機械設計課程設計礦用回柱絞車傳動裝置設計二級齒輪蝸輪減速器【全套圖紙】

1、目 錄前言2機械設計課程設計任務書3題目：礦用回柱絞車傳動裝置設計3設計條件3原始數(shù)據(jù)3設計任務3設計要求3第一階段設計3一、總體設計31、傳動方案的擬定及說明32、電動機選擇43、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比54、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5二、傳動件的設計計算71、直齒圓柱齒輪傳動設計計算72、蝸輪蝸桿傳動設計計算123、內(nèi)嚙合齒輪傳動設計計算15第二階段設計19一、裝配圖設計19二、傳動軸的設計計算191、i軸設計計算192、ii軸軸的設計計算233、iii軸低速軸設計27 4、聯(lián)軸器的選擇.31三、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算311、軸上與聯(lián)軸器相聯(lián)處鍵的校核312、軸上鍵的校核31

2、3、軸上鍵的校核32 4、與低速級聯(lián)軸器相聯(lián)處鍵的校核.32四、軸承的校驗32第三階段設計35一、鑄件減速器機體結構外形設計351、鑄件減速器機體結構尺寸計算表352、減速器附件的選擇，在草圖設計中選擇363、潤滑與密封(潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇)36課程設計小結37參考資料目錄38機械設計課程設計說明書 前 言課程設計是考察學生全面掌握基本理論知識的重要環(huán)節(jié)。本次是設計一個，減速器是用于電動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。該減速器的設計基本上符合設計要求，限于作者初學水平，錯誤及不妥之處望老師批評指正。設計者： 2015年1月29日全套圖紙，加153893706 設計題目 f礦

3、用回柱絞車傳動裝置設計 1 設計條件 1） 機器功用 煤礦井下回收支柱用的慢速絞車；2） 工作情況 工作平穩(wěn)，間歇工作（工作與停歇 時間比為 1:2），繩筒轉向定期變換； 3）運動要求 絞車繩筒轉速誤差不超過 8； 4）工作能力 儲備余量 10%； 5）使用壽命 10 年，每年 350 天，每天 8 小時； 6）檢修周期 一年小修，五年大修； 7）生產(chǎn)批量 小批生產(chǎn)； 8）生產(chǎn)廠型 中型機械廠。2.原始數(shù)據(jù) 題號鋼繩牽引力 （kn）鋼繩最大速度 （m/s） 繩筒直徑 （mm） 鋼繩直徑 （mm） 最大纏繞層數(shù) f10650.133001643 設計任務 1） 設計內(nèi)容 電動機選型；開式齒輪設計

4、；減速器設計；聯(lián)軸器選型設計； 滾筒軸系設計；其他。 2） 設計工作量 傳動系統(tǒng)安裝圖 1 張；減速器裝配圖 1 張；零件圖 2 張（具體 零件由指導教師指定）； 設計計算說明書 1 份。4設計要求 1）蝸桿減速器設計成 阿基米德蝸桿減速器；圓弧齒圓柱蝸桿減速器；設計者 自定的型式（由指導教師選定）。 2）第一級開式齒輪與蝸桿傳動合并設計成閉式齒輪蝸桿減速器。 第一階段設計一、總體設計1、傳動方案的擬定及說明 礦用回柱絞車采用臥式減速器。 開式齒輪采用斜齒圓柱齒輪，因為斜齒輪傳遞運動平穩(wěn)，噪音小，承載能力高，用在減速器的低速級上。減速器采用齒輪-蝸輪二級減速器，以實現(xiàn)在滿足較大傳動比的同時擁有

5、較比較緊湊的結構，同時封閉的結構有利于在粉塵較大的環(huán)境下工作。為加工方便采用水平剖分式。因各軸既承受徑向力又承受軸向力，故軸承采用圓錐滾子軸承和角接觸球軸承。電動機和輸入軸（高速軸）和輸出軸（低速級）均采用彈性套柱銷聯(lián)軸器（gb/t4323-2002）傳動方案簡圖說明如下：一級直齒內(nèi)嚙合圓柱齒輪傳動減速兩級齒輪-蝸輪傳動減速2. 電動機選擇（1） 電動機輸出功率計算 已知工作機上作用力f（n）和線速度v(m/s）時p=fv/1000（kw）本設計中:已知滾筒上鋼繩的牽引力：f=65kn鋼繩的最大線速度：v=0.13m/s的計算：查表9-1得8級精度油潤滑的齒輪傳動：1=0.97（高速）撓性聯(lián)軸

