(卷筒絞車傳動裝置)減速器設(shè)計（全套圖紙）

1、優(yōu)秀設(shè)計 設(shè)計題目：設(shè)計絞車傳動裝置 一、 課題：設(shè)計絞車傳動裝置二、 工作條件和技術(shù)要求：1. 該傳動裝置用于礦山卷筒絞車的傳動系統(tǒng)中。2. 轎車三班制間斷工作，工作時間百分率為40%，機器使用期限為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 機械設(shè)計基礎(chǔ)2 機械制圖3 機械設(shè)計課程設(shè)計4 機械設(shè)計實用手冊目錄一、確定傳動方案. 1二、電動機的選擇.2三、運動和動力參數(shù)的設(shè)定. 3四、傳動零件的設(shè)計和計算. 4五、軸的設(shè)計和計算. 12六、滾動軸承的選擇及設(shè)計計算.20七、鍵連接的選擇及計算.22八、聯(lián)軸器的選擇.24九、減速器附件的選擇.24十、潤滑和密封.25

2、 十一、設(shè)計體會.25 十二、參考資料目錄.26 計算及說明 結(jié)果傳動裝置的總體設(shè)計：一、 確定傳動方案合理的傳動方案首先要滿足機器的功能要求，例如傳遞功率的大小，轉(zhuǎn)速和運動形式。此外還要適應(yīng)工作條件，滿足工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、工藝性和經(jīng)濟性合理等要求。根據(jù)設(shè)計題目給出的轎車傳動裝置的工作條件和技術(shù)要求，礦山卷筒轎車工作條件較為惡劣，故選用二級圓柱齒輪減速器。此方案適合于繁重及惡劣條件下長期工作，使用維護方便。傳動系統(tǒng)簡圖如下所示： 1、電動機 2、4聯(lián)軸器 3、減速器 5、絞車卷筒二、 選擇電動機工作機效率設(shè)為0.98，由機械設(shè)計課程設(shè)計第二版表12-8獲取。 傳動副的效

3、率： 工作機需輸入功率： 工作機工作轉(zhuǎn)速： 傳動裝置總效率： 電動機的輸出功率： 其中 ：主軸的所需功率 ：電動機至主軸的傳動裝置的總效率 ：聯(lián)軸器傳動效率 ：軸承傳動效率 ：圓柱齒輪傳動效率電動機的額定功率略大于即可，所以查表選擇電動機的額定功率為5.50kw，型號為y132s-4，轉(zhuǎn)速n=1440r/min。 三、運動和動力參數(shù)的設(shè)定1、設(shè)定傳動裝置總傳動比： 其中 i總：傳動裝置的總傳動比nm：電動機的滿載轉(zhuǎn)速w：工作機主軸轉(zhuǎn)速2、分配傳動裝置各級傳動比 其中 ：減速器的傳動比：高速級斜齒圓柱斜齒輪的傳動比 ：低速級斜齒圓柱斜齒輪的傳動比根據(jù)圓柱齒輪承載的條件，對于同軸式減速器，兩級的傳

4、動比長近似取。高速級傳動比，i1=6.3。i2=4.8。3、計算各個軸的轉(zhuǎn)速高速軸： 低速軸： 工作軸： 誤差估計：，小于運輸機主軸轉(zhuǎn)速許用誤差5%，所以滿足工作軸的轉(zhuǎn)速要求。4、計算各個軸的輸入功率 高速軸： 中間軸： 工作軸： 5、計算各個軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機輸出軸： 高速軸： 中間軸： 工作軸： 將上述計算得到的運動很動力參數(shù)列于下表： 軸名功率p(kw)轉(zhuǎn)矩t（n.mm）電機轉(zhuǎn)速n（r/min）傳動比效率電機軸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、傳動零件

5、設(shè)計計算1、減速器的高速級齒輪傳動的設(shè)計已知輸入功率，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）、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1）、按圖所示的傳動方案，選擇直齒圓柱齒輪傳動。 2）、卷筒絞車為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。（gb1009588） 3）、礦山機械中的齒輪傳動，因為功率較大，工作速率較低，周圍環(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、）、按齒面接觸強度設(shè)計 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）、按齒面強度查表得，小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。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）、計算圓周速度 12）、計算齒寬b 及模數(shù) 13）、計算縱向重合度 14）、計算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)圓周速度v=3.74m/s，7級精度，查表得動載系數(shù)，查表得的計算公式與直齒輪的相同有：查表得 所以載荷系數(shù) 15）、按實際的載荷

7、系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 16）、計算模數(shù)（3）、按齒根彎曲強度設(shè)計1）、載荷系數(shù) 2）、由重合度，查表得螺旋角影響系數(shù)3）、當量齒數(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度極限 6）、查表得彎曲疲勞壽命系數(shù) 7）、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.48）、計算大小齒輪的，并加以比較兩者相比較，大齒輪的較大。所以 對于計算結(jié)果，由齒輪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=2mm，已可滿足彎曲強度。但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。 ，取=27齒，

8、取=103齒（4）、幾何尺寸的計算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：因為， 改變不多，所以，不必修正。 3）、計算大小齒輪的分度圓直徑：4）、計算齒輪寬度： 圓整后3、減速器低速級齒輪的傳動設(shè)計。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）、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 1）、按圖所示的傳動方案，選擇直齒圓柱齒輪傳動。 2）、卷筒絞車為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。（gb1009588） 3）、礦山機械中的齒輪傳動，因為功率較大，工作速率較低，周圍環(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）、按齒面接觸強度設(shè)計 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）、按齒面強度查表得，小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限。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）、計算圓周速度 12）、計算齒寬b 及

