機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書卷揚(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書題目：卷揚(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)一 工作條件1. 正反轉(zhuǎn)傳動(dòng)。2. 斷續(xù)工作,有輕微震動(dòng)。3. 啟動(dòng)載荷為公稱載荷的1.4倍。4. 每天工作8小時(shí)，壽命為5年，大修期2年，每年按300個(gè)工作日計(jì)算。二 原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸帶工作拉力F（N）： 3300卷筒的直徑D（mm）： 380運(yùn)輸帶速度V（m/s）： 1.0運(yùn)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(jī)械廠，可加工7-8級(jí)斜齒輪；動(dòng)力來源： 電力、三相交流380/220伏。三 設(shè)計(jì)內(nèi)容1. 電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算；2. 帶輪的傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算；3. 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)

2、算；4. 軸的設(shè)計(jì)；5. 滾動(dòng)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(jì)計(jì)算說明書的編寫。四 設(shè)計(jì)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(jì)說明書一份。一、傳動(dòng)方案的擬定及說明1傳動(dòng)方案 （方案已給）一個(gè)好的傳動(dòng)方案，除了首先滿足機(jī)器的功能要求外，還應(yīng)當(dāng)工作可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、傳動(dòng)效率高、成本低廉以及維護(hù)方便。要完全滿足這些要求是很困難的。在擬訂傳動(dòng)方案和對(duì)多種傳動(dòng)方案進(jìn)行比較時(shí)，應(yīng)根據(jù)機(jī)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(dòng)方案。該方案工作機(jī)有輕微振動(dòng)，輸入軸和輸出軸分別用帶傳動(dòng)與電機(jī)、聯(lián)軸器和

3、卷揚(yáng)機(jī)相聯(lián)，構(gòu)造簡(jiǎn)單、成本低，可傳遞較大扭矩，減速器部分采用兩級(jí)斜齒輪減速，即展開式二級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)。因?yàn)榇朔桨腹ぷ骺煽?、傳?dòng)效率高、維護(hù)方便、環(huán)境適應(yīng)行好，斜齒圓柱齒輪兼有傳動(dòng)平穩(wěn)和成本低的特點(diǎn)，同時(shí)選用展開式可以有效地減小橫向尺寸。示意圖如上 1電動(dòng)機(jī)；2帶傳動(dòng)；3齒輪傳動(dòng)；4聯(lián)軸器；5卷筒；6軸承電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇因?yàn)楸緜鲃?dòng)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(jié)系列三相異步交流的電動(dòng)機(jī)電壓380v。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、維護(hù)方便、價(jià)格低等優(yōu)點(diǎn)。一. 電動(dòng)機(jī)容量的選擇1. 工作機(jī)所需功率Pw 知F=3300 N V=1.0m/s 所以2

4、. 電動(dòng)機(jī)的輸出功率kw3. 確定電動(dòng)機(jī)額定功率因?yàn)閼?yīng)等于或稍大于。故選擇=4kw的電動(dòng)機(jī)。二. 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇工作機(jī)滾筒的轉(zhuǎn)速=60*1000*1.1/（3.14*400）=52.55r/min因?yàn)閮蓸O傳動(dòng)的總傳動(dòng)比最好不要超過20，故電動(dòng)機(jī)的同步轉(zhuǎn)小于等于*20=1051r/min,同時(shí)總傳動(dòng)比應(yīng)越接近20越好。故選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動(dòng)機(jī)。三. 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定根據(jù)上面步驟的計(jì)算，查表選出電動(dòng)機(jī)型號(hào)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(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) (以下公式引用自1P810)一. 總

5、傳動(dòng)比由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為：/其中 =960r/min52.55r/min故：18.27二. 合理分配各級(jí)傳動(dòng)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(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)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(jì)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(dòng)機(jī)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(xiàng) 目電動(dòng)機(jī)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（N·m）30.54030.232141.50550