6、器：2=0.99角接觸球軸承：3=0.99圓錐滾子軸承：4=0.98雙頭蝸桿（油潤滑）：5=0.78油池內(nèi)油的飛濺和密封摩擦：6=0.96（低速）梅花彈性聯(lián)軸器： 7=0.98加工齒的開式齒輪傳動（脂潤滑）：8=0.95卷筒：9=0.96卷繩輪：10=0.95所以 =1232435678910=0.564p=fv/（1000）=14.903kw（2） 確定電動機型號：電動機所需額定功率p和電動機輸出功率p之間有以下關系：pkp根據(jù)工作情況取k=1.1pkp=1.114.903=16.39kw查表16-2得：綜合選用電動機：y200l1-6電機型號額定功率滿載轉速起運轉矩最大轉矩y200l1-6

7、18.5kw970r/min1.82.03. 傳動比分配 總傳動比滾筒最大直徑式中： d繩筒直徑； 鋼繩直徑。滾筒的轉速總傳動比傳動比分配 齒輪傳動比： i1=2蝸輪蝸桿：i2=26.8外齒輪：i3=34. 傳動裝置運動參數(shù)的計算減速器傳動裝置各軸從高速至低速依次編號為：i軸、ii軸、iii軸（1） 各軸轉速計算 （2） 各軸功率的計算（3） 各軸扭矩的計算（4）各軸轉速、功率、扭矩列表軸號轉速（r/min）輸入功率p（kw）輸入扭矩t（nm）電機軸97016.39161.36i軸97016.23159.79ii軸48515.59306.98iii軸18.0811.325979.31iv軸18

8、.0810.875741.62卷筒軸6.02610.3316370.982、 傳動零件設計計算1. 直齒圓柱齒輪傳動設計計算已知：高速齒輪傳遞功率p=16.23kw 小齒輪轉速970r/min ，傳動比i=2（1）選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理小齒輪材料：40cr調(diào)質(zhì)，hbs1=280hbs= 大齒輪材料：45鋼正火，hbs2=230hbs2）精度等級選8級精度；3）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)；4）選取螺旋角，初選螺旋角。（2）按齒面接觸強度設計按式（10-21）試算，即1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。由圖10-26查得由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)。由圖10

9、-19取接觸疲勞壽命系數(shù)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限和大齒輪的強度極限分別為 計算接觸疲勞許用應力（取失效概率1%，安全系數(shù)s=1）由表10-8查得材料的彈性影響系數(shù)由表10-7選取齒寬系數(shù)。2）計算計算小齒輪分度圓直徑計算圓周速度計算齒寬b及模數(shù)計算縱向重合度計算載荷系數(shù)k。已知使用系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)；由表10-3查得；從表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對于支承對稱布置、8級精度、。故載荷系數(shù) 另由圖10-13查得。按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑。計算模數(shù)（3）按齒根彎曲強度設計1） 確定公式內(nèi)的計算參數(shù)計算載荷系數(shù)。根據(jù)縱向

10、重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù).計算當量齒數(shù)。查取齒形系數(shù)。由表10-5查得查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù);取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4；計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的值較大。2）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(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已滿足彎曲強度。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（4） 幾何尺寸計算1） 計算中心距將中心距圓整為116mm.2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值

11、改變不多，故參數(shù)等不必修正。3） 計算大小齒輪的直徑4）計算齒輪寬度圓整后取2. 蝸輪蝸桿傳動設計計算（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） 選擇材料蝸桿：選用45號鋼表面淬火，表面硬度45-50hrc.蝸輪: 選用zcusn10pb1(金屬膜鑄造），為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵ht200制造。已知：蝸桿傳遞功率p=15.59kw蝸桿轉速n=485m/s，蝸輪轉速（3） 齒面接觸疲勞強度設計計算已知：1）確定載荷系數(shù)k因工作載荷穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)；由表11-5選取使用系數(shù)；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載荷系

