(卷筒絞車(chē)傳動(dòng)裝置)減速器設(shè)計(jì)（全套圖紙）

1、優(yōu)秀設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)絞車(chē)傳動(dòng)裝置 一、 課題：設(shè)計(jì)絞車(chē)傳動(dòng)裝置二、 工作條件和技術(shù)要求：1. 該傳動(dòng)裝置用于礦山卷筒絞車(chē)的傳動(dòng)系統(tǒng)中。2. 轎車(chē)三班制間斷工作，工作時(shí)間百分率為40%，機(jī)器使用期限為10年。3. 工作中有中等沖擊，允許速度誤差為5%。 三、 參考資料1 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)2 機(jī)械制圖3 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)4 機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)目錄一、確定傳動(dòng)方案. 1二、電動(dòng)機(jī)的選擇.2三、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的設(shè)定. 3四、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)和計(jì)算. 4五、軸的設(shè)計(jì)和計(jì)算. 12六、滾動(dòng)軸承的選擇及設(shè)計(jì)計(jì)算.20七、鍵連接的選擇及計(jì)算.22八、聯(lián)軸器的選擇.24九、減速器附件的選擇.24十、潤(rùn)滑和密封.25

2、 十一、設(shè)計(jì)體會(huì).25 十二、參考資料目錄.26 計(jì)算及說(shuō)明 結(jié)果傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)：一、 確定傳動(dòng)方案合理的傳動(dòng)方案首先要滿(mǎn)足機(jī)器的功能要求，例如傳遞功率的大小，轉(zhuǎn)速和運(yùn)動(dòng)形式。此外還要適應(yīng)工作條件，滿(mǎn)足工作可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、傳動(dòng)效率高、工藝性和經(jīng)濟(jì)性合理等要求。根據(jù)設(shè)計(jì)題目給出的轎車(chē)傳動(dòng)裝置的工作條件和技術(shù)要求，礦山卷筒轎車(chē)工作條件較為惡劣，故選用二級(jí)圓柱齒輪減速器。此方案適合于繁重及惡劣條件下長(zhǎng)期工作，使用維護(hù)方便。傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖如下所示： 1、電動(dòng)機(jī) 2、4聯(lián)軸器 3、減速器 5、絞車(chē)卷筒二、 選擇電動(dòng)機(jī)工作機(jī)效率設(shè)為0.98，由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)第二版表12-8獲取。 傳動(dòng)副的效

3、率： 工作機(jī)需輸入功率： 工作機(jī)工作轉(zhuǎn)速： 傳動(dòng)裝置總效率： 電動(dòng)機(jī)的輸出功率： 其中 ：主軸的所需功率 ：電動(dòng)機(jī)至主軸的傳動(dòng)裝置的總效率 ：聯(lián)軸器傳動(dòng)效率 ：軸承傳動(dòng)效率 ：圓柱齒輪傳動(dòng)效率電動(dòng)機(jī)的額定功率略大于即可，所以查表選擇電動(dòng)機(jī)的額定功率為5.50kw，型號(hào)為y132s-4，轉(zhuǎn)速n=1440r/min。 三、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的設(shè)定1、設(shè)定傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比： 其中 i總：傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比nm：電動(dòng)機(jī)的滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速w：工作機(jī)主軸轉(zhuǎn)速2、分配傳動(dòng)裝置各級(jí)傳動(dòng)比 其中 ：減速器的傳動(dòng)比：高速級(jí)斜齒圓柱斜齒輪的傳動(dòng)比 ：低速級(jí)斜齒圓柱斜齒輪的傳動(dòng)比根據(jù)圓柱齒輪承載的條件，對(duì)于同軸式減速器，兩級(jí)的傳