7、9.394510.499傳動(dòng)比114.8733.7491效率10.990.96030.96030.9801傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算一. 高速嚙合齒輪的設(shè)計(jì) （以下公式引用自2第十章）1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1） 按方案（2）所示的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2） 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故精度等級(jí)選用7級(jí)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14°2 按齒

8、面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式（1021）試算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1） 試選Kt1.6（2） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （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(qiáng)度極限600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限550MPa；（8） 由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60j60×960×1×（8×300×10）1.382×h /1.382×/4

9、.873=2.837×h（9） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.95；1.07（10） 計(jì)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 0.95×600MPa570MPa 1.07×550MPa588.5MPa ()/2(570+588.5)=579.25MPa2） 計(jì)算（1） 試算小齒輪分度圓直徑,=mm=35.73mm（2） 計(jì)算圓周速度v=1.8m/s（3） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)b=1×35.73mm=35.73mm=1.73h=2.25=2.25×1.73mm=3.89mmb/h=35.73/3.89=9.19（

10、4） 計(jì)算縱向重合度 （5） 計(jì)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(jí)精度，由圖108查得動(dòng)載系數(shù)=1.07；由表104查的的計(jì)算公式和直齒輪的相同。故 =1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×10×35.73=1.586由表1013查得 =1.33由表103查得= =1.4。故載荷系數(shù) K=1×1.07×1.42×1.4=2.13（6） 按實(shí)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(jì)算模數(shù) =mm=1.91mm3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)

11、由式(1017) 1） 確定計(jì)算參數(shù)（1） 計(jì)算載荷系數(shù)K= =1×1.07×1.33×1.4=1.99（2） 根據(jù)縱向重合度=0.318×1×20×tan14=1.586，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù) 0.88（3） 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) =/cos=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(jì)算由圖（10-20C）查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500Mpa=380Mpa（7）

12、由圖（10-18）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.88=0.91（8） 計(jì)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(jì)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(jì)計(jì)算 =1.34對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(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=1.5，則=23.11取=27，則=274.873=1314 幾何尺寸計(jì)算1) 計(jì)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)

13、 計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑=41.695mm=202.306mm4) 計(jì)算齒輪寬度 b=mm=41.695mm圓整后取=42mm，=47mm5 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(jì)（以下引用公式均為2第十章）1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、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(duì)齒輪一樣2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式（1021）試算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（2） 由圖1026查得0.778，0.884，則（3） 由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)6

14、0j60×197.00×1×（8×300×10）2.837×h/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(jì)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1.07×600MPa642MPa1.16×550Mpa638MPa()/2(642+638)Mpa=640MPa 其他數(shù)據(jù)和上對(duì)齒輪的數(shù)據(jù)一樣2） 計(jì)算（1） 試算小齒輪分度圓直徑mm=56.43mm（2） 計(jì)算圓周速度v=0.58m/s（3） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)b=1&

15、#215;56.74mm=56.43mm=2.19h=2.25=2.25×2.19mm=4.93mmb/h=56.43/4.93=11.45（4） 計(jì)算縱向重合度 =1.982（5） 計(jì)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(jí)精度，由圖108查得動(dòng)載系數(shù)=1.035；由表104查的的計(jì)算公式和直齒輪的相同。故 =1.12+0.18(1+0.6×1)×1+0.23×10×56.74=1.42由圖1013查得 =1.33由表103查得= =1.4。故載荷系數(shù) K=1×1.035×1.4×1

16、.42=2.06（6） 按實(shí)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(jì)算模數(shù) =mm=2.38mm3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(1017) 1） 確定計(jì)算參數(shù)（1） 計(jì)算載荷系數(shù)K= =1×1.035×1.4×1.35=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(jì)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；=2.178（5） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得=1.637；=1

17、.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(jì)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(jì)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(jì)計(jì)算=1.90mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(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=2，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑=61.39mm應(yīng)有的齒數(shù)。于是由=29.28取=32，則=323.749

