礦用回柱絞車傳動裝置設計-課程設計

1、機械設計課程設計計算說明書題目: 礦用回柱絞車傳動裝置設計姓名： 學院： 專業(yè)： 學號： 班級： 指導老師： 目 錄一、機械設計課程設計任務書3（1）原始技術數據4（2）設計要求4（3）總體布置簡圖5二、機械裝置的總體方案設計5（1）電動機選擇6（2）分配傳動比7（3）運動和動力參數計算8三、主要零部件的設計計算10（1）直齒輪傳動設計計算10（2）蝸桿傳動設計計算15（3）內嚙合齒輪傳動設計計算20四、傳動軸設計計算26（1）電機軸的確定26（2）輸入端聯(lián)軸器祖選擇26（3）高速軸設計計算26（4）蝸桿軸設計計算29（5）蝸輪軸設計計算33五、鍵連接及軸承設計計算36（1）鍵連接的選擇及校核

2、36（2）軸承的校驗37（3）聯(lián)軸器的選擇41五、減速器箱體及附件的設計選擇（1）箱體結構尺寸42（2）減速器附件選擇43六、參考文獻45設計題目 F. 礦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（工作于間歇時間比為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）生產批量 小批生產；（8）生產廠型 中型機械廠。2.原始數據 題號鋼繩牽引力（KN）鋼繩最大速度（m/s）繩筒直徑

3、（mm）鋼繩直徑（mm）最大纏繞層數F3450.202501563.設計任務 （1）設計內容 電動機選型；閉式式齒輪設計；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；設計計算說明書1份。4.設計要求（1）要求蝸桿減速器設計成：阿基米德蝸桿減速器；圓弧齒輪柱蝸桿減速器；設計者自定的型式（2）第一級齒輪與蝸桿傳動合并設計成閉式齒輪蝸桿減速器。設計計算依據和過程計算結果第一階段一、總體設計1. 分析傳動裝置的組成和特點，確定傳動方案2. 電動機選擇（1）電動機輸出功率計算若已知工作機上作用力和線速度時：若已知工作機上的阻力和轉

4、速時： 本設計中:已知滾筒上鋼繩的牽引力：鋼繩的最大線速度：的計算：查表9-1得卷筒：滾動軸承：（低速）梅花彈性聯(lián)軸器：（高速）撓性聯(lián)軸器：卷繩輪：油池內油的飛濺和密封摩擦：8級精度油潤滑的齒輪傳動：油潤滑的雙頭蝸桿：加工齒的開式齒輪傳動（脂潤滑）：（2）確定電動機型號：電動機所需額定功率和電動機輸出功率之間有以下關系：根據工作情況取查表16-2得：綜合選用電動機：Y180L-4 型額定功率=22KW，滿載轉速=1470r/min3.傳動比分配（1）總傳動比 滾筒最大直徑=D+ mm式中： 繩筒直徑；鋼繩直徑。滾筒的轉速=（2）傳動比分配聯(lián)軸器： 外嚙合齒輪傳動比：蝸輪蝸桿：(ZA閉式)聯(lián)軸器

5、： 內嚙合齒輪：4.傳動裝置運動參數的計算 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、IV軸。（1） 各軸轉速計算電動機軸轉速 第I軸轉速 第II軸轉速 第III軸轉速 第IV軸轉速 卷筒軸轉速 （2）各軸功率的計算電動機軸功率 第I軸功率 第II軸功率 第III軸功率 第IV軸功率 卷筒軸功率 （3）各軸扭矩的計算電動機軸扭矩第I軸扭矩 第II軸扭矩 第III軸扭矩 第IV軸扭矩 卷筒軸扭矩 （4）各軸轉速、功率、扭矩、傳動比、效率列表軸號轉速輸出功率輸出扭矩傳動比效率電機軸147018.53120.38I147017.80115.6410.96II73515.76

6、204.7720.89III36.7512.543258.69200.80IV36.7511.803066.3910.94卷筒軸9.1910.8711295.814.000.92二、傳動零件設計計算1. 直齒圓柱齒輪傳動設計計算已知：高速齒輪傳遞功率小齒輪轉速，傳動比(1) 選擇齒輪材料，確定許用應力由機械設計表10-1選小齒輪材料：40Cr調質，大齒輪材料：45鋼正火，許用接觸應力由機械設計式10-12：接觸疲勞極限由機械設計圖10-21得接觸強度壽命系數，應力循環(huán)次數由機械設計式10-13由機械設計圖10-19得，接觸強度最小安全系數則許用彎曲應力由機械設計式10-12彎曲疲勞極限由機械設