12、數(shù)；則 2） 確定彈性影響系數(shù)因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿配合，故。3）確定接觸系數(shù)先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比值，從圖11-18中可查得。4）確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅zcusn10p1，金屬膜鑄造，蝸輪螺旋齒面硬度45hrc，可從表11-7中查得蝸輪的基本許用應力。蝸輪許用接觸應力 由式應力循環(huán)次數(shù)n： 接觸強度的壽命系數(shù) 則蝸輪許用接觸應力5）計算中心距取中心距，因，故從表11-2中取模數(shù)，蝸桿分度圓直徑。這時，查圖11-18中可查得接觸系數(shù)，因為，因此以上計算結果可用。（4）蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸1)蝸桿軸向齒距；直徑系數(shù)；蝸桿分度圓直徑；壓力角；

13、蝸桿齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓導程角；蝸桿軸向齒厚；齒寬。圓整。 2）蝸輪蝸輪齒數(shù)；變位系數(shù)；驗算傳動比，這時傳動比誤差為，是允許的。蝸輪齒頂高系數(shù);蝸輪齒頂高蝸輪分度圓直徑蝸輪喉圓直徑蝸輪齒根直徑蝸輪咽喉母直徑蝸輪頂圓直徑蝸輪齒寬加以圓整5）齒根彎曲疲勞強度校核計算蝸輪齒根彎曲應力由機械設計式（11-13）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zcusn10p1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力。壽命系數(shù)6）驗算效率已知；與相對滑動速度有關。從表11-18中用插值法查得大于原估計值，因此不用重算。3. 開式齒傳動的設計計算已知：傳動比小齒輪轉速

14、 小齒輪轉矩 1）選擇齒輪精度等級、材料及齒數(shù)按上圖所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，7級精度（gb1009588）小齒輪材料：40cr調(diào)質(zhì)， 大齒輪材料：45鋼調(diào)質(zhì)，選小齒輪齒數(shù)為 大齒輪齒數(shù)選取螺旋角。初選螺旋角。 2）按齒跟彎曲疲勞強度設計，即 試選計算縱向重合度從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)計算當量齒數(shù)。查取齒形系數(shù)。由表10-5查得查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù);取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4；計算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的值較大。由表10-7選取齒寬系數(shù)由圖10-26查得

15、 設計計算 圓周速度：計算載荷系數(shù)k。已知使用系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)；由表10-3查得；從表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對于支承懸臂布置、7級精度、。故載荷系數(shù) 另由圖10-13查得。按實際的載荷系數(shù)校正所算的模數(shù)。3） 按齒面接觸強度校核按式（10-21）試算，即由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限和大齒輪的強度極限分別為計算接觸疲勞許用應力（取失效概率1%，安全系數(shù)s=1）由表10-8查得材料的彈性影響系數(shù)計算計算小齒輪分度圓直徑對比計算結果，由齒根彎曲疲勞強度計算的分度圓直徑大于

16、由齒面接觸疲勞強度強度計算的直徑，取，已滿足接觸。但為了同時滿足齒根彎曲疲勞強度，需按齒根彎曲疲勞強度算得的模數(shù)來計算應有的齒數(shù)。于是由取，則4）幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為350mm.按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。計算大小齒輪的直徑4）計算齒輪寬度圓整后取第二階段1、 裝配圖設計二傳動軸的設計計算i軸設計計算1）已知：傳遞功率，轉速轉矩雙向傳動，10年，350天/年，8小時/天2） 計算作用在i齒輪上的力因已知齒輪分度圓直徑3） 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。取i軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，考慮到i軸上的兩個鍵槽，軸徑再增大