18、=1204. 幾何尺寸計(jì)算1） 計(jì)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(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑=66.105mm=247.895mm4） 計(jì)算齒輪寬度 b=d=mm=66.105mm圓整后取=75mm，=70mm5 .結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(shí)際速度速度誤差故齒輪設(shè)計(jì)符合要求軸的設(shè)計(jì)計(jì)算一. 初步確定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，先由式d初步確定軸的最小直徑(其中取10312

19、6)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(jì)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(dòng)軸承的選擇由以上的計(jì)算可以看出：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.

20、 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(dòng)機(jī)，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動(dòng)機(jī)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(dá)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(zhǎng)度的確定各段長(zhǎng)度的確定從左到右分述如下：g. 該段由聯(lián)軸器孔長(zhǎng)決定為60

21、mm；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(zhǎng)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(jí)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(zhǎng)為309mm。2) 軸的校核因?yàn)檫x的深溝球軸承，故可把其中點(diǎn)看作支承點(diǎn)，齒輪也做為點(diǎn)看待，作用點(diǎn)為其中點(diǎn)。各受力點(diǎn)與支撐點(diǎn)如下： 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度水平彎矩M=*d1/2=7.402N.m =314.71N

22、=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(xiǎn)點(diǎn)在受力點(diǎn)，即齒輪中心40Cr鋼對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力時(shí)軸的許用彎曲應(yīng)力為，又由于軸受的載荷為脈動(dòng)的，所以。W=高速軸校核安全。4. 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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45

23、mm。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(zhǎng)度a. a段軸承寬度為17mm，由于用脂潤(rùn)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(zhǎng)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(gè)齒輪，長(zhǎng)度取為10mmd. d段為小齒輪，長(zhǎng)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(rùn)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(zhǎng)度為17+10+7=34mm。中間軸總長(zhǎng)為204mm.2) 軸的校核因?yàn)檫x的深溝球軸承，故可把其中點(diǎn)看作支承點(diǎn)，齒

24、輪也做為點(diǎn)看待，作用點(diǎn)為其中點(diǎn)。各受力點(diǎn)與支撐點(diǎn)、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=543.41N=1062.86N5.校核軸的疲勞強(qiáng)度有上面的分析和彎扭圖可知：危險(xiǎn)點(diǎn)為兩個(gè)齒輪的中點(diǎn)40cr的強(qiáng)度極限為，

25、又由于軸受的載荷為脈動(dòng)的，所以故中間軸選用安全。5. 輸出軸機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)1) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)見零件圖2) 求軸上的載荷因?yàn)檫x的深溝球軸承，故可把其中點(diǎn)看作支承點(diǎn)，齒輪也做為點(diǎn)看待，作用點(diǎn)為其中點(diǎn)。各受力點(diǎn)與支撐點(diǎn)、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(qiáng)度滾動(dòng)軸承的計(jì)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。由于(1) 對(duì)軸承一，故當(dāng)量載荷(2) 對(duì)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

26、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(duì)軸承一因?yàn)?，故?dāng)量載荷(2) 對(duì)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(duì)軸承一由于，所以。故當(dāng)量載荷為2) 對(duì)軸承二因?yàn)?，故?dāng)量載荷4. 軸承壽命的校核鍵連接的選擇及校核計(jì)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(hào)鍵寬b×鍵高h(yuǎn)×鍵長(zhǎng)L

27、直徑d(mm)工作長(zhǎng)度l（mm）工作高度k（mm）轉(zhuǎn)矩T （N·m）高速軸110×8×503240430.232中間軸210×8×3638264141.505310×8×5638464141.505輸出軸416×10×5652405509.394514×9×8045664.5510.499二. 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(dòng)機(jī)之間的聯(lián)軸器電