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

11、大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=3mm，已可滿足彎曲強度。但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。 ，取=27齒 ，取=103齒（4）、幾何尺寸的計算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：因為， 改變不多，所以，不必修正。 3）、計算大小齒輪的分度圓直徑：4）、計算齒輪寬度： 圓整后五、軸的設(shè)計 已選電機y132s-4，其功率p=5.5kw，轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，電動機軸徑為d=38mm，軸的伸長度為e=80mm，中心高度h=132mm。1、 高速軸的設(shè)計 （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)傳動裝置的工作條件，應(yīng)該用hl型彈性柱銷聯(lián)軸器（gb5014-85）。 計算轉(zhuǎn)矩： 其中取按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩和聯(lián)軸器應(yīng)該與電動機軸相匹配的原則，查表選用hl3型彈性軸銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630n.mm，軸孔直徑范圍在3040之間，故取，半聯(lián)軸器的長度為82mm，半聯(lián)軸器與晝匹配的轂孔長度 （2）、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）、為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的左1段d1=30mm，l1=84。2）、第2級軸徑d2=35mm,軸長l2=46mm。3）初步選擇圓錐滾子軸承。因為軸承同時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）、滾動軸承采用套桶進行軸向定位，查表得7309e型軸承的定位軸肩高度h=4mm，因此取。5）、因為高速級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l5=40。（3）、對高速軸進行校核 1） 對高速軸受力分析：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）、對高速軸進行強度校核 軸的危險截面在c面處，c處危險截面的抗彎模數(shù) 極值彎矩：高速軸屬于對稱循環(huán)，查表可得a=0.3,且 所以高速軸滿足強度要求。2、 中間軸的設(shè)計（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軸承。因為軸承同時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段與低速級小齒輪配合d2=45

15、mm，取軸長l2=90mm。第2段軸與第3段軸用軸肩隔開，d3=55mm,l3=10mm。第4段與高速級大齒輪配合d4=45mm，取軸長l2=60mm。第5段的參數(shù)與第1段相同。（3）、對中間軸進行強度校核。1） 對高速軸受力分析：高速級大齒輪的圓周力：高速級大齒輪的徑周力：高速級小齒輪的軸向力：低速級小齒輪的圓周力：低速級小齒輪的徑向力：低速級小齒輪的軸向力：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）、對中間軸進行強度校核 比較b、c截面的最大彎矩，可

16、知危c截面最危險。對c截面進行校核?？箯澞?shù) 極值彎矩：高速軸屬于對稱循環(huán)，查表可得a=0.3,且 所以高速軸滿足強度要求。1、 低速軸的設(shè)計（1） 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，初步估計軸的最小直徑為 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。選取滾動軸承，因為軸承同時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,軸長為l4= mm。第5斷是軸肩，用來定位齒輪，d5=80m

17、m,l5=12mm。第6段軸的軸徑為d6=70mm,軸長為l6=85mm。第7段軸與圓錐滾子軸承配合，軸徑為d7=65mm,軸長為l6= mm。2） 對低速軸受力分析：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）、對高速軸進行強度校核 軸的危險截面在c面處，c處危險截面的抗彎模數(shù) 極值彎矩：高速軸屬于對稱循環(huán)，查表可得a=0.3,且 所以高速軸滿足強度要求。 六、滾動軸承的選擇及設(shè)計計算1、高速軸滾動軸承的設(shè)計 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 所以當量動載荷為： 軸承許用壽命：軸承壽命為：（小時）所以高速軸上的滾動軸承符合要求。2、中間軸滾動軸承的設(shè)計根據(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所以當量動載荷為： 軸承許用壽命：軸承壽命為：（小時）3、低速軸滾動軸承的設(shè)計根據(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 所以當量動載荷為： 軸承許用壽命：軸承壽命為：（小時）七、鍵連接的選擇及驗算1、聯(lián)軸器鍵的選擇及校核高速軸直徑d=40mm, 半聯(lián)軸器的長度為84mm，因此選擇鍵的寬度b=12mm, 鍵高h=8mm,鍵長l=80mm。 查表得 故高速軸上的鍵滿足強度要求。1、 高速級大齒輪鍵的選擇及校核由于直徑d=45mm, 高速級大齒輪的寬度b1=60。因此選擇鍵的寬度b=14mm, 鍵高h=9mm,鍵長l=56mm。 查表得 故高速級大齒輪的鍵滿足強度要求。2、 低速級小齒輪鍵

20、的選擇及校核由于直徑d=45mm, 低速級小齒輪的寬度b1=90。因此選擇鍵的寬度b=14mm, 鍵高h=9mm,鍵長l=80mm。 查表得 故低速級小齒輪的鍵滿足強度要求。3、 低速級大齒輪鍵的選擇及校核由于直徑d=70mm, 低速級大齒輪的寬度b2=85。因此選擇鍵的寬度b=20mm, 鍵高h=12mm,鍵長l=80mm。 查表得 故低速級的鍵滿足強度要求。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=10mm,鍵長l=100mm。 查表得 故鏈輪的鍵滿足強度要求八、聯(lián)軸器的選擇 已知高速軸的最小直徑和選擇電動機的軸的直徑d=42mm，轉(zhuǎn)矩。在校核高速軸的強度時，選取的聯(lián)軸器的類型為：hl3型彈性軸銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630n.mm，軸孔直徑范圍在3040之間，故取，半聯(lián)軸器的長度為82mm。九、減速器附件的選擇 1、箱體：用來支持旋轉(zhuǎn)軸和軸上零件，并為軸上傳動零件提供封閉工作空間，防止外界灰砂侵入和潤滑逸出，并起油箱作用，保證傳動零件嚙合過程良好的潤