4、動(dòng)比長(zhǎng)近似取。高速級(jí)傳動(dòng)比，i1=6.3。i2=4.8。3、計(jì)算各個(gè)軸的轉(zhuǎn)速高速軸： 低速軸： 工作軸： 誤差估計(jì)：，小于運(yùn)輸機(jī)主軸轉(zhuǎn)速許用誤差5%，所以滿(mǎn)足工作軸的轉(zhuǎn)速要求。4、計(jì)算各個(gè)軸的輸入功率 高速軸： 中間軸： 工作軸： 5、計(jì)算各個(gè)軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)輸出軸： 高速軸： 中間軸： 工作軸： 將上述計(jì)算得到的運(yùn)動(dòng)很動(dòng)力參數(shù)列于下表： 軸名功率p(kw)轉(zhuǎn)矩t（n.mm）電機(jī)轉(zhuǎn)速n（r/min）傳動(dòng)比效率電機(jī)軸4.703.117 144011高速軸4.6063.05 14406.30.98中間軸4.421.845 228.574.80.98工作軸4.248.505 4.43 四、傳動(dòng)零件

5、設(shè)計(jì)計(jì)算1、減速器的高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)已知輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速，齒輪比，工作壽命10年，三班制間斷工作，工作中有中等沖擊。（1）、選定齒輪的類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) 1）、按圖所示的傳動(dòng)方案，選擇直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）、卷筒絞車(chē)為一般工作機(jī)，速度不高，故選用7級(jí)精度。（gb1009588） 3）、礦山機(jī)械中的齒輪傳動(dòng)，因?yàn)楣β瘦^大，工作速率較低，周?chē)h(huán)境中粉塵含量極高，所以常選用鑄鋼或鑄鐵等材料。查表選擇小齒輪為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，兩者硬度相差為40hbs。 4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 5）、選取螺旋角，初步選定螺旋角為（2

6、）、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1）、試選=1.6，域系數(shù)=2.433 2）、查表得：，3）、小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩4）、齒寬系數(shù) 5）、材料的彈性影響系數(shù)6）、按齒面強(qiáng)度查表得，小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。7）、應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 8）、接觸疲勞壽命系數(shù)，9）、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，則接觸疲勞許用應(yīng)力為： 10）、 11）、計(jì)算圓周速度 12）、計(jì)算齒寬b 及模數(shù) 13）、計(jì)算縱向重合度 14）、計(jì)算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)圓周速度v=3.74m/s，7級(jí)精度，查表得動(dòng)載系數(shù)，查表得的計(jì)算公式與直齒輪的相同有：查表得 所以載荷系數(shù) 15）、按實(shí)際的載荷

7、系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 16）、計(jì)算模數(shù)（3）、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）、載荷系數(shù) 2）、由重合度，查表得螺旋角影響系數(shù)3）、當(dāng)量齒數(shù)：4）、查表得齒形系數(shù)為： 應(yīng)力校正系數(shù)為：5）、查表得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 6）、查表得彎曲疲勞壽命系數(shù) 7）、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.48）、計(jì)算大小齒輪的，并加以比較兩者相比較，大齒輪的較大。所以 對(duì)于計(jì)算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取=2mm，已可滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。但是為了同時(shí)滿(mǎn)足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。 ，取=27齒，

8、取=103齒（4）、幾何尺寸的計(jì)算1）、中心距 將中心距圓整后為134mm 2）、按圓整后的中心距修正螺旋角：因?yàn)椋?改變不多，所以，不必修正。 3）、計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑：4）、計(jì)算齒輪寬度： 圓整后3、減速器低速級(jí)齒輪的傳動(dòng)設(shè)計(jì)。已知輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速，齒輪比，工作壽命10年，三班制間斷工作，工作中有中等沖擊。（1）、選定齒輪的類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1）、按圖所示的傳動(dòng)方案，選擇直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 2）、卷筒絞車(chē)為一般工作機(jī)，速度不高，故選用7級(jí)精度。（gb1009588） 3）、礦山機(jī)械中的齒輪傳動(dòng)，因?yàn)楣β瘦^大，工作速率較低，周?chē)h(huán)境中粉塵含量極高，所以常選用鑄鋼或鑄鐵等

