课程设计说明书模板

机械设计课程设计计算说明书题 目 专业班级 学号 学生姓名 指导教师 南昌大学科技学院2011年12月机械设计课程设计任务书专业班级学生姓名学号指导教师题目设计电动卷扬机传动装置传动系统图：原始数据:钢绳拉力F / kN钢绳速度v /(m - min-i)卷筒直径D / mm工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，两班制工作，使用期限10年，运输 带速度允许误差为5%要求完成：1. 减速器装配图1张（A2）。2. 零件工作图2张（箱体和轴）。3. 设计说明书1份。开始日期 年月日完成日期 年月日目录1 .电机选择52. 选择传动比52.1总传动比52.2减速装置的传动比分配53. 各轴的参数63.1各轴的转速63.2各轴的输入功率63.3各轴的输出功率63.4各轴的输入转矩63.5各轴的输出转矩73.6各轴的运动参数表74. 蜗轮蜗杆的选择错误！未定义书签。4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型84.2选择材料84.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设84.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸94.5校核齿根弯曲疲劳强度104.6验算效率114.7精度等级公差和表面粗糙度的确定115. 圆柱齿轮的设计115.1材料选择115.2按齿面接触强度计算设计115.3计算125.4按齿根弯曲强度计算设计135.5取几何尺寸计算146. 轴的设计计算156.1蜗杆轴156.1.1按扭矩初算轴径156.1.2蜗杆的结构设计156.2蜗轮轴错误！未定义书签。6.2.1输出轴的设计计算错误！未定义书签。6.2.2轴的结构设计错误！未定义书签。6.3蜗杆轴的校核166.3.1求轴上的载荷错误！未定义书签。6.3.2精度校核轴的疲劳强度176.4蜗轮轴的强度校核错误！未定义书签。6.4.1精度校核轴的疲劳强度错误！未定义书签。6.4.2精度校核轴的疲劳强度错误！未定义书签。7. 滚动轴承的选择及校核计算207.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算207.2蜗杆轴上轴承的选择计算218. 键连接的选择及校核计算248.1输入轴与电动机轴采用平键连接248.2输出轴与联轴器连接采用平键连接248.3输出轴与蜗轮连接用平键连接249. 联轴器的选择计算259.1与电机输出轴的配合的联轴器259.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器2510. 润滑和密封说明2610.1润滑说明2610.2密封说明2611. 拆装和调整的说明2612. 减速箱体的附件说明2613. 设计小结错误！未定义书签。14. 参考文献错误！未定义书签。1 .电机选择工作机所需输入功率：所需电动机的输出功率：传递装置总效率：式中：气：蜗杆的传动效率七：每对轴承的传动效率n3 ：直齿圆柱齿轮的传动效率七：联轴器的效率n5 :卷筒的传动效率所以故选电动机的额定功率为考虑电动机和传动装置的尺寸重量及成本，可见第二种方案较合理，因此选择型号为: 的电动机。2 .选择传动比2.1总传动比2.2减速装置的传动比分配3 .各轴的参数将传动装置各轴从高速到低速依次定为I轴II轴III轴IV轴：门0-I、气、门/、门m V依次为电动机与I轴I轴与II轴II轴与III轴III轴与V轴的传动效率贝U：3.1各轴的转速I轴II轴III轴W轴3.2各轴的输入功率I轴II轴I轴W轴3.3各轴的输出功率I轴II轴III轴W轴3.4各轴的输入转矩电动机II轴III轴W轴3.5各轴的输出转矩电动机I轴II轴I轴W轴3.6各轴的运动参数表表3.1各轴的运动参数表轴号功率P (kw)转矩输入输出输入电机轴1轴2轴3轴卷轴(Nm)输出转速(r/min)传动i效率4.蜗轮蜗杆的选择功率P二传动比i二转速n二4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型根据 GB/T100851998 选择 ZI4.2选择材料蜗杆选45钢，齿面要求淬火，硬度为45-55HRC.蜗轮用ZCuSn10P1,金属模制造。为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造4.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设（1）根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由文献1P254式（11-12），传动中心距a 3KT（普 ）2V H由前面的设计知作用在蜗轮上的转矩T2，按Z1=2 ，估取门=0. 75，则：计算转矩T2：（2）确定载荷系数K因工作比较稳定，取载荷分布不均系数%=1.3 ；由文献1P253表11-5选 取使用系数KA = 1.15 ；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系K = 1.05 ； 则K = % KK = 1.15 x 1x 1.05 = 1.21（3）确定弹性影响系数ZE因选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配的缘故，有乞 = 160MPa2（4）确定接触系数ZP先假设蜗杆分度圆直径 1.4龙，在满足强度下，又要节省材料取轴肩宽度为V段：由前面的设计知蜗杆的分度圆直径齿顶圆直径蜗轮的喉圆直径。查文献1P250表11-4材料变形系数所以蜗轮齿宽综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离(3)轴上零件的周向定位蜗轮、半联轴器与轴的定位均采用平键连接。按dvv=70mm由文献 1P106表6-1查得平键截面b x h = 20 x 12，键槽用铣刀加工，长为80mm， 同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 旦7 ；同样半联轴器与轴的连接，选用平键分别为为16mmx 10mmx 70mm，r6半联轴器与轴的配合为也。滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证的，k6此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)参考文献1P365表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸2x45。，个轴肩的圆角半径为126.3蜗杆轴的校核6.3.1求轴上的载荷蜗杆轴上的载荷载荷HV支反力NFNH1FNH 2FNV 1FNV 2弯矩MN mm总弯矩M扭矩T=（1）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据文献1P373式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力：，故安全。6.3.2精度校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面II、III、IV只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力 集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定 的，所以截面II、III、IV均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面V和VI与蜗轮啮合的应力集 中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V的应力集中的 影响和截面VI的相近，但截面VI不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做 强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引 起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。因 而该轴只需校核截面V左右即可。（2）截面E左侧抗截面系数抗扭截面系数截面E左侧弯矩截面E上扭矩轴的材料为45钢，调质处理由文献1P362表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a及a按文献1P40附表3-2查 b T取，因，,又由文献1P41附图3-1可知轴的材料敏性系数故有效应力集中系数文献1P42附图3-2尺寸系数文献1P44附图3-4轴未经表面强化处理又由文献1P39表3-1与文献1P40表3-2的碳钢的特性系数计算安全系数、（3）截面E右侧抗截面系数按文献1P373表15-4中的公式计算抗扭截面系数 弯矩T及扭转切应力为3过盈配合处土由文献1P43附表3-8用插值法求出并取 oK=o按磨削加工，故文献1P44附图3-4表面质量系数轴未经表面强化处理，即P q = 1，则按文献1P25式（3-12）和文献1P25式 （3-12a）故得综合系数为又由文献1P39附表3-1与文献1P40附表3-2的碳钢的特性系数中=0.10.2取中=0.1 ；中,=0.05 0.1，取中,=0.05计算安全系数sca故该轴在截面右侧强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环 不对称，故可略去静强度校核。至此蜗杆轴的设计即告结束。7. 滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：7.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算(1) 轴承的选择采用角接触球轴承，根据轴直径，选择角接触球轴承的型号为主要参数如下：基本额定静载荷基本额定动载荷极限转速(2) 寿命计算因蜗杆轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力该轴承所受的径向力约为对于型轴承，按文献1P322表13-7轴承派生轴向力，其中e为文献1P321表13-5中的判断系数，其值由F的大小来确定，0查文献1P321表13-5得角接触球轴承判断系数当量动载荷深沟球轴承所受的径向力约为当量动载荷因为是球轴承，所以取指数 轴承计算寿命减速器设计寿命所以满足寿命要求。7.2蜗轮轴上轴承的选择计算(1)轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据轴直径，选用轴承主要参数如下：基本额定静载荷基本额定动载荷极限转速(2)寿命计算按文献1P322表13-7轴承派生轴向力其中e为文献1P321表13-5中的判断系数，其值由F的大小来确定，C0但现轴承轴向力七未知，故先初取e = 0.4，因此可估算：F = F、nv1 = 1191.25 NFd 1 = 0.4 F1 = 0.4 x 2382.5 = 953NF2 = 0.4 F 2 = 0.4 x 2382.5 = 953N按文献1p322式得F ngF1 = F + F2 = 1191.25 + 953 = 2144.25NF 2144.25 f = 0.0388C 55200 0=0.0173F 953a2 =C 552000由文献1P321表13-5进行插值计算，得匕=0.409 , %= 0.385。再计算：F=匕广 0.409x 2382.5 = 974.4425NF眨=e F = 0. 38x5 2 3 8=2. 5 9 1N7. 2625alF = F + F2 = 1191.25 + 917.2625953 = 2108.5125N=F2 = 917.2625N2 1 0 8.5 1=205 03 8 255200F两次计算的C值相差不大，因此可以确定匕=0.409，e2 = 0.385，0万广 2108.5125N， F 2 = 917.2625N。（3）轴承当量动载荷p、P2因为人二土登9 / F 2 3 8 2. 51r1堂=竺直霜3 8 5e F 2 3 8 2. 