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1、精选学习资料 - - - - - - - - - 机械设计课程设计成果说明书题目：慢动卷扬机传动装置设计名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 47 页精选学习资料 - - - - - - - - - 毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明 本人正式承诺：所呈交地毕业设计（论文）,是我个人在指导老师地指导下进行地研 究工作及取得地成果 .尽我所知,除文中特殊加以标注和致谢地地方外,不包含其他人或组 织已经发表或公布过地讨论成果,也不包含我为获得 及其它训练机构地学位或学历而 使用过地材料 .对本讨论供应过帮忙和做出过奉献地个人或集体,均已在文中作了明确地说明并表示了
2、谢意.日日期：作 者 签 名：指导老师签名：期：使用授权说明本人完全明白 高校关于收集、储存、使用毕业设计（论文）地规定,即：依据学 校要求提交毕业设计（论文）地印刷本和电子版本；学校有权储存毕业设计（论文）地印 刷本和电子版,并供应目录检索与阅览服务；学校可以采纳影印、缩印、数字化或其它复名师归纳总结 制手段储存论文；在不以赢利为目地前提下,学校可以公布论文地部分或全部内容.第 2 页,共 47 页作者签名：日期：- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 学位论文原创性声明本人正式声明：所呈交地论文是本人在导师地指导下独立进行讨论所取得地讨论成果 .除了文中
3、特殊加以标注引用地内容外,本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写地成果作品 .对本文地讨论做出重要奉献地个人和集体,均已在文中以明确方式标明 .本人完全意识到本声明地法律后果由本人承担 .作者签名：日期：年 月 日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全明白学校有关保留、使用学位论文地规定,同意学校保留并向国家 有关部门或机构送交论 文地复印件和电子版, 答应论文被查阅和借阅 . 本人授权高校可以将本学位论文地全部或部分内容编入有关数据库进行检索,可以采纳影印、缩印或扫描等复制手段储存和汇编本学位论文.日期：年月日涉密论文按学校规定处理.作者签名：导师签名：日期：年月日名师归纳总结 -
4、- - - - - -第 3 页,共 47 页精选学习资料 - - - - - - - - - 目录一、设计任务书 . 3二、传动装置地总体设计. 4（一）传动方案地分析和拟定 . 4（二）电动机地挑选 . 错误！未定义书签；（三）传动装置地总传动比地运算和安排：（四）传动装置地运动和动力参数运算. 5 . 5三、传动零件地设计运算 . 7（一） V 型带及带轮地设计运算（二）高速级齿轮地设计运算（三）低速级齿轮地设计运算. 7 . 12 . 错误！未定义书签；四、轴系零件地设计运算 . 17（一）轴地设计运算 . 171、输入轴地设计运算 . 17 2、中间轴地设计运算 . 22 3、输出轴
5、地设计运算 . 28 （二）滚动轴承地校核 . 33五、减速器地润滑设计 . 37六、箱体、机架及附件地设计 . 37（一）、减速器箱体地结构设计（二）、减速器箱体地附件设计. 38 . 39设计小结 . 42参考资料 . 42名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页,共 47 页精选学习资料 - - - - - - - - - 一、设计任务书、原始数据钢绳拉力 F（kN ）20钢绳速度 V （m/min）20滚筒直径 D（mm）350、已知条件1） 钢绳拉力 F；2）钢绳速度 V ；3）滚筒直径 D；4）工作情形：单班制,间歇工作,常常正反转,启动和制动,载荷变动小；5）工作环境：
6、室内,灰尘较大,环境最高温度 6）使用折旧期 10 年, 3 年大修一次；35C 左右,三相沟通电；7）制造条件及生产批量：特地机械厂制造,小批量生产 .8）提升速度答应误差5% .、参考传动方案二、传动装置地总体设计名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页,共 47 页精选学习资料 - - - - - - - - - （一）传动方案地分析和拟定1、将带传动布置于高速级将传动才能较小地带传动布置在高速级,有利于整个传动系统结构紧凑,均匀.同时,将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳,缓冲吸振,削减噪声地特点2、选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动地润滑及防护条件最好.而在相同地工况下,
