1、课程设计(论文)课 题 名 称 设计慢速蜗轮传动绞车 学 生 姓 名 张永翔 学 号 48 系、年级专业 指 导 教 师 2013 年 9 月 27 日目 录第一章 总体方案的确定 1第二章 传动部件设计与计算 4第三章 齿轮的设计与校核 6第四章 轴和联轴器材料选择和主要零件11第五章 轴的结构设计和强度计算及校核13第六章 轴承及键的类型选择与校核19第七章 箱体及附件的设计21第八章 润滑和密封的设计23第九章 参考文献 27第 1 章 总体方案的确定计算步骤与说明 结果1.1 任务分析、传动方案拟订任务书中给出的是绞车卷筒,具体参数如下表 1工作参数表 1注:总传动比误差为+5%,转动
2、可逆转，间歇工作，载荷平稳；起动载荷为名义载荷的 1.25 倍。1电动机；2联轴器； 3圆柱斜齿轮减速器；4开式齿轮；5卷筒1.2、电动机的选择卷筒圆周力 F/N 11500卷筒转速 n(r/min) 40卷筒直径 D mm 350工作间隙 每隔 2 分钟工作一次，停机 5 分钟工作年限 10批量 大批选择电动机的内容包括：电动机类型、结构形式、容量和转速，要确定电动机具体型号。1.2.1 选择电动机类型和结构形式按工作要求和条件查表 14.1 和表 14.2，选取一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型 y系列三相异步电动机。具有高效节能、起动转矩大、性能好、噪声低、振动小、可靠性能好、功率等级安装尺寸
3、符合 IEC 标准及使用维护方便等优点。适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合，以及要求有较好的启动性能的机械。1.2.2 选择电动机的容量电动机容量选择是否合适,对电动机的正常工作和经济性多有影响.容量小于工作要求,会使电动机因超载而损坏,不能保证工作机正常工作;而容量选得过大,则电动机的体积大、价格高,性能又不能充分利用, ,并且由于效率和功率因数低而造成浪费1.2.3. 1、 电动机所需的工作功率:=wpFv0所以： =dpwFv10其中 F 为卷筒圆周力的有效功率，由已知条件可以得到 为卷筒效率，w为电动机至输出轴传动装置的总效率，包括轴承，圆柱齿轮传动及联轴器，电动机至工作机之间传
4、动装置的总效率为：= w12345式中， 、 、 、 、 、 分别为联轴器、减速器齿轮、轴承、开式齿轮、123456卷筒轴的轴承及卷筒的效率。由表 2.3 可以查到=0.97、 =0.97、 =0.99、 =0.96 =0.98， =0.96123456则： = =0.83w1234又已知卷筒卷速 n 为 40r/min,卷筒直径 D 为 350 mm,故电动机所需的工作功率为:=0.83w=10.2Kwdp= =（ Fn D）/（601000 1000 ）=10.2kwdpwv10w123.2. 确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为 =40 r/minwn按推荐的合理传动比范围，减速器传动比
5、=37，开式齿轮传动比 =36 则2i 2i总传动比的范围为 =942i故电动机转速的可选范围为= =（942）40r/mindniw=3601680r/min符合这一范围的同步转速有 750r/min、1000r/min、1500r/min, 再根据计算出的容量，考虑到起动载荷为名义载荷的 1.25 倍，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格等因素,为使传动比装置结构比较好,决定选用同步转速为 1000r/min 的电动机。由机械设计课程设计指导书选定电动机的主要性能如下表：电动机型号 额定功率同步转速 满载转速Y180L-6 15kw 1000r/min 970r/min=3601dn
6、680r/min电动机型号为：Y180L-6=970r/minmn第 2 章 传动部件设计与计算2.1.计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。2.1.2 总的传动比i = / =970/40=24.25mnw2.1.3 分配传动比 i= 1i2根据分配传动比的原则，机械设计课程设计手册可查得，单级减速器的传动比 :开式齿轮的传动比 : ,因此可以分配 =5， =4.85。 1i 2i1i22.2 计算传动装置及各轴的运动和动力参数2.2.1 各轴的转速I 轴 = =970r/min 1nm轴 = = =194r/min21i
7、9705轴（输出轴） = =194/4.85=40 r/min 3n2i2.2.2 各轴的输入功率I 轴 = =10.2 0.97=9.894kw1pdII 轴 = =9.8940.970.99=9.501 kw2P3III 轴（输出轴） = =9.5010.990.96=9.030 kw242.2.3 各轴的输入转距电动机的输出转距 为dT=9.55 =9.55 10.2/970=1.004 N.mmdT610mpn610510I 轴 = =10.04 0.97=9.741 N.mmIdT144i =24.25=51i=4.85。2=970r/min1n=194r/min2=40 r/min
8、 3n=9.894kw1p=9.501 kw2P=9.030 kw3=1.004dTN.mm510=9.741IN.mm4II 轴 = =9.741 0.975=4.7244 N.mmIT21i40510III 轴（输出轴）= =4.7244 0.990.964.85=2.178 N.mmII342i5 6最后将所计算的结果填入下表：各轴参数表轴 名参 数 电动机轴 轴 轴 轴转 速 r/min 970 970 192 55功率 Kw 10.2 9.894 9.501 9.030转矩 Nmm 1.004 5109.741 4104.722452.178 6102.3 轴的初步计算：轴选用 45
9、 钢，调质处理.C 值查表得 118106,可选 C=100.由轴的设计公式得：6133319.5010.921.832 7/minTPKwdCmnr623332. .6.6 /iTpW63339.5109.2105.2 /inTPKdCnr由于上式求出的直径，只宜作为承受转距作用的轴段的最小直径。当轴上开有键槽时， 应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱。当直径 d100 mm 时，单键应增大 5%7% ，双键应增大 10%15% 。所以：的最小直径为 21.69mm 增大后取 25mm1d的最小直径为 36.59mm 增大后取 38mm2的最小直径为 60.89mm 增大后取 70mm3=4.