28、動(dòng)機(jī)輸出軸與減速器高速軸之間聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算相聯(lián)時(shí)電動(dòng)機(jī)輸出軸與減速器高速軸相聯(lián)時(shí)，由于轉(zhuǎn)速較高。為減小啟動(dòng)載荷，緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和具有彈性的聯(lián)軸器。但由于聯(lián)軸器一端與電動(dòng)機(jī)相連，其孔徑受電動(dòng)機(jī)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(zhǎng)，裝配尺寸半聯(lián)軸器厚（1P163表17-3） 二. 輸出軸與工作機(jī)之間的聯(lián)軸器輸出軸與工作機(jī)之間聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)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(jī)不在同一機(jī)床上，要求有較大的軸線偏移補(bǔ)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

29、器 其主要參數(shù)如下：材料HT200公稱轉(zhuǎn)矩630N.m軸孔直徑 軸孔長(zhǎng) （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M27×1.5。二. 油面指示器選用游標(biāo)尺M(jìn)12，第二種型號(hào)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M12×1.5。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(rùn)滑與密封一、 齒輪潤(rùn)滑采用浸油潤(rùn)滑，由于低速級(jí)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(jí)大齒輪的10mm,定位11mm。二、 滾

30、動(dòng)軸承潤(rùn)滑由于軸承周向速度速度為2m/s左，選用脂潤(rùn)滑。三、 密封方法的選取當(dāng)軸不輸出時(shí)采用悶蓋式凸緣式軸承端蓋密封；當(dāng)軸要伸出時(shí)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(jì)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(shí)卻使整個(gè)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(shì)，這也是我在做此減速器的設(shè)計(jì)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

31、應(yīng)力，故軸的變形的及其微小，且工作機(jī)的載荷平穩(wěn)，所以此方案還是可行的，但沒有方案二好。由于時(shí)間緊迫，沒有經(jīng)驗(yàn)，所以這次的設(shè)計(jì)存在許多缺點(diǎn)，比如說齒輪的計(jì)算不夠精確，一些小零件選擇的有些隨意，缺乏必要的計(jì)算論證等等缺陷。不過，我相信，通過這次的實(shí)踐，我能在以后的設(shè)計(jì)中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動(dòng)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(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)。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(jī)械設(shè)計(jì)（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(cè)。2002年6月第一版。北

32、京：化學(xué)工業(yè)出版社，20024 劉朝儒，彭福蔭，高治一編。機(jī)械制圖（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(jì)與質(zhì)量控制基礎(chǔ)。1997年2月第一版。北京：中國(guó)計(jì)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(dòng)機(jī)型號(hào)：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(jí)精度20971

33、4°Kt1.62.43311.625189.8=579.25MPa35.73mm=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=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=6

34、6.105mm=247.895mm=75mm=70mm實(shí)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(zhǎng)為309mm高速軸選擇合格中間軸總長(zhǎng)為204mm中間軸選用安全=機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書題目：卷揚(yáng)機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)一 工作條件1. 正反轉(zhuǎn)傳動(dòng)。2. 斷續(xù)工作,有輕微震動(dòng)。3. 啟動(dòng)載荷為公稱載荷的1.4倍。4. 每天工作8小時(shí)，壽命為5年，大修期2年，每年按300個(gè)工作日計(jì)算。二 原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸帶工作拉力F（N）： 3300卷筒的直徑D（mm）： 380

35、運(yùn)輸帶速度V（m/s）： 1.0運(yùn)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(jī)械廠，可加工7-8級(jí)斜齒輪；動(dòng)力來源： 電力、三相交流380/220伏。三 設(shè)計(jì)內(nèi)容1. 電動(dòng)機(jī)的選擇與運(yùn)動(dòng)參數(shù)計(jì)算；2. 帶輪的傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算；3. 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算；4. 軸的設(shè)計(jì)；5. 滾動(dòng)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(jì)計(jì)算說明書的編寫。四 設(shè)計(jì)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(jì)說明書一份。一、傳動(dòng)方案的擬定及說明1傳動(dòng)方案 （方案已給）一個(gè)好的傳動(dòng)方案，除了首先滿足機(jī)器的功