7、斜齿轮传动可获得较小地几何尺寸和较大地承载才能 .采纳传动较平稳,动载荷较小地斜齿轮传动,使结构简单、紧凑 .而且加工只比直齿轮多转过一个角度,工艺不复杂 .3、将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远地地方由于齿轮相对轴承为不对称布置,使其沿齿宽方向载荷分布不均 .固齿轮布置在距扭矩输入端较远地地方,有利于削减因扭矩引起地载荷分布不均地现象,使轴能获得较大刚度 .综上所述,本方案具有肯定地合理性及可行性（二）电动机地挑选1、挑选电动机类型按工作要求和条件,选用三相笼型异步电动机,封闭式结构,电压 380V,Y 型.2、挑选电动机地容量电动机工作功率为pdp wkW, pwFVkW.8 级,不包括轴
8、承效a1000因此pdFVaKW1000由电动机至运输带地传动效率为a2424123式中：1、2、3、4分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒地传动效率取10.96,20.98（滚子轴承）,30.97 （齿轮精度为率）,40.96,就a2 0.964 0.982 0.970.960.79所以p dFVa20 1000208.43kW100010000.79603、确定电动机转速卷筒工作转速为 n 60 1000 v 60 1000 20 18.20 / minD 3.14 350 60按指导书上表 1 举荐地传动比合理范畴,取 V 带传动地传动比 i 1 2 4,二级圆柱齿轮减速器传动比 i 2
9、8 40,就总传动比合理范畴为 ai 16 160,故电动机地转速范畴为 n d i a n 16160 18.2 291.2 2912 / min符合这一范畴地同步转速有 750 r / min 和 1500 / min .依据容量和转速,由有关手册查出有二种适用地电动机型号,因此有两种传动比方案,如表：名师归纳总结 方案电 动 机额定功电动机转速传动装置地传动比减速器第 6 页,共 47 页型号率 r/min总传动V 带传p edk同步转满载转速速比动比- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - W1Y132M-11750730121.863.238.081
10、 比较适82Y160M-1115001460125.653.535.906 综合考虑电动机和传动装置地重量、噪声和带传动、减速器地传动比,可见方案合,因此选定电动机型号为 额 定Y132M-8 ,其主要性能见下表：型号功率转速满载时功率堵转电流堵转转矩最大转矩kW额定电流额定转矩额定转矩电流效率Y132M-11r/min380V%因数6.5228时A7300.786.587（三）传动装置地总传动比地运算和安排1、总传动比 i a n m 73040.1n 18.22、安排传动装置传动比 ai i 0 i式中 i 、 分别为带传动和减速器地传动比 .为使 V 带传动外廓尺寸不致过大,初步取 i
11、0 3（实际地传动比要在设计 V 带传动时,由所选大、小带轮地标准直径之比运算）,就减速器传动比为：i ai 40.113.33i 0 33、安排减速器地各级传动比绽开式布置.考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由指导书图12 绽开式曲线查得i 14.3,就i2i13.333.1.i14.3（四）传动装置地运动和动力参数运算1、各轴转速轴nnm730 3243 / mini0轴nn243 4.356.59 / mini 1轴nn56.59 3.118.25 / mini22、各轴输入功率名师归纳总结 轴pp d01p d18.43 0.968.09 kW7.69 kW第 7 页,共 47
12、页轴pp12p238.09 0.98 0.97- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 轴pp23p237.69 0.98 0.977.31 kW卷筒轴pVp34p247.31 0.98 0.997.10 kW3、各轴输出功率轴 pp Vp0.988.09 0.987.93 kW轴 pp0.987.69 0.987.54 kW轴p p0.987.31 0.987.16 kW卷筒轴pV0.987.10 0.986.96 kW4、各轴输入转矩电动机轴输出转矩T d9550p d95508.43110.28N mn m730轴TT di001T di01110.28
13、 3 0.96317.6 N m轴TT i112T i 123317.61 4.3 0.98 0.971298.28 N m轴TTi 223Ti2231298.28 3.1 0.98 0.973825.84 N m卷筒轴TVT243825.84 0.98 0.963711.83 N m5、各轴输出转矩轴TTT0.98317.61 0.98311.26 N m轴TT0.981298.28 0.981272.31 N m轴TT0.983825.84 0.983749.32 N m卷筒轴TV0.983711.83 0.983637.59 N mV运动和动力参数运算结果整理于下表：名师归纳总结 轴名输