7、計圖10-20彎曲強度最小安全系數由機械設計圖10-18得，(2) 齒面接觸疲勞強度設計計算小輪分度圓直徑由機械設計式10-9得齒寬系數由機械設計表10-7（按齒輪相對軸承為非對稱布置）小齒輪齒數由推薦值內取大齒輪齒數齒數比傳動比誤差小輪轉矩載荷系數使用系數由機械設計表10-2取動載系數由機械設計圖10-8取齒間載荷分配系數由機械設計表10-3取齒間載荷分布系數由機械設計表10-4取載荷系數：材料彈性系數由機械設計表10-6取節(jié)點區(qū)域系數 故：齒輪模數由機械原理圓整 2.5圓周速度（3）齒根彎曲疲勞強度校核計算由機械設計式10-5a 齒形系數由機械設計表10-5小輪大輪應力修正系數由機械設計表

8、10-5小輪大輪故滿足校核要求(4)齒輪其它主要尺寸計算小輪分度圓直徑大輪分度圓直徑齒根圓直徑 齒頂圓直徑 標準中心距齒寬大齒輪齒寬小齒輪齒寬2. 減速器蝸桿傳動設計計算 已知：選用ZA閉式，蝸桿傳遞功率:,蝸桿轉速：，蝸輪轉速：；(1) 材料選擇：蝸桿：45號鋼表面淬火，表面硬度：45-55HRC蝸輪：ZCuSn10P1（金屬模鑄造） 為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造（2）許用應力： 蝸輪許用接觸應力蝸輪的基本許用接觸應力，由機械設計表11-7查得 應力循環(huán)次數： 接觸強度的壽命系數則蝸輪許用接觸應力蝸輪的許用彎曲應力：蝸輪的基本許用彎曲應力，由機械設計

9、表11-8查得彎曲強度的疲勞壽命系數則蝸輪的許用彎曲應力(3)齒面接觸疲勞強度設計計算 由機械設計式11-10 ：式中：蝸桿頭數:蝸輪齒數:蝸輪轉矩:載荷系數:取使用系數:動載系數:齒向載荷分布系數:則有：材料彈性系數：鑄錫青銅查機械設計表11-2得模數:蝸桿分度圓直徑:蝸桿導程角:蝸輪分度圓直徑:蝸輪圓周速度:（4）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11-11得蝸輪齒形系數蝸輪的當量齒數蝸桿變位系數查機械設計圖11-19 螺旋角影響系數 滿足齒根彎曲疲勞強度要求 (5) 熱平衡計算由機械設計式11-22可得蝸桿傳動保持正常工作溫度所需散熱面積為傳動效率:嚙合效率:由機械設計

10、式11-20滑動速度:由查機械設計表11-18當量摩擦角則由于軸承摩擦及攪油時濺油耗損不大，故取 則大于原估計值0.80，所以不需重算散熱系數按通風良好，取油的工作溫度:周圍空氣溫度:（6）其它主要尺寸計算 齒頂高系數蝸桿：蝸桿齒頂圓直徑：蝸桿齒根圓直徑蝸桿螺紋部分長度變位系數蝸輪：蝸輪喉圓直徑蝸輪根圓直徑蝸輪頂圓直徑取蝸輪寬度 3.內嚙合齒輪傳動設計計算(滾筒齒輪組)已知：高速齒輪傳遞功率小齒輪轉速，傳動比小輪轉矩（1）選擇齒輪材料，確定許用應力由機械設計表10-1選小齒輪材料：40Cr調質， 大齒輪材料：45鋼正火， 許用接觸應力由機械設計式10-12接觸疲勞極限由機械設計圖10-21得接

11、觸強度壽命系數，應力循環(huán)次數由機械設計式10-13知：由機械設計圖10-19得，接觸強度最小安全系數則許用彎曲應力由機械設計式10-12彎曲疲勞極限由機械設計圖10-20彎曲強度最小安全系數由機械設計圖10-18得，則(2) 齒根彎曲疲勞強度校核計算齒輪模數：載荷系數使用系數由機械設計表10-2取動載系數由機械設計圖10-8取齒間載荷分配系數由機械設計表10-3取齒間載荷分布系數由機械設計表10-4取載荷系數：小輪轉矩齒寬系數由機械設計表10-7（按齒輪相對軸承為非對稱布置）小齒輪齒數由推薦值中取大齒輪齒數（圓整為72）齒數比傳動比誤差齒形系數由機械設計表10-5小輪大輪應力修正系數由機械設計