9、材料。查表選擇小齒輪為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，兩者硬度相差為40hbs。 4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 5）、選取螺旋角，初步選定螺旋角為（2）、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1）、試選=1.6，域系數(shù)=2.433 2）、查表得：，3）、小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩4）、齒寬系數(shù) 5）、材料的彈性影響系數(shù)6）、按齒面強(qiáng)度查表得，小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。7）、應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 8）、接觸疲勞壽命系數(shù)，9）、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，則接觸疲勞許用應(yīng)力為： 10）、 11）、計(jì)算圓周速度 12）、計(jì)算齒寬b 及

10、模數(shù) 13）、計(jì)算縱向重合度 14）、計(jì)算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)v=1.53m/s，7級(jí)精度，查表得動(dòng)載系數(shù)，查表得：查表得 所以載荷系數(shù) 15）、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 16）、計(jì)算模數(shù)（3）、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）、載荷系數(shù) 2）、由重合度，查表得螺旋角影響系數(shù)3）、當(dāng)量齒數(shù)：4）、查表得齒形系數(shù)為： 應(yīng)力校正系數(shù)為：5）、查表得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 6）、查表得彎曲疲勞壽命系數(shù) 7）、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.48）、計(jì)算大小齒輪的，并加以比較兩者相比較，大齒輪的較大。所以 對(duì)于計(jì)算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)

11、大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取=3mm，已可滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。但是為了同時(shí)滿(mǎn)足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。 ，取=27齒 ，取=103齒（4）、幾何尺寸的計(jì)算1）、中心距 將中心距圓整后為167mm 2）、按圓整后的中心距修正螺旋角：因?yàn)椋?改變不多，所以，不必修正。 3）、計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑：4）、計(jì)算齒輪寬度： 圓整后五、軸的設(shè)計(jì) 已選電機(jī)y132s-4，其功率p=5.5kw，轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，電動(dòng)機(jī)軸徑為d=38mm，軸的伸長(zhǎng)度為e=80mm，中心高度h=132mm。1、 高速軸的設(shè)計(jì) （1）、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材

12、料為45鋼，初步估算軸的最小直徑為：根據(jù)傳動(dòng)裝置的工作條件，應(yīng)該用hl型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器（gb5014-85）。 計(jì)算轉(zhuǎn)矩： 其中取按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩和聯(lián)軸器應(yīng)該與電動(dòng)機(jī)軸相匹配的原則，查表選用hl3型彈性軸銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為630n.mm，軸孔直徑范圍在3040之間，故取，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度為82mm，半聯(lián)軸器與晝匹配的轂孔長(zhǎng)度 （2）、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）、為了滿(mǎn)足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的左1段d1=30mm，l1=84。2）、第2級(jí)軸徑d2=35mm,軸長(zhǎng)l2=46mm。3）初步選擇圓錐滾子軸承。因?yàn)檩S承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，所以選用單列圓錐滾子軸承。查表選用3620

13、8型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為只齒寬b=18mm,外徑d=80mm，內(nèi)徑d=40mm。故軸的左第3段軸徑d3=40mm,。4）、滾動(dòng)軸承采用套桶進(jìn)行軸向定位，查表得7309e型軸承的定位軸肩高度h=4mm，因此取。5）、因?yàn)楦咚偌?jí)小齒輪的齒根圓直徑d=51.5mm與安裝齒輪處的軸徑d=45mm 之差小于510mm,所以采用齒輪6）最后一段軸的直徑與左第3段相同，d5=40mm,取軸長(zhǎng)l5=40。（3）、對(duì)高速軸進(jìn)行校核 1） 對(duì)高速軸受力分析：齒輪的圓周力：齒輪的徑向力：齒輪的軸向力：1） 垂直面的彎矩b、d截面的垂直面支座反力、=266.38n, =453.8nb、d截面的垂直面級(jí)值彎矩：，