14、入效率 P输出转矩 T转速 n传动比第 8 页,共 47 页kWN mr/mini输入输出电动机轴8.098.43110.287303轴7.93317.61311.262434.3轴7.697.541298.281272.3156.593.1轴7.317.163825.843749.3218.25卷筒轴7.106.963637.593537.5918.25- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 三、传动零件地设计运算（一） V 型带及带轮地设计运算1、确定运算功率p caKA1.1,故p caKAP11 1.1 12.1 kW由书本表 8-7 查得工作情形系
15、数2、挑选 V 带地带型依据p ca12.1 kW、nm730 / min,由书本图 8-11 选用 A 型带 .dd1150 mm.3、确定带轮地基准直径d 、实际传动比并验算带速V1）初选小带轮地基准直径dd1.由书本表 8-6 和表 8-8,取小带轮地基准直径2验算带速 V vd nm3.14150730m s5.73m s60 1000601000由于 5m/sV试选载荷系数tk1.6.2运算小齿轮传递地转矩名师归纳总结 T 1317000 . N mm1 .第 10 页,共 47 页3由表 10-7 取d- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 14
16、由表 10-6 查得材料地弹性影响系数 z E 189.8 MP .5由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮地接触疲惫强度极限 H lim1 600 MPa ；大齿轮地接触疲惫强度极限H lim2 550 MPa .6由式 N 60 n jL 运算应力循环次数9 N 1 60 n jL h 60 243 1 8 300 10 1.056 109N 2 1.054.6 10 2.28 10 87由图 10-19 查得接触疲惫寿命系数 K HN 1 1.0,K HN 2 1.06 .8运算接触疲惫许用应力 失效概率 1%,安全系数 S=11 K HN 1 H lim11 600 600 MPaS
17、2 K HN 2 H lim2 1.06 550 583 MPaSH 1 H 2 600 5839许用接触应力 H MPa 591.5 MPa .2 210由图 10-30 选取区域系数 Hz 2.433 .11由图 10-26 查得 1 0.78,2 0.9,就 1 2 0.79 0.89 1.68.2）运算1试运算小齿轮地分度圆直径1d 1t,由运算公式得2mm78.5 mmd1 t32 1.6 3174.62.433 189.8 5831 1.684.62运算齿轮地圆周速度名师归纳总结 vd n3.1478.52430.99ms第 11 页,共 47 页60 100060 10003运算
18、齿宽 b 及模数m ntbdd 1 t1 78.5 mm78.5 mmmntd1 tcosz 178.5cos14303.78mmh2.25 m nt2.25 3.788.505 mmbh78.58.5059.2- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 4运算纵向重合度0.318dZ 1tan0.318 1 20tan141.5865运算载荷系数已 知 使 用 系 数 K A 1, 根 据 v 0.99 m s, 8 级 精 度 , 由 图K v 1.11 由表 10-3 查得 K H K F 1.2 ,从表 10-4 查得 K HK F =1.35,故载荷系
19、数K K K K H K H 1.1 1.11 1.421 1.2 1.896按实际地载荷系数校正所得地分度圆直径10-8 查 得 动 载 荷 系 数1.421,由图 10-13 查得d1d1 t3KKt78.531.891.682.44mm7运算模数 m nm n d 1 cos14Z 1 82.44 cos14203、按齿根弯曲强度设计3.99 mm22 KTY cos由式 m n32d Z 11）确定公式内地各运算数值Y Y SaF1运算载荷系数K K K K F K F 1 1.11 1.2 1.35 1.7982依据纵向重合度 1.586,从图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y 0
20、.88 .3由图 10-20d 查得小齿轮地弯曲疲惫强度极限 FE 1 500 MPa ；大齿轮地弯曲疲惫强度极限 FE 2 380 MPa4由图 10-18 查得弯曲疲惫寿命系数 K FN 1 0.85 K FN 2 0.885运算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数 S=1.4 F 1 K FNS 1 FE 1 0.851.4 500303.57 MPaF 2 K FNS 2 FE 2 0.88 3801.4 238.86 MPa6查取齿形系数由表 10-5 查得Y Fa12.74Y Fa22.187查取应力校正系数由表 10-5 查得 Y Sa 1 1.56 Y Sa 2 1.798运算大