12、表10-5小輪大輪計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大則齒輪模數開式齒輪擴大圓整取 （3）齒面接觸疲勞強度校核計算由機械設計式10-8節(jié)點區(qū)域系數 材料彈性系數由機械設計表10-6?。?） 齒輪其它主要尺寸計算小齒輪分度圓直徑大齒輪分度圓直徑齒根圓直徑 齒頂圓直徑標準中心距齒寬大齒輪齒寬小齒輪齒寬第二階段一、裝配圖設計二、傳動軸的設計計算1、電機軸的確定電機型號Y180L-4,按照此型號選取相應軸。2、輸入端聯(lián)軸器選擇已知電機軸輸出扭矩為120.38Nm，轉速為1470r/min由機械設計課程上機與設計表14-6選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器轉速n=1470 r/min轉矩T=120.38 Nm

13、軸孔長度L=82 mm,直徑d=40mm3、 高速軸設計已知：傳遞功率，轉速轉矩： 軸上齒輪分度圓直徑使用壽命：10年，350天/年，8小時/天1、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計基礎查表15-3知選取A0=126，于是得考慮到軸上有一個鍵槽，按軸徑增大7%考慮故2、作用在齒輪上的力3、軸的結構設計1）軸上零件的裝配方案2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）I-II段、V-VI段軸安裝軸承6012。2）為使軸承便于安裝與拆卸，取I-II段軸長為15mm、V-VI段軸長為15mm，軸徑為60mm。3）為便于軸承拆卸與定位取II-III、IV-V段軸長為1

14、1mm，軸徑為64mm。4）III-IV段已知。5）VI-VII段取軸徑54mm，軸長50mm。6）VII-VIII段與聯(lián)軸器相連，由聯(lián)軸器型號可取軸長70mm，軸徑40mm。4、求軸上載荷根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。再根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 5、按彎扭合成應力校核軸的強度結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面A是軸 的危險截面。所以只校核截面A的強度。由于軸受的載荷脈動循環(huán)變應力，所以取。軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計基礎查得。因此，故安全。4、 蝸桿軸設計已知：傳遞功率，轉速轉矩： 軸上齒輪分度圓直徑使用壽命：10年，350天/年，8小時/天

15、1、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計基礎查表15-3選取A0=126，于是得考慮到軸上有一個鍵槽，按軸徑增大7%考慮故2、蝸輪作用在蝸桿上的力3、軸的結構設計1）軸上零件的裝配方案2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）I-II段軸用于安裝齒輪，軸徑60mm。軸長105mm。2）II-III段用于安裝套筒并壓住軸承，軸徑72mm，軸長60mm。3）III-IV段用于安裝軸承，軸徑80mm。軸長19mm，軸承型號為61916。4）IV-V段軸承定位，軸徑90mm。軸長10mm。5）V-VI段用于軸的加長，軸徑80mm。軸長115mm。6）VI-VII段軸已

16、知。7）VII-VIII段用于軸的加長，軸徑80mm，軸長85mm。8）VIII-IX段用于軸承定位，軸徑90mm，軸長10mm。9）IX-X段用于安裝軸承，軸徑80mm，軸長53mm，軸承型號為一對30216軸承。10）X-XI段用于安裝圓螺母，螺紋內徑68.4mm，軸長37mm。4、求軸上載荷根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。再根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 5、按彎扭合成應力校核軸的強度結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面A是軸 的危險截面。所以只校核截面A的強度。由于軸受的載荷脈動循環(huán)變應力，所以取。軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計基礎查得。因此，故安

17、全。6、精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面 截面A上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑較大，故不必校核。截面應力集中，且左側軸直徑較小。故對截面左側進行較核即可。（2）截面左側截面左側的彎矩M為截面左側的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的轉切應力為軸的材料為45鋼，調質處理。由機械設計基礎查表得，由機械設計基礎查表，經插值后查得，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數，又由機械設計基礎查得軸的材料敏感系數為，故有效應力集中系數為由機械設計基礎查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，軸采用磨削加工，查表得表面質量系數為，軸表面未經強化處理，即，按機械設計基礎計算式得綜合系數值為又由機械設

18、計基礎所學內容得碳鋼的特性系數，于是，計算軸的疲勞安全系數為故軸的選用安全。5、蝸輪軸設計已知：傳遞功率， 轉速轉矩： 使用壽命：10年，350天/年，8小時/天1、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據機械設計基礎查表15-3選取A0=126，于是得考慮到軸上有一個鍵槽，按軸徑增大7%考慮故2、作用在齒輪上的力3、軸的結構設計1）軸上零件的裝配方案2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）I-II段、IV-V段軸安裝軸承30224，內徑120mm。2）為使軸承便于安裝與拆卸，取I-II段軸長為43mm、IV-V段軸長為54mm，軸徑均為120mm。3）為便于軸承拆卸與

