機械設計課程設計說明書(一級蝸輪蝸桿卷揚機)

1、 機械設計課程設計計算說明書題 目 設計電動機卷揚機傳動裝置 專業(yè)班級 機械設計制造及其自動化10級3班學 號 08102100321 學生姓名 談華磊 指導教師 焦艷梅 西 安 文 理 學 院2012年12月31日目錄第1章 傳動裝置的總體設計11.1 電動機的選擇11.2選擇傳動比21.3各軸的參數(shù)2第2章 蝸輪蝸桿的選擇52.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型52.2選擇材料52.3按齒面接觸疲勞強度計算進行設計52.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸62.5校核齒根彎曲疲勞強度72.6精度等級公差和表面粗糙度的確定8第3章 圓柱齒輪的設計93.1材料選擇93.2按齒面接觸強度計算設計93.3按齒根

2、彎曲強度計算設計113.4幾何尺寸計算12第4章 軸的設計計算134.1按扭矩初算軸徑134.2蝸桿軸的結(jié)構(gòu)設計134.3輸出軸的設計計算154.4軸的結(jié)構(gòu)設計16第5章 滾動軸承的選擇及校核計算195.1計算輸入軸軸承195.2計算輸出軸軸承19第6章 鍵連接的選擇及校核計算216.1輸入軸與電動機軸采用平鍵連接216.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接216.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接21第7章 箱體結(jié)構(gòu)的設計22第8章 潤滑和密封說明238.1潤滑說明238.2密封說明23第9章 拆裝和調(diào)整的說明24第10章 減速箱體的附件說明25設計小結(jié)28參考文獻30西安文理學院2010級機械設計制

3、造及其自動化專業(yè) 機械設計課程任務書學生姓名 談華磊 專業(yè)班級10級機械3班學號08102100321指導老師 焦艷梅 職稱 助教 教研室 機械教研室題目 設計電動卷揚機傳動裝置傳動系統(tǒng)圖:原始數(shù)據(jù)：綱繩拉力綱繩速度卷筒直徑1410400工作條件：間歇工作，每班工作時間不超過15%，每次工作時間不超過10min,滿載啟動，工作中有中等振動，兩班制工作，小批量生產(chǎn)，繩索允許速率誤差±5%，設計壽命10年。要求完成：1.部件裝配圖1張（A2）2.零件工作圖3張。3.設計說明書1份，6000-8000字。開始日期 2012年12月12日 完成日期 2013年1月6日 西安文理學院2010級

4、機械設計制造及其自動化專業(yè) 機械設計課程設計第1章 傳動裝置的總體設計1.1電動機的選擇工作機所需輸入功率所需電動機的輸出功率傳遞裝置總效率=0.61式中：剛性聯(lián)軸器的傳動效率0.99：蝸桿的傳動效率0.70：每一對軸承的傳動效率0.98：開式齒輪的傳動效率0.97：彈性聯(lián)軸器的傳動效率0.99所以 =0.99*0.98*0.70*0.97*0.99*0.98=0.61P=2.41÷0.61=3.92kw故選電動機的額定功率為5kw,依據(jù)工作條件選擇YZR132M-2, 額定功率5kw，轉(zhuǎn)速875 1.2選擇傳動比總傳動比 減速裝置的傳動比分配 初選蝸輪的傳動比為30,則小齒輪傳動比

5、3.664 .1.3各軸的參數(shù)將傳動裝置各軸從高速到低速依次定為I軸 II軸 III軸 IV軸 ： 依次為電動機與I軸 I軸與II軸 II軸與III軸 III軸與V軸的傳動效率 則：各軸的轉(zhuǎn)速: 各軸的輸入功率: 軸 軸 軸 軸 各軸的輸出功率:軸 軸 軸 軸 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩:電動機 軸 軸 軸 軸 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩:軸 軸 軸 軸 各軸的運動參數(shù)表表3.1各軸的運動參數(shù)軸號輸入功率輸出功率輸入轉(zhuǎn)矩(N·m)輸出轉(zhuǎn)矩(N·m)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動i效率電機軸3.9242.7887510.981軸3.883.8042.3541.50875300.692軸2.662.61870

6、.86853.4429.1710.973軸2.582.53844.67827.7829.173.6640.95卷軸2.452.403042.582981.737.96第2章 蝸輪蝸桿的選擇 2.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型根據(jù)GB/T100851998 選擇ZI2.2選擇材料蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC.蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。2.3按齒面接觸疲勞強度計算進行設計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒面接觸疲勞強度計算進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。由式（11-12）， 傳動中心距 (1)由前面的設計知作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2=870.86按Z=1,估取(2)確