17、12由之前的計算結果可得，選擇hl2型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度4） 軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案右軸承從軸的右端裝入，靠套筒定位；左軸承從軸的左端裝入，并靠軸肩定位。半聯(lián)軸器靠軸肩定位，左軸承采用軸承端蓋，右軸承采用箱體壁定位，半聯(lián)軸器靠軸端擋圈得到軸向固定，半聯(lián)軸器采用普通平鍵得到周向固定，采用角接觸球軸承和彈性柱銷聯(lián)軸器。（2）確定各軸段直徑和長度1段：根據(jù)圓整得選擇聯(lián)軸器型號為hl4型彈性柱銷聯(lián)軸器（y型）比輪轂長度82mm短作為1段長度取2段：為使半聯(lián)軸器定位，2段軸直徑取3段：考慮到采用斜齒輪，軸同時承受軸向力與徑向力故選取角接觸球軸承，取軸承型號7309b，取

18、考慮套筒的長度，取4段：小齒輪寬度，為對小齒輪進行軸向定位，取4段軸長度為取5段：軸肩6段：為對軸承進行軸向定位且便于拆卸取7段：用于與軸承裝配取5） 確定軸上載荷由受力分析可知此軸的危險截面在齒輪軸段上因為兩個軸承是對稱布置，所以由圖可得解得總彎矩6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。由題意可知扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已確定軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得，因此上述計算應力滿足強度條件，故安全。ii軸設計計算1）已知：傳遞功率，轉速轉矩雙向傳動，10年，350天/年，8小時/天2）計算作用在i齒輪上

19、的力因已知蝸桿分度圓直徑3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。取i軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，考慮到i軸上的兩個鍵槽，軸徑再增大54）軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案大齒輪從軸的左端裝入，靠軸肩與軸端擋圈定位；左軸承從軸的左端裝入，靠擋油環(huán)定位。右軸承采用軸端擋圈，右軸承采用擋油環(huán)定位，大齒輪采用普通平鍵得到周向固定，采用調(diào)心球軸承和圓錐滾子軸承。1段：根據(jù)圓整得為對大齒輪軸向定位，1段軸比輪轂長度74mm短作為1段長度取2段：為使大齒輪軸向定位，取3段：考慮到ii軸較長，故取左邊軸承型號1213，取考慮擋油環(huán)的長度，取4段：取5段：蝸桿段6段：取7段：用于

20、軸向固定擋油環(huán)，取8段：用于安裝擋油環(huán)與軸承，考慮到ii軸受到徑向力與軸向力，故取圓錐滾子軸承型號30213，取6） 確定軸上載荷由受力分析可知此軸的危險截面在蝸桿軸段上由圖可得解得由圖可得解得總彎矩6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。由題意可知扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已確定軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得，因此上述計算應力滿足強度條件，故安全。iii軸設計計算1）已知：傳遞功率，轉速轉矩雙向傳動，10年，350天/年，8小時/天2）計算作用在i齒輪上的力因已知蝸輪分度圓直徑3）初步確定軸的最小直徑

21、選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。取i軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，考慮到iii軸上的兩個鍵槽，軸徑再增大12由之前的計算結果可得，選擇hl7 y型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度4） 軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案右軸承從軸的右端裝入，靠擋油環(huán)定位；左軸承從軸的左端裝入，并靠擋油環(huán)定位。半聯(lián)軸器靠軸肩定位，左軸承采用軸承端蓋，右軸承也采用軸承端蓋定位，半聯(lián)軸器靠軸端擋圈得到軸向固定，半聯(lián)軸器采用普通平鍵得到周向固定，采用圓錐滾子軸承和彈性柱銷聯(lián)軸器。（2）確定各軸段直徑和長度1段：根據(jù)圓整得選擇聯(lián)軸器型號為hl7型彈性柱銷聯(lián)軸器（y型）比輪轂長度212mm短作為1段長度取2

22、段：為使半聯(lián)軸器定位，2段軸直徑取3段：考慮到軸同時承受軸向力與徑向力故選取安裝圓錐滾子軸承，取軸承型號32224，取考慮擋油環(huán)的長度，取4段：蝸輪輪轂寬度，為對蝸輪進行軸向定位，取4段軸長度為取5段：軸肩用于對蝸輪軸向定位，取6段：用于安裝軸承，取5）確定軸上載荷由受力分析可知此軸的危險截面在蝸輪軸段上由圖可得解得由圖可得解得總彎矩6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面c）的強度。由題意可知扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已確定軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得，因此上述計算應力滿足強度條件，故安全。2. 聯(lián)軸器的選擇高