52r 2由文献1P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系 数为对轴承 1X 广 0.44, =1.355对轴承 2 X2 = 0.44, = 1.476因轴承运转中有中等冲击载荷，按文献1P319表13-6，f =1.21.8，取 f =1.5。则:P = f (X F + YF )1 p 1 r11 al= 1.5 x (0.44 x 2382.5 +1.355 x 2144.25)N = 5930.6381NP=f (X F +YF )2 p 2 r 22 a 2=1.5 x (0.44 x 2382.5 +1.476 x 917.2625) N = 3603.2692N匕 P2P = 5930.6381N轴承计算寿命Lh =3.744 x105 h106( 52.5 x103 )360 x 30.8806 5930.6381N /减速器设计寿命 L = 7. x 14hL =x 3 0c 0 = 8 1 h 20所以Lh Lh满足寿命要求。（3）静载荷计算查机械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷% = F1 = 2.3825KN因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数S = 1.0 o所以 PS0 = 2382.5 x 1 = 2382.5N v = 1440r/min都成立，所以他们的极限工 作转速一定满足要求8. 键连接的选择及校核计算8.1输入轴与电动机轴采用平键连接根据轴径查文献2P123可选用A型平键，得艮即键 8X70GB/T1096-2003键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献1P106表6-2查的许用应力。 = 100 - 120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度：L PL=L - b = 70 -10 = 60mm 1键与联轴器接触高度k = 0.5h = 0.5 x 8mm = 4mm。由文献1P106式（6-1） 得：=9.2168MPa lcp2T x103 _ 2 x 35.3927 x103 kld 4 x 60 x 32所以此键强度符合设计要求。8.2输出轴与联轴器连接采用平键连接根据轴径，查文献P123可选用A型平键，得：艮即键 20 X 70GB/T1096-2003键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献1P106表6-2查的许用应力一=100 - 120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度：P键与联轴器接触高度由文献1P106式（6-1）得:所以此键强度符合设计要求。8.3输出轴与蜗轮连接用平键连接查文献1P123可选用A型平键得艮即键 16X70GB/T1096-2003键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献1P106表6-2查的许用应力 取其平均值110MPa。键的工作长度：键与联轴器接触高度由文献1P106式（6-1）得:所以此键强度符合设计要求。9. 联轴器的选择计算9.1与电机输出轴的配合的联轴器（1）计算联轴器的计算转距T = KT查文献1P351表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取KA = 1.5（2）型号选择根据前面的计算，电机输出轴，选择弹性联轴器TL6型。主要参数如下：公称扭距许用转速因此此联轴器符合要求。轴孔直径轴孔长度9.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器（1）计算联轴器的计算转距T = KT查文献1P351表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取KA = 1.5（2）型号选择根据前面的计算，蜗轮输出轴d二，选择弹性销柱联轴器HL4型。主要参数如下：公称扭距许用转速因此此联轴器符合要求。轴孔直径轴孔长度10. 润滑和密封说明10.1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度V 12m/s，故蜗杆采用浸 油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂 润滑，因为轴承转速v1500r /min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的 1/2。10.2密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封 胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。11. 拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴 承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点， 侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合 精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗 轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。12. 减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁 厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本， 均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和 刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也 可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散 热、润滑等因素后确定的。13.设计小结