7、定載荷系數(shù)K因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù)；由表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則 (3)確定彈性影響系數(shù)因選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有(4)確定接觸系數(shù)先假設蝸桿分度圓直徑d1和中心距a的比值，從圖11-18中可查到(5)確定許用接觸應力根據(jù)選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度45HRC，可從11-7中查蝸輪的基本許用應力應力循環(huán)次數(shù) 壽命系數(shù)則 (6)計算中心距: 取a=160mm,由 i=30，則從表11-2中查取 模數(shù)m=8蝸桿分度圓直徑從圖中11-18中可查，由于，即以上算法有效。2.4蝸

8、桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 (1)蝸桿軸向尺距Pa=25.133 mm直徑系數(shù)q= =10齒頂圓直徑 齒根圓直徑 分度圓導程角 蝸桿軸向齒厚(2)蝸輪 蝸輪齒數(shù), 變位系數(shù)驗算傳動比i=31/30=1.3在誤差允許值內(nèi)蝸輪分度圓直徑喉圓直徑齒根圓直徑咽喉母圓半徑2.5校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù) 根據(jù) 從圖11-9中可查得齒形系數(shù)Y=3.26螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力從表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56MPa壽命系數(shù) 驗算效率: 已知；與相對滑動速度有關(guān)。 從表11-8中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計值。因此不用重算。2.6精度等級公差和表面粗糙度的

9、確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級精度，側(cè)隙種類為f,標注為8f GB/T10089-1988。然后由有關(guān)手冊的要求的公差項目及表面粗糙度。第3章 圓柱齒輪的設計 P=2.58KW i=3.664 3.1材料選擇(1)大、小齒輪的材料均為40，表面硬度為4855HRC(2)精度等級選8級精度。(3)選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取3.2按齒面接觸強度計算設計確定各計算值按式（10-21）試算，即 （1）試選計算小齒輪傳遞的扭矩T=844.67因大小齒輪均為硬齒面，故宜選用較小的齒寬系數(shù)。由表10-7選取齒寬系數(shù)（2）由

10、表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由圖10-21e按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（3）由式10-13計算應力系數(shù)（4）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)（5）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)，由式10-12，得計算 (1)試算小齒輪的分度圓的直徑代入中較小值(2)計算圓周速度 (3)計算齒寬 齒寬與齒高之比 (4)計算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)速度，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)，再由表10-4查得，查圖10-13得， 由表10-3查得，故載荷系數(shù)， (5)按實際的載荷系數(shù)校正算的分度圓直徑，有式（10-10）得(7)計算摸數(shù)3.3按齒根彎曲強

11、度計算設計由式（10-5）得彎曲強度計算設計(1)公式內(nèi)容的各計算值1)由圖10-20查得齒輪的彎曲疲勞強2)10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)3)計算彎曲疲勞許應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)由式（10-12）得 4)計算載荷系數(shù) 5)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 8)計算大小齒輪的并加以比較 小齒輪的值大(2)設計計算 對比計算結(jié)果，取，于是有 取 取3.4幾何尺寸計算 (1)計算中心距 (2)計算大小齒輪的分度圓直徑 (3)計算齒輪寬度 取，第4章 軸的設計計算蝸桿上的功率P 轉(zhuǎn)速N和轉(zhuǎn)矩分T別如下：P= 3.88kw N=875r/min T=42.35N.m4.1按扭矩初算軸徑選用45鋼調(diào)質(zhì)，硬

12、度為根據(jù)教材式，并查教材表15-3，取考慮到有鍵槽，將直徑增大7%，則：因此選4.2蝸桿軸的結(jié)構(gòu)設計（1）蝸桿上零件的定位，固定和裝配一級蝸桿減速器可將蝸輪安排在箱體中間，兩隊軸承對成分布，蝸桿由軸肩定位，蝸桿周向用平鍵連接和定位。端：軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，故同時選用聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩計算，查教材14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件和考慮到蝸桿與電動機連接處電動機輸出軸的直徑查機械手冊表13-10選用HL6型號彈性柱銷聯(lián)軸器表4.1聯(lián)軸器型號公稱轉(zhuǎn)距許用轉(zhuǎn)速軸的直徑（mm）D(mm)630 50006082 30160 195 第一段：根據(jù)計算結(jié)果和聯(lián)