23、速級軸選擇hl4 y型聯(lián)軸器低速級軸選擇hl7 y型聯(lián)軸器三、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1） 軸上與聯(lián)軸器相聯(lián)處鍵的校核公稱直徑長度故選鍵擠壓強度滿足設計要求2）ii軸上鍵的校核與大齒輪相聯(lián)處公稱直徑長度故選鍵擠壓強度滿足設計要求3） iii軸上鍵的校核（1）與蝸輪相連處公稱直徑長度故選鍵擠壓強度滿足設計要求（2）與低速級聯(lián)軸器相聯(lián)處公稱直徑長度故選鍵擠壓強度滿足設計要求四、軸承的校驗1） i軸角接觸球軸承選用7309b型，參數(shù)：代號7309b4510025549159.539.8由于右邊軸承受壓緊所以計算軸承所受當量動載荷軸承工作無沖擊，故取第二個軸承計算工作溫度小于，溫度系數(shù)預期壽命故滿足壽命

24、要求2） 蝸桿軸上調(diào)心球軸承和圓錐滾子軸承調(diào)心球軸承代號ddbdadaey1y2crc12136512023741110.173.75.731.012.5圓錐滾子軸承代號ddtbcdadacrceyy03021365100232023.8741141201520.41.50.8計算軸承所受當量動載荷軸承工作無沖擊，所以故工作溫度小于，溫度系數(shù)預期壽命 故滿足壽命要求 故滿足壽命要求3） 渦輪軸上圓錐滾子軸承圓錐滾子軸承代號ddtbcdadacrceyy03222412021561.55852.31322034787580.441.40.8由于左邊軸承受壓緊所以計算軸承所受當量動載荷軸承工作無沖

25、擊，故取第一個軸承計算工作溫度小于，溫度系數(shù)預期壽命 故滿足壽命要求第三階段設計一、鑄件減速器機體結構外形設計1、鑄件減速器機體結構尺寸計算表名稱符號減速器及其形式關系機座壁厚0.04a+3mm=19mm,取20mm機蓋壁厚1，取20mm機座凸緣厚度1.5 =30mm機蓋凸緣厚度1.5 =30mm機座底凸緣厚度2.5= 50mm地腳螺釘直徑0.036a+12=26.4mm取30mm地腳螺釘數(shù)目6個軸承旁連接螺栓直徑0.75df=22.5mm取24mm機蓋與機座連接螺栓直徑(0.50.6)=16mm連接螺栓d2的間距150200mm軸承端蓋螺釘直徑(0.40.5)=12mm取m12檢查孔蓋螺釘直

26、徑(0.30.4)=10mm取m10定位銷直徑(0.70.8)d2=12mm大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離1.2=24mm取24mm齒輪端面與內(nèi)機壁距離=20mm取20mm機蓋肋厚 取30mm機座肋厚 取30mm軸承端蓋外徑2、減速器附件的選擇，在草圖設計中選擇包括：軸承蓋，凸臺，窺視孔，視孔蓋，油標，通氣孔，吊孔，螺塞，封油墊，氈圈等。3、潤滑與密封(潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇)減速器內(nèi)部的傳動零件和軸承都需要有良好的潤滑，這樣不僅可以減小摩擦損失，提高傳動效率，還可以防止銹蝕、降低噪聲。本減速器采用蝸桿下置式，所以蝸桿采用浸油潤滑，蝸桿浸油深度h大于等于1個螺牙高，但不高于蝸桿軸軸承最低滾動中心，減速器滾動軸承采用油脂潤滑。課程設計作為機械設計課程的一個綜合性實踐環(huán)節(jié)，是考察我們?nèi)嬲莆栈纠碚撝R的重要環(huán)節(jié)。本次是設計一個二級蝸輪齒輪減速器，減速器是用于電動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。課