14、2） 水平面的彎矩b、d截面的水平支座反力、根據(jù)平衡公式得：解得：水平面的彎矩：3） 合成彎矩 （4）、對(duì)高速軸進(jìn)行強(qiáng)度校核 軸的危險(xiǎn)截面在c面處，c處危險(xiǎn)截面的抗彎模數(shù) 極值彎矩：高速軸屬于對(duì)稱(chēng)循環(huán)，查表可得a=0.3,且 所以高速軸滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。2、 中間軸的設(shè)計(jì)（1） 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，初步估算軸的最小直徑為： 所以可以選取軸的左邊第1段軸d1=40mm,l1=44mm，由此可以選擇合適的滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用36308型單列圓錐滾子軸承，其寬度b=23mm，外徑d=90mm，內(nèi)徑d=40mm。 第2段與低速級(jí)小齒輪配合d2=45

15、mm，取軸長(zhǎng)l2=90mm。第2段軸與第3段軸用軸肩隔開(kāi)，d3=55mm,l3=10mm。第4段與高速級(jí)大齒輪配合d4=45mm，取軸長(zhǎng)l2=60mm。第5段的參數(shù)與第1段相同。（3）、對(duì)中間軸進(jìn)行強(qiáng)度校核。1） 對(duì)高速軸受力分析：高速級(jí)大齒輪的圓周力：高速級(jí)大齒輪的徑周力：高速級(jí)小齒輪的軸向力：低速級(jí)小齒輪的圓周力：低速級(jí)小齒輪的徑向力：低速級(jí)小齒輪的軸向力：1） 垂直面的彎矩求垂直面的支座反力，由平衡公式可得：垂直面的極值彎矩：，2） 水平面的彎矩求水平面的支座反力，由平衡公式可得：水平面的極值彎矩：3） b、c截面的最大合成彎矩 （4）、對(duì)中間軸進(jìn)行強(qiáng)度校核 比較b、c截面的最大彎矩，可

16、知危c截面最危險(xiǎn)。對(duì)c截面進(jìn)行校核?？箯澞?shù) 極值彎矩：高速軸屬于對(duì)稱(chēng)循環(huán)，查表可得a=0.3,且 所以高速軸滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。1、 低速軸的設(shè)計(jì)（1） 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，初步估計(jì)軸的最小直徑為 由于此軸不是封閉軸，取，l1=104mm。第2段軸d2=60, 為了使軸端外露15nn,l2= mm。選取滾動(dòng)軸承，因?yàn)檩S承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用36313中型單列圓錐滾子軸承，其寬度b=33mm，外徑d=140mm，內(nèi)徑d=65mm，所以d3=65mm, l3= 33 mm。第4段軸的軸徑為d4=72mm,軸長(zhǎng)為l4= mm。第5斷是軸肩，用來(lái)定位齒輪，d5=80m

17、m,l5=12mm。第6段軸的軸徑為d6=70mm,軸長(zhǎng)為l6=85mm。第7段軸與圓錐滾子軸承配合，軸徑為d7=65mm,軸長(zhǎng)為l6= mm。2） 對(duì)低速軸受力分析：齒輪的圓周力：齒輪的徑向力：齒輪的軸向力：4） 垂直面的彎矩5） 水平面的彎矩6） 合成彎矩 （4）、對(duì)高速軸進(jìn)行強(qiáng)度校核 軸的危險(xiǎn)截面在c面處，c處危險(xiǎn)截面的抗彎模數(shù) 極值彎矩：高速軸屬于對(duì)稱(chēng)循環(huán)，查表可得a=0.3,且 所以高速軸滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。 六、滾動(dòng)軸承的選擇及設(shè)計(jì)計(jì)算1、高速軸滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 根據(jù)上面求得的軸在垂直面內(nèi)和水平面內(nèi)的支反力可知分析高速軸滾動(dòng)軸承：徑向載荷 軸向載荷 選擇圓錐滾子軸承36208，寬度18mm