21、小齿轮地 Y Y Sa 并加以比较F名师归纳总结 Y Fa1 Y Sa 12.74 1.560.01408第 12 页,共 47 页F1303.57- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - Y Fa2 Y Sa 22.18 1.790.01634F2238.86经比较得大齿轮地数值大 .9运算当量齿数z v2z 2z v 1z 13cos2021.893 cos 1492100.71cos33 cos 142 设计运算mn32 KTY2 cosY Y Sa32 1.798 31.7 1042 0.88cos 140.016344.2 mmdZ21 2021.6
22、8F1对比运算结果,由齿面接触疲惫强度运算得法面模数地模数,取 m n 4.5 mm,已可满意弯曲强度触疲惫强度算得地分度圆直径 d 1 82.44mmm大于由齿根弯曲疲惫强度运算 .但为了同时满意接触疲惫强度,需按接来运算应有地齿数 .于是由Z12d 1cosi82.44cos1418,取Z118,m n4.5就ZZ118 4.683,取Z283.4、几何尺寸运算 1运算中心距aZ1 Z2cos2m na18831.5208 mm2cos14将中心距圆整后取205 mm .2按圆整后地中心距修整螺旋角因arccosZ1Z 2 a2m narccos18834.514.062205值转变不大,
23、所以参数、 K、ZH等不必修正 .3运算大小齿轮地分度圆直径d 1Z 1 m ncos18 4.5 cos14.0674.2 mm342 mmd2Z 2 m ncos83 4.5cos14.064运算齿轮宽度b 取齿宽 ：d d 1 1 74.2 74.2 mmB =75mm, B =80mm（三）低速级齿轮地设计运算 1、选精度等级、材料及齿数名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页,共 47 页精选学习资料 - - - - - - - - - 1）材料及热处理由表 10-1 选得小齿轮地材料均为40 rc （调质）,硬度为280HBS ；20 3.162,取大齿轮地材料为45
24、钢（调质）,硬度为240HBS,二者地硬度差为40HBS.2）精度等级选用8 级,选取小齿轮比为z 120,就大齿轮z 2z 1i1z 262,螺旋角142、按齿面接触强度设计由设计公式进行试算,即d t32kt T1i 11ZHZE2di 1H1）确定公式内地各运算数值1试选载荷系数tk1.6.2运算小齿轮传递地转矩T 29550000p 195500007.69N mm1.298106N mmn56.593由表 10-7 取d1 .1名师归纳总结 4由表 10-6 查得材料地弹性影响系数z E189.8 MP .Hlim1600 MPa ；大齿轮地第 14 页,共 47 页5由图10-21
25、d 按齿面硬度查得小齿轮地接触疲惫强度极限接触疲惫强度极限Hlim2550 MPa .1.22.683.5 MPa6由式N60n jL 运算应力循环次数N160 njLh6056.59 18 300 107 8.149 10N28.1491072.63 1073.17由图 10-19 查得接触疲惫寿命系数KHN11.16,KHN28运算接触疲惫许用应力失效概率1%,安全系数 S=11KHN1Hlim11.16 600696 MPaSMPa2KHN2Hlim21.22 550671 MPaS9许用接触应力HH12H2696267110由图 10-30 选取区域系数Hz2.433 .- - - -
26、 - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 11由图 10-26 查得10.79,20.85,就120.790.851.64.2）运算1试运算小齿轮地分度圆直径d 1t,由运算公式得2mm92.1 mmd1 t33 2 1.6 1298 103.1 12.433 189.8 6711 1.643.12运算齿轮地圆周速度v60 1000 d n 3.1460 1000 92.1 56.590.27 ms3运算齿宽 b 及模数 m ntb d d 1 t 1 92.1 mm 92.1 mmm nt d 1 t cosz 1 92.1 cos1420 4.46 mmh 2.25 m
27、 nt 2.25 4.46 10.044 mmbh 92.110.044 9.24运算纵向重合度0.318dZ 1tan0.318 1 20tan141.5865运算载荷系数已知使用系数KA1.1,依据v0.27 ms, 8 级精度,由图10-8 查得动载荷系数 1.421 ,由图 10-13 查得K v 1.05 由表 10-3 查得 K H K F 1.2 ,从表 10-4 查得K F =1.35,故载荷系数K K K K H K H 1 1.05 1.421 1.2 1.796按实际地载荷系数校正所得地分度圆直径KHd1d1 t3KKt92.131.791.695.616mm7运算模数 m nm n d 1 cos14Z 1 95.616 cos14203、按齿根弯曲强度设计4.626 mm22 KTY cos由式 m n32d Z 11）确定公式内地各运