10、7244ITN.mm510=2.178IN.mm6取 25mm1d取 38mm2取 70mm3第三章 齿轮的设计与校核3.1.减速齿轮传动的设计计算3.1.1 选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：由机械设计书表 6-3、表 6-6，选择小齿轮材料 40Gr 钢，调质处理，硬度为241286HBS， =686Mpa， =490 Mpa；Bs大齿轮材料 ZG35CrMo 铸钢，调质处理，硬度为 207269HBS ， =686Mpa，B=539Mpa；参考机械设计课本中表 6-5 可选精度等级为 8 级.s因 =5 取 =20， = =520=100 取 =1001i1z21iz2z实际传动比
11、U= / =100/20= 5 在传动比范围内。3.1.2 齿面接触疲劳强度设计:计算公式按式 6-18 1d2132()EHdZKTu取 =1.024 由图 6-21，软齿面齿轮，对称安装， =0.81.4 取 =1.1。由1T50 dd表 6-7 得使用系数 =1.25。由图 6-19a 试取动载系数 =1.15。由图 6-8，按齿轮Ak VK在两轴承中间对称布置，取 =1.06。由表 6-8，按齿面未硬化，斜齿轮，8 级精K度， /ba 1F所以轴承一为压紧端， = + =1012.83+798.2=1811.03N ；而轴承 21aF2a为放松端 = =1012.83N。2a4. 由表
12、 11-9 查得 e=0.685. = =1.20.68 =0.68=e.1arF85. 2arF6.由表 11-9 可得 故当量动载荷为： 0.41,.87,1,02XYXY=0.411489.45+0.871811.03=2186.27N，11rapF=11012.83+01012.83=1012.83N。22r计算所需的径向基本额定动载荷 rC7. 由轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，又 故应以轴承 1 的径12P向当量动载荷 为计算依据。应常温下工作，查表 11-6 得 =1，受中等冲1P tf击载荷，查表 11-7 得 =1.5 所以df1/3 1/316 60.24097()(2
13、0)8.61drhfpnCL Nt为轴承的使用时间 (小时)hL85h35.2rCKN=24.5KNor=1012.83N，1F=1012.83N，2+ a1e=0.680.41,.87,XY,2=1726.88N, 1P=1176.44N2=27597.4N1rC8. 查表 11-5 得 7208AC 轴承的径向基本额定动载荷 =35200N.rC6.2 键联结类型的选择及强度的校核6.2.1.键类型的选择选择键联结的类型应根据需要传递的转矩大小、载荷性质、转速高低、安装空间大小、轮毂在轴上的位置、轮在轴上的位置是否需要移动、是否需要键联结实现轮毂的轴向固定、传动对定心精度等工作要求,并结合
14、各种类型键的特点进行选择.6.2.2.键联结的尺寸选择键的长度根据轮毂长度确定,键长通常略短于轮毂长度,导向平键的长度选择还应考虑键的移动距离,所选键长应符合国家标准.国标中规定了键在宽度方向与键槽的三种不同方式的配合:一般键联接、较紧键联接、较松联接 .在这里我们选择一般联接.在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定.6.2.3 键校核公式：2ppTdlk6.2.3.1 小齿轮轴上键的选择及校核对要求与联轴器相连的键进行计算，根据轴径 d=25mm 查手册得安装的键型为 A 形键, 为 65，取标准键长 L=32。所以 l= L=32 mm bhk=0.5h=0.55= 2.5mm ， 293
15、07.84120.pTMPadlk6.2.3.2 大齿轮轴键的选择及校核要求与大齿轮配合的键进行计算，根据轴径 d=60mm 查手册得安装的键型为 A 形键, 为 128，取标准键长 L=52。所以 l=L=52 查得轻微冲击载bh荷时的许用挤压应力 120pk=0.5h=0.58=4mm， 524.83.812060pTMPadlk所以挤压强度足够.因为 1.29.6mm机座肋厚 mm=0.85 6m轴承端盖外径 2D； -轴承外径(凸35.d）（D缘式轴承盖尺寸见表 11-11轴承端盖凸缘厚度 e(11.2) 3轴承旁联接螺栓距离 S以 和 互不干涉为准，一般1Md3取 2DS上面表格中的
16、数据均在机械手册中查得。第 8 章 润滑和密封的设计8.1、润滑齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑. 齿轮圆周速度 5m/s 所以齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑;浸油润滑不但v起到润滑作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度 应不小于(3050)mm,对于圆柱齿轮一般为 12 个齿高，但不应1H小于 10 ，这个油面位置为最低油面.考虑使用中油不断蒸发损耗,还应给出一个最高油面.对于中小型减速器,其最高油面比最低油面高出 3050mm.此外还应保证传动件浸油深度最多不超过齿轮半径的 ,以