18、，外徑d=80mm，額定動(dòng)載荷 ，額定靜載荷 查表得徑向載荷系數(shù)x=0.44，軸向載荷系數(shù)y=1.4 所以當(dāng)量動(dòng)載荷為： 軸承許用壽命：軸承壽命為：（小時(shí)）所以高速軸上的滾動(dòng)軸承符合要求。2、中間軸滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)根據(jù)上面求得的軸在垂直面內(nèi)和水平面內(nèi)的支反力分析高速軸滾動(dòng)軸承。徑向載荷 軸向載荷 選擇圓錐滾子軸承36308，寬度b=23mm，外徑d=90mm，額定動(dòng)載荷 ，額定靜載荷 查表得徑向載荷系數(shù)x=1，軸向載荷系數(shù)y=0所以當(dāng)量動(dòng)載荷為： 軸承許用壽命：軸承壽命為：（小時(shí)）3、低速軸滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)根據(jù)上面求得的軸在垂直面內(nèi)和水平面內(nèi)的支反力分析高速軸滾動(dòng)軸承。徑向載荷 軸向載荷 選擇圓錐

19、滾子軸承36313，寬度b=33mm，外徑d=140mm，額定動(dòng)載荷 ，額定靜載荷 查表得徑向載荷系數(shù)x=1，軸向載荷系數(shù)y=0 所以當(dāng)量動(dòng)載荷為： 軸承許用壽命：軸承壽命為：（小時(shí)）七、鍵連接的選擇及驗(yàn)算1、聯(lián)軸器鍵的選擇及校核高速軸直徑d=40mm, 半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度為84mm，因此選擇鍵的寬度b=12mm, 鍵高h(yuǎn)=8mm,鍵長(zhǎng)l=80mm。 查表得 故高速軸上的鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。1、 高速級(jí)大齒輪鍵的選擇及校核由于直徑d=45mm, 高速級(jí)大齒輪的寬度b1=60。因此選擇鍵的寬度b=14mm, 鍵高h(yuǎn)=9mm,鍵長(zhǎng)l=56mm。 查表得 故高速級(jí)大齒輪的鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。2、 低速級(jí)小齒輪鍵

20、的選擇及校核由于直徑d=45mm, 低速級(jí)小齒輪的寬度b1=90。因此選擇鍵的寬度b=14mm, 鍵高h(yuǎn)=9mm,鍵長(zhǎng)l=80mm。 查表得 故低速級(jí)小齒輪的鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。3、 低速級(jí)大齒輪鍵的選擇及校核由于直徑d=70mm, 低速級(jí)大齒輪的寬度b2=85。因此選擇鍵的寬度b=20mm, 鍵高h(yuǎn)=12mm,鍵長(zhǎng)l=80mm。 查表得 故低速級(jí)的鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。4、 鏈輪的鍵的選擇及校核由于直徑d=55mm,選擇鍵的寬度b=16mm, 鍵高h(yuǎn)=10mm,鍵長(zhǎng)l=100mm。 查表得 故鏈輪的鍵滿(mǎn)足強(qiáng)度要求八、聯(lián)軸器的選擇 已知高速軸的最小直徑和選擇電動(dòng)機(jī)的軸的直徑d=42mm，轉(zhuǎn)矩。在校核高速軸的強(qiáng)度時(shí)，選取的聯(lián)軸器的類(lèi)型為：hl3型彈性軸銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為630n.mm，軸孔直徑范圍在3040之間，故取，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度為82mm。九、減速器附件的選擇 1、箱體：用來(lái)支持旋轉(zhuǎn)軸和軸上零件，并為軸上傳動(dòng)零件提供封閉工作空間，防止外界灰砂侵入和潤(rùn)滑逸出，并起油箱作用，保證傳動(dòng)零件嚙合過(guò)程良好的潤(rùn)