19、定位取II-III段軸長為9mm，軸徑為140mm。4）III-IV段用于安裝蝸輪，取軸徑128mm，軸長177.5mm。5）V-VI段取軸徑110mm，軸長80mm。6）VI-VII段與聯(lián)軸器相連，由聯(lián)軸器型號可取軸長160mm，軸徑100mm。4、求軸上載荷根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。再根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 5、按彎扭合成應力校核軸的強度結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面A是軸 的危險截面。所以只校核截面A的強度。由于軸受的載荷脈動循環(huán)變應力，所以取。軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計基礎查得。因此，故安全。三、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1）I

20、軸上與聯(lián)軸器相聯(lián)處鍵的校核公稱直徑，鍵 b×h×L=12×8×63 單鍵深度：軸槽深，輪轂槽深擠壓強度=125MPa滿足設計要求2）II軸上鍵的校核公稱直徑，鍵 b×h×L=18×11×100 單鍵深度：軸槽深，輪轂槽深擠壓強度=125 MPa滿足設計要求3）III軸上鍵的校核（1）與齒輪相聯(lián)處公稱直徑，鍵 b×h×L=32×18×140 單鍵深度：軸槽深，輪轂槽深擠壓強度=125 MPa滿足設計要求（2）與聯(lián)軸器相聯(lián)處公稱直徑，鍵 b×h×L=28

21、15;16×140 單鍵深度：軸槽深，輪轂槽深擠壓強度=125 MPa滿足設計要求四、軸承的校驗1、軸（高速軸）軸承6012軸承1所受徑向力由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為查表可得Cr=31.5KN軸承壽命滿足要求 2、蝸桿處軸承左邊軸承：6216 軸承所受徑向力為由于為一般載荷，所以載荷系數為，故當量載荷為查表可得Cr=71.5KN軸承壽命滿足要求右邊軸承30316：當指向里端軸承時偏于危險 軸承“1”被壓緊，“2”被放松。計算軸承所受當量動載荷由于為一般載荷，所以載荷系數為工作溫度小于，溫度系數查表可得Cr=278KN軸承壽命滿足要求3蝸輪處軸承 軸承型號為30224

22、 當指向里端軸承時偏于危險 軸承“1”被壓緊，“2”被放松。計算軸承所受當量動載荷由于為一般載荷，所以載荷系數為工作溫度小于，溫度系數查表可得Cr=338KN軸承壽命滿足要求五、聯(lián)軸器的選擇(1)由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為1.3，計算轉矩查得HL7彈性柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為，許用的最大轉速為2240r/min，軸徑選用100mm，此時合用。第三階段設計一、減速器箱體及附件的設計選擇（一）箱體結構尺寸目的分析過程結論下箱座壁厚15mm上箱座壁厚115mm箱座上的肋厚M20mm地腳螺栓直徑ddbM16地腳螺栓通孔直徑ddb13.5mm 地腳螺栓沉頭座直徑D024mm地腳

23、螺栓數目N4上下箱連接螺栓直徑上下箱連接螺栓通孔直徑D2M10D211mm上下箱連接螺栓沉頭座直徑D024mm軸承蓋螺釘直徑檢查孔蓋連接螺栓直徑D3M8D4M6圓錐定位銷直徑D58mm減速器中心高H195mm軸承旁凸臺高度h55mm軸承旁凸臺半徑r16mm箱體外壁至軸承座端面的距離K42mm軸承座孔長度50mm大齒輪頂圓與箱體內壁的距離11.95mm齒輪端面與箱體內壁的距離10mm（一）減速器附件的選擇1 ,、通氣器齒輪箱高速運轉時內部氣體受熱膨脹，為保證箱體內外所受壓力平衡，減小箱體所受負荷，設通氣器及時將箱內高壓氣體排出。由機械設計手冊選用通氣器尺寸M18×1.52 、窺視孔和視

24、孔蓋 為便于觀察齒輪嚙合情況及注入潤滑油，在箱體頂部設有窺視孔。為了防止?jié)櫥惋w出及密封作用，在窺視孔上加設視孔蓋。由機械設計手冊取A=150mm 3 、油標尺油塞 為方便的檢查油面高度，保證傳動件的潤滑，將油面指示器設在低速級齒輪處油面較穩(wěn)定的部位。 由機械設計手冊選用油標尺尺寸M164、油塞為了排出油污，在減速器箱座最低部設置放油孔，并用油塞和封油墊將其住。由<2P79表9-16> 選用油塞尺寸 M16×1.55、定位銷 保證拆裝箱蓋時，箱蓋箱座安裝配合準確，且保持軸承孔的制造精度，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配兩個定位銷。由<2P142表14-3> GB117-86 A5×356 、啟蓋螺釘 在箱體剖分