寸。設計軸時，要按照工作要求，選擇合適的材料，并進行結(jié)構(gòu)設計，然后根據(jù)受力狀況進行強度和剛度計算。4.1 輸入軸的設計與計算1軸的材料的選擇軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接

18、用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞度，故采用碳鋼制造尤為廣泛。材料選擇：45#鋼，采用熱處理（調(diào)質(zhì)）和表面未強化處理，由機械手冊查得，45號鋼采用調(diào)質(zhì)處理硬度為217255hb。2軸的初步計算已知：輸入軸上的輸入功率p=11.07kw；轉(zhuǎn)速；轉(zhuǎn)矩；軸上齒輪模數(shù)mn=2；螺旋角=前面已經(jīng)算出軸上齒輪分度圓直徑: ；1、求作用在齒輪上的力； 圓周力，徑向力，軸向力的方向如圖 42所示。2、初步確定輸入軸的最小直徑公式中：由查表15-3得，初步選定為120，代入上式可得：；軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d1-2直徑與

19、聯(lián)軸器的孔徑，以及電動機的輸出軸相適應，故需先確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：；由于提升機的工作效率不大，工作轉(zhuǎn)矩變化小，原動機為電動機。查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故選；則：=按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計手冊選用lt6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2050。半聯(lián)軸器的孔徑=38mm，故取=38mm；半聯(lián)軸器長度82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3軸的結(jié)構(gòu)設計圖41 輸出軸的結(jié)構(gòu)與裝配 （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度1、為使12軸段滿足半聯(lián)軸器的配合要求，需制出一軸肩，取12段直徑。2、初步選擇滾動軸承因所選用的齒輪為斜齒輪，則軸承同時承受

20、有徑向和軸向力的作用，鼓選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d=42mm，查手冊，初步選取0基本游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承30209，其尺寸為,故34軸的直徑,而。3；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為125mm，為了使套筒的端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。4、軸承端蓋的總寬度20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm5、取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm，蝸輪與圓柱大齒輪之間的距離為c=20mm?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=80mm

21、。至此，已知初步確定了軸的各段直徑和長度。（2） 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由手冊選用平鍵為，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為108mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6，滾動軸承與軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（3） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取左軸端倒角為，右軸端倒角，2出處倒圓r=2.0mm，其它處倒圓r=2.5mm。4求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖45，在確定軸承的支點位置時，應根據(jù)手冊查取a值。對于32217型的

22、滾動軸承，由手冊查得a=34mm。又滾動軸承如圖5-3正裝，則作為簡支梁的軸承跨距l(xiāng)=。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖46。圖46 輸出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的機構(gòu)圖以及扭矩圖中可以看出，c截面是軸的危險截面。（1） 求軸上軸承的支座反力和，截面c上的、1、求軸承的支反力和2、截面c上的、則：總彎矩為： ；5扭矩合成應力校核軸的強度：進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度，根據(jù)以上所算得的數(shù)據(jù)，并取=0.6，軸的計算應力為：前已選定軸的材料為45鋼，由表15-1查得=60，故軸工作安全。 （6） 危險截面4校核：截面4左側(cè)：抗彎截面系數(shù)：；抗扭截面系數(shù)：；截面左側(cè)的彎

23、矩m為：;截面上的彎曲應力：；截面上的扭轉(zhuǎn)切應力：；軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因為；，經(jīng)插值后可查得：；又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為：；有效集中系數(shù)：；由附圖3-2得尺寸系數(shù)；由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)：；軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)； 軸未經(jīng)表面強化，即則得綜合系數(shù)值為：；碳鋼的特性系數(shù)：，取；，??；計算安全系數(shù)值：；s=1.5；故可知其安全。4.2 中間軸的設計與計算1.軸的材料的選擇軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力

24、集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞度，故采用碳鋼制造尤為廣泛。材料選擇：45#鋼，采用熱處理（調(diào)質(zhì)）和表面未強化處理，由機械手冊查得，45號鋼采用調(diào)質(zhì)處理硬度為217255hb。2.軸的初步計算（1） 初步確定輸入軸的受力計算：已知：輸入軸上的輸入功率；轉(zhuǎn)速；轉(zhuǎn)矩；前面已經(jīng)算出軸上蝸桿分度圓直徑: ；求作用在蝸桿上的力； (2) 估算軸徑選取軸的型號軸材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑， 軸徑計算公式查手冊可知道a0=103126 mm，取d= 23.7mm取軸頸d = 24mm(3) 軸承選取圓錐滾子軸承(30000型)標準=摘自g

25、b/t 297-1994 參照iso355-1977單位=(mm)軸承代號=32009尺寸d=45尺寸d=75尺寸t=20尺寸b=193軸的結(jié)構(gòu)設計(1)軸的方案設計(2)各段直徑及長度軸承處直徑：d23= 45mm軸承處長度：l23=66 mm齒輪處的直徑：d12=38 mm（齒輪孔徑大于所通過的軸徑）齒輪處長度：l12=54mm , (軸段長度應略小于輪轂長度)擋油環(huán)處：l =18mm蝸桿齒處：d56=117l56=117軸承與箱體內(nèi)壁距離 s =5 mm蝸輪與箱體內(nèi)壁距離 a =10mm4.3中間軸的設計與計算1 確定輸出軸上的功率p，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)距t。由前面可知p=5.43kw，n=8.76r/min, t=5912450nm。2 求作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為d=568mm,f=n, f= f1. 初步確定軸的最小直徑：低速軸材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。按扭轉(zhuǎn)強度計算，初步計算軸徑，取d,顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與鏈輪的孔徑相同，故需確定彈性聯(lián)軸器?？讖剑境叽鐬閐*d*t=105*90*39 4軸的結(jié)構(gòu)設計） 擬訂軸晌零件的裝配方案圖） 根據(jù)軸的軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度） d2-3=96.4mm l1=175mm 取l1-2=173mm ） 選擇圓錐輥子軸承型號為（30