17、免油损失过大.对于采用浸油润滑143的多级传动,当低速级大齿轮浸油深度超过 ,的分度圆时,这时可减少低速级大齿轮浸油深度,而高速级采用溅油装置润滑.箱内保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到池底面的距离为 60mm。箱座内壁高度 ，箱盖高 可以从设计图上得出。换油时间为半dH年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、污染的程度。查手册选择 SH0357-192 中的 50 号工业闭式齿轮油润滑。注：设计时所查的表出自机械设计基础课程设计指导书8.2、密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖，窥视孔和放油孔的接合面等处
18、。8.2.1 轴伸出处的密封起作用是使滚动轴承与箱外隔绝,防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封，毡圈密封是填料密封的一种.在端盖上开出梯形槽,将矩形截面和毛毡圈放置在槽中以与旋转轴密全接触.毡圈式密封结构简单、价廉、安装方便、但因轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。因此轴的表面最好经抛光加工.如果轴的硬度高,表面粗糙度值小,就使用优异细毛毡.8.2.2 轴承内侧的密封该密封处选用挡油环密封，其作用用于油润滑轴承，防止过多的油、杂质进入轴承室以内以及啮合处的热油冲入轴承内。挡油环与轴承座孔之间应留有不大的间隙，以便让一定量的油能溅入
19、轴承室进行润滑。8.2.3 盖与箱座接合面密封在接合面上涂上密封胶。8.3 公差的设计对于联轴器的公差配合 ，轴承轴的公差配合选用 ，键的公差配合选用76Hh7Hh。7Hf8.4 附件8.4.1 窥视孔盖和窥视孔为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔，其大小至少应能伸进手去,以便操作盖板下应加防渗漏的垫片，窥视孔的长宽为 90mm70mm，厚度为6mm，孔数 5 个，用 M6：M8 的螺钉紧固。8.4.2 排油孔、放油油塞、通气器、油标为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座最底部设有排油孔，放油孔的螺纹小径应与机
20、体外壁取平,为便于加工,放油孔的机体外壁应有加工凸台，经机加工后成为放油螺塞头部的支承面，并加封油垫圈以免漏油,材料为石棉橡胶.放油螺塞带有细牙螺纹,本设计中取螺塞 M181.5 JB/T 1760-1991。为沟通箱内外的气流，应在箱盖顶部或窥视空板上安装通气器，可以使箱内的热胀气体自由的溢出,达到机体内外气压平衡.本设计中用网式通气器.数据查手册可得.为了检查减速器内的油面高度，应在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置油标。本次设计采用杆式油标 M12。油标尺倾斜插入油面,与水平面夹角不得小于 .458.4.3 吊耳和吊钩为拆卸及搬运减速器，应在箱盖上铸出吊耳环，并在箱座上铸出吊钩，吊钩和吊
21、耳的尺寸可以根据具体情况加以修改。8.4.4 定位销为了保证轴承座孔的加工和装配精度,在机盖和机座用螺栓连接后,在镗孔之前,在连接凸缘上配装两个定位销,其公称直径可取 ,定位销常安置在机体纵20.78dd向两侧连接凸缘上,并呈非对称布置,以保证定位效果.并圆整为标准值。定位销的总长度应稍大于机盖和机座连接凸缘和总厚度,本设计中取销 6 30 GB/T 117-2000 .8.4.5 启盖螺钉为了提高密封性能,机盖和机座连接的凸缘的结合面上常常涂有水玻璃或密封胶,因此,连接较紧,不易分开.于是在面盖凸缘上常有 个启盖螺钉.螺钉上的螺纹长度12应大于机盖凸缘的厚度.螺杆端部要做成圆柱形,或大倒角,
22、或半圆形,以免启盖时顶坏螺纹.其大小规格可与机盖和机座连接螺栓取同一规格.第 9 章 参考文献参考资料：1刘江南 郭克希主编.机械设计基础.长沙：湖南大学出版社，2005。2陈立德主编.机械设计基础课程设计指导书.北京：高等教育出版社，20043机械设计手册编委会主编.机械设计手册 第一卷.北京：机械工业出版社，20044刘鸿文主编.材料力学.第四版.北京: 高等教育出版社,20045刘朝儒、彭福荫、高政一主编.机械制图.第四版.北京：高等教育出版社，20056徐学林主编.互换性与测量技术基础.湖南大学出版社.20057. 孙岩、陈晓罗、熊涌主编.机械设计课程设计.北京理工大学出版社，20078.柴鹏飞.王晨光主编.机械设计课程设计指导书.北京.机械工业出版社. 2009(第二版)
