xx大学机械设计课程设计 机电学院课程设计报告书 系 别: 专 业： 学生姓名： 学 号： 课程设计题目： 起始日期： 指导教师：下达任务时间： 年 月 日目录一、 计划任务书二、 传动方案分析三、 电动机的选择和传动装置的动力参数计算四、 传动零件的设计计算五、 轴的设计计算六、 轴的校核计算七、 滚动轴承的基本额定寿命计算八、 键的选择和键连接的强度计算九、 箱体的尺寸设计十、 啮合件及齿轮的润滑方法选择十一、 密封方式的选择十二、 减速器的附件及其说明一、计划任务书课题：卷扬机转动装置设计工作条件：工作机连续单向运转，工作时有轻微冲击，工作机效率0.96，工作年限10年，大修期限3年，每年工作250天，两班制工作，允许速度误差5；在专门工厂小批量生产。要求功率富裕量10参数：钢丝绳拉力：2100N钢丝绳速度：1.0ms卷筒直径：260mm二、传动方案分析合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作要求可靠传动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉。本传动装置传动比不大，故采用二级传动，由于所给课题已给出一级齿轮，所以传动装置内采用一级圆柱直齿轮减速器。由于工作时有轻微的冲击则，可在轴端连接采用弹性联轴器。三、电动机的选择和传动装置的动力参数计算电机的选择1、 选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构380V。2、 选择电动机的容量工作机的有效为 Pw=FV1000=21001.01000=2.1 KW从电动机到工作输送的总效率为 =1224324=0.99 联轴器效率；=0.98 轴承效率；=0.97 齿轮传动效率；=0.96 工作机效率；=0.9920.9840.9720.96=0.817所以电动机所需的工作效率为 Pd=Pw=2.10.817=2.573、 确定电动机转速由一级减速器与另一对齿轮为联轴器连接传动比为1:1，所以可看成是二级圆柱齿轮减速器。由机械设计手册可知传动比i=840.而工作机卷筒轴 nw=6010001.0d=73.5 rmin所以电动机的可选范围为nd=inw=（840）73.5=（5882940） rmin查手册可选 Y132M-8电动机型号额定功率满载转速EDFDGGY132M-83KW710rmin803810833计算总传动比和各级传动比的分配1、 总传动比为i=nmnw=71073.5=9.662、 分配给及传动比考虑润滑条件，为使两大齿轮直径相近，取i=1.4i，故i=（1.4i）=（1.49.66）=3.68i=ii=9.663.68=2.625计算传动装置各轴的运动和动力参数1、 各轴的转速1轴：n1=nm=710 rmin2轴：n2=n1i1=7103.68=193 rmin3轴：n3=n2i2=1932.625=73.5 rmin2、 各轴的输入功率P1=Pd12=2.49 KWP2=P113=2.42 KWP3=P2231=2.28 KW卷筒轴 P卷=P323=2.21 KW3、 各轴的输入转矩Td=9.551062.57710=34568 NmmT1=Td12=345680.990.98=3.4104 NmmT2=T113i1=1.16105 NmmT3=T212 =1.161050.990.98=1.13105 NmmT卷=T332i2 =1.131050.980.992.625=2.87105 Nmm轴号电动机两级圆柱减速器工作机1轴2轴3轴卷轴转速n(r/min)n=710n1=710n2=193n3=73.5N卷=73.5功率P(kw)P=3P1=2.49P2=2.42P3=2.28P卷=2.21转矩T(Nmm)34568T1=3.4104T2=1.16105T3=1.13105T卷=2.87105两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 i13.682.6251传动效率0.990.970.970.99四、传动零件的设计计算1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2113.6824=88.32,取Z2=89。2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即）确定公式内的各计算数值（）试选（3）计算小齿轮传递的转矩 T1= （4）由表10选取齿宽系数（5）由表10查得材料的弹性影响系数（6）由图1021按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限（7）由式计算应力循环次数N1=N2=（8）由图查得接触疲劳强度寿命系数（9）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得 ）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度 ms（）计算齿宽（4）计算齿宽与齿高之比 模数 mm齿高 （）计算载荷系数K 根据，级精度，由图查得动载荷系数Kv=1.10由表查得KA=1.25由表查得直齿轮由图表按插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称分布时 KH=1.423由 KH=1.423查得KF=1.35故载荷系数 （）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得mm（）计算模数mm3按齿根弯曲强度设计由式） 确定计算参数（1）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（2）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得 （4）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）计算大小齿轮的小齿轮： 大齿轮： 大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.0mm，已可满足弯曲强度。选取Z2=1024几何尺寸计算） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算中心距mm） 计算齿轮宽度mm圆整后取 B2=56 mm； B1=62 mm4、 大齿轮的设计取D2=30mm五、轴的设计计算1、高速轴的设计计算）输入轴上的功率 功率 P1=2.49 kw 转速 rmin转矩 ）求作用在齿轮上的力 ）初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，需加装键故此处直径应扩大，则 16.81.05=17.6mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则， 查机械设计手册，选用HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160N。半联轴器的孔径，但满足不了电动机的轴径需要。故最后确定为HL3型联轴器。 （） 其轴孔直径 d=（3042）mm 最后确定减速器的高速轴伸出的直径为 2、确定高速轴各段轴径与长度 ）拟定轴上零件的装配方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。 半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点，现取 （2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据，初选型号6208轴承，其尺寸为，故,轴段3的长度与轴承宽度相同,故取轴承代号dDBdaDaCrC0r6208408018477329.518.1（3）轴段4上为齿轮轴, (4) 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段5的直径应根据6028的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即 d5=da=47mm，l5=22mm (5)参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径r=2mm名称D1D2D3D4D5D6直径mm303540604740名称L1L2L3L4L5L6长度mm583540622218总长 58+35+40+62+22+18=235mm3、低速轴的设计计算）输入轴上的功率 功率 P2=2.42 kw 转速 rmin转矩 ）求作用在齿轮上的力 ）初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，需加装键故此处直径应扩大，则 16.81.1=28.16mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