13、軸器的選擇取d1=30，L1由聯(lián)軸器決定，所以L1=60第二段：取d2=36，根據(jù)拆裝的方便，取L2=40第三段和第九段：d3、d9和軸承內(nèi)徑配合，取d3=d9=40，L3、L9由軸承寬決定，L3=L9=18第四段和第八段：d4、d8由軸承安裝尺寸確定，取d4=d8=47，L4=L8=10第五段第七段：d5、d7略小于蝸桿齒根圓直徑，取d5=d7=56，L5=L7=40第六段：d6由蝸桿決定，d6=96，取L6=100 校核：圖4.1受力分析圖可以看出截面c是軸的危險截面表4.2軸上的載荷載荷HV支反力N529.5529.512781278彎矩Mn*mm59304143306總彎矩M扭矩T=4

14、2350，故安全4.3輸出軸的設計計算 (1)初步確定軸徑的最小直徑選用鋼，硬度根具教材公式式，并查教材表15-3，取考慮到鍵槽，將直徑增大5%，則；所以，選用4.4軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸上的零件定位，固定和裝配 蝸輪蝸桿單級減速裝置中，可將蝸輪安裝在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右端面用軸端蓋定位，軸向采用鍵和過度配合，兩軸承分別以軸承肩和軸端蓋定位，周向定位則采用過度配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器處的直徑，由輸出端開始往里設計。查機械設計手冊選用GL型滾子鏈聯(lián)軸器。表4.3聯(lián)軸器型號

15、公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速（r/min）L1L軸孔直徑(mm)GL763025008411260第一段：根據(jù)計算結(jié)果和聯(lián)軸器的選擇取d1=60，L1由聯(lián)軸器決定，所以L1=84第二段：取d2=65，根據(jù)軸承和端蓋尺寸以及拆裝的方便，取L2=85第三段：d3與蝸輪配合，取d3=68，因為蝸輪齒寬為100，所以取L3=98第四段：d4由滾子軸承安裝尺寸決定，所選軸承為30213，所以d4=74，取L4=10第五段：d5由軸承決定，d5=74，L5=23（3）軸上零件的周向定位 蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的定位均采用平鍵連接。按 由教材表6-1查毒平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為80mm，同時為了保證齒輪與軸配合由良好

16、的對稱，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與2軸的連接，選用平鍵分別為為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）參考教材表15-2，取軸端倒角為圓角和倒角尺寸，個軸肩的圓角半徑為12（5）求軸上的載荷 校核：圖4.2受力分析圖可以看出截面c是軸的危險截面表4.4軸上的載荷載荷HV支反力N529.5529.512781278彎矩Mn*mm31770 76680總彎矩M扭矩T=870860第5章 滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)條件，軸承預計壽命：8×300×2=7200小時5.1計算輸入軸軸承（1）已知n=875

17、r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1278N根據(jù)軸的直徑45mm初選兩軸承為圓錐滾子軸承根據(jù)教材P322表13-7得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.68FR 則FS1=FS2=0.68FR1=869N（2）FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=869N FA2=FS2=869N（3）求系數(shù)x、yFA1/FR1=869N/1278N=0.678FA2/FR2=869N/1278N=0.678根據(jù)教材P321表13-5得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0（4）計算當量載荷P1、P2根據(jù)

18、教材P321表13-6取fP=1.5根據(jù)教材P320式13-8a得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1278+0)=1917NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1917N（5）軸承壽命計算P1=P2 故取P=1917N滾子軸承=10根據(jù)手冊得30208型的Cr=25000N由教材P320式13-5a得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/875×(1×25000/1917)10>7200h預期壽命足夠5.2計算輸出軸軸承（1）已知n=29.17r/min Fa=0 FR=FAZ=1278N選圓錐滾子軸承30213型

19、根據(jù)教材P322表13-7得FS=0.68FR，則FS1=FS2=0.68FR=0.68×1278=869N（2）計算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=869N（3）求系數(shù)x、yFA1/FR1=869/1278=0.679FA2/FR2=0.679根據(jù)教材P321表11-8得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/FR2<e x2=1 y2=0（4）計算當量動載荷P1、P2根據(jù)表P321表13-6取fP=1.5根據(jù)式13-8a得P1=fP(x1FR1+y