36、能要求外，還應(yīng)當(dāng)工作可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、傳動(dòng)效率高、成本低廉以及維護(hù)方便。要完全滿足這些要求是很困難的。在擬訂傳動(dòng)方案和對(duì)多種傳動(dòng)方案進(jìn)行比較時(shí)，應(yīng)根據(jù)機(jī)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(dòng)方案。該方案工作機(jī)有輕微振動(dòng)，輸入軸和輸出軸分別用帶傳動(dòng)與電機(jī)、聯(lián)軸器和卷揚(yáng)機(jī)相聯(lián)，構(gòu)造簡(jiǎn)單、成本低，可傳遞較大扭矩，減速器部分采用兩級(jí)斜齒輪減速，即展開式二級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)。因?yàn)榇朔桨腹ぷ骺煽?、傳?dòng)效率高、維護(hù)方便、環(huán)境適應(yīng)行好，斜齒圓柱齒輪兼有傳動(dòng)平穩(wěn)和成本低的特點(diǎn)，同時(shí)選用展開式可以有效地減小橫向尺寸。示意圖如上 1電動(dòng)機(jī)；2帶傳動(dòng)；3齒輪傳動(dòng)；4聯(lián)軸器；5卷筒；6軸承電動(dòng)機(jī)的選

37、擇電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇因?yàn)楸緜鲃?dòng)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(jié)系列三相異步交流的電動(dòng)機(jī)電壓380v。其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、維護(hù)方便、價(jià)格低等優(yōu)點(diǎn)。一. 電動(dòng)機(jī)容量的選擇1. 工作機(jī)所需功率Pw 知F=3300 N V=1.0m/s 所以2. 電動(dòng)機(jī)的輸出功率kw3. 確定電動(dòng)機(jī)額定功率因?yàn)閼?yīng)等于或稍大于。故選擇=4kw的電動(dòng)機(jī)。二. 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇工作機(jī)滾筒的轉(zhuǎn)速=60*1000*1.1/（3.14*400）=52.55r/min因?yàn)閮蓸O傳動(dòng)的總傳動(dòng)比最好不要超過20，故電動(dòng)機(jī)的同步轉(zhuǎn)小于等于*20=1051r/min,同時(shí)總傳動(dòng)比應(yīng)越接近20

38、越好。故選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動(dòng)機(jī)。三. 電動(dòng)機(jī)型號(hào)的確定根據(jù)上面步驟的計(jì)算，查表選出電動(dòng)機(jī)型號(hào)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(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) (以下公式引用自1P810)一. 總傳動(dòng)比由電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速可確定傳動(dòng)裝置應(yīng)有的總傳動(dòng)比為：/其中 =960r/min52.55r/min故：18.27二. 合理分配各級(jí)傳動(dòng)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(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1. 各軸轉(zhuǎn)速 高速軸：=960r/min

39、 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(jì)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(dòng)機(jī)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

40、=509.394 N.m附：各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項(xiàng) 目電動(dòng)機(jī)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（N·m）30.54030.232141.505509.394510.499傳動(dòng)比114.8733.7491效率10.990.96030.96030.9801傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算一. 高速嚙合齒輪的設(shè)計(jì) （以下公式引用自2第十章）1 選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1） 按方案（2）所示的傳動(dòng)方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。2） 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故精度等

41、級(jí)選用7級(jí)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14°2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式（1021）試算，即 1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1） 試選Kt1.6（2） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （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

42、圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限550MPa；（8） 由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60j60×960×1×（8×300×10）1.382×h /1.382×/4.873=2.837×h（9） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)0.95；1.07（10） 計(jì)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 0.95×600MPa570MPa 1.07×550MPa588.5MPa ()/2(570+588.5)=579.25MPa2