20、1FA1)=1.5×(1×869)=1303NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1303N (5)計算軸承壽命LHP1=P2 故P=1303 =3根據(jù)手冊P71 30313型軸承Cr=30500N根據(jù)教材P320 表13-4得：ft=1根據(jù)教材P320式13-5a得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/29.17×(1×30500/1303)3>48720h此軸承合格第6章 鍵連接的選擇及校核計算6.1輸入軸與電動機軸采用平鍵連接軸徑d1=30mm，L1=60mm查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=8 h=7 L=50即：鍵8

21、15;50GB/T1096-2003 =37.3876N·m 根據(jù)教材P106式6-1得12.83 Mpa<p(120Mpa)6.2輸出軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接軸徑d1=600mm L1=84mm 查手冊P51 選A型平鍵，得：b=18 h=11 L=80.5即：鍵18×11 GB/T1096-2003L=80mm h=11mmp=4T/dhl=4×870860/（60×11×80）=65.97Mpa<p(120Mpa)6.3輸出軸與蝸輪連接用平鍵連接軸徑d=68mm L=98mm T=870.86N.m查表4-1 選用A型平鍵，

22、得：b=20 h=12 L=90 k=7即：鍵20×12GB/T1096-2003b= 20mm h=12mm根據(jù)教材P106（6-1）式得p=4T/dhl=4×870860/（68×12×90）=47.43Mpa<p (120Mpa) 鍵滿足要求第7章 箱體結(jié)構(gòu)的設計減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH大于

23、40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3。3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10mm，機體外型簡單，拔模方便.第8章 潤滑和密封說明8.1潤滑說明因為是下置式蝸桿減速器，且其傳動的圓周速度，故蝸桿采用浸油潤滑，取浸油深度h=10mm；潤滑油使用50號機械潤滑油。由于蝸桿和蝸輪,所以軸承采用潤滑油潤滑。8.2密封說明在試運轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應涂上潤滑脂。蝸桿軸采用O型密封圈進行密封。蝸輪軸采用封油盤進行密封，且設計油溝以使?jié)櫥_到最佳效果。第9章

24、拆裝和調(diào)整的說明在安裝調(diào)整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側(cè)隙及齒面接觸斑點，側(cè)隙和接觸斑點是由傳動精度確定的，可查手冊。當傳動側(cè)隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調(diào)整傳動件的嚙合位置。也可調(diào)整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。第10章 減速箱體的附件說明機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，箱體的一些結(jié)構(gòu)尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消耗、質(zhì)量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規(guī)則和應力分布的復雜性，未能進行強度和剛度的分析計算，但是可以根據(jù)經(jīng)

25、驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強度。箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。(1)視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，視孔蓋可用軋制剛板或鑄鐵制成，它和箱體之間應加紙質(zhì)密封墊片，以防止漏油。(2)放油孔和油塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其它部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加

26、以密封。(3)油標油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處，如低速軸附近。常見的油標有油尺、圓形油標、長形油標等。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.(4)通氣孔由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.。從而避免了減速器的潤滑油的漏出。(5)定位銷為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，并盡量遠些，以提高定位精度。定位銷的位置還應考慮到鉆、餃孔的方便，且不應妨礙鄰近聯(lián)接螺栓的裝拆。.(6)起蓋螺釘為了防止漏油，在箱體與箱座接合面處常涂有密封膠或水

27、玻璃，接合面被粘住不易分開。為了便于開啟箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設12個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先凝動此螺釘頂起箱蓋，啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下表10-1：表10-1 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚8.5箱蓋凸緣厚度12.75箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M18地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M14箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M8軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）M8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M6定位銷直徑=（0.70.8）8，至外箱壁距離查機械設計課程設計表4-224/20/13，至凸緣邊緣距離查機械設計課程設計表4-224/11外箱壁至軸承座端面距離=+（58）45/25齒輪端面與內(nèi)機壁距離>11箱蓋、箱座肋厚8.5軸承端蓋外徑+（55.5）160/120設計小結(jié)機械設計課程設計主要分為四個階段。第一階段，設計計算階段。第二階段，減速器裝配圖草圖繪制階段。第三階段，減速器裝配圖CAD制圖階段。第四階段，說明書編寫階段。在這個課程設計中，它把我以前所學的獨立課程（如：機械制圖、理論力學、材料力學、機械原理、機械制造基礎、工程材料與成型技術(shù)基礎、互換性與測量技術(shù)、機械設計）有機結(jié)合了起來。在這過程中