毕业论文-电动卷扬机传动装置的设计.doc

xx 学院机械设计课程设计（论文） 题目 学生课程设计（论文）学生课程设计（论文） 题 目：电动卷扬机传动装置的设计 学生姓名： 学 号： 所在院(系)： xxx 学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： xxx 机械电子 指 导 教 师： xxx 职称：xxx x 年 x 月 x 日 xx 学院教务处制 xx 学院机械设计课程设计（论文） 目录 目 录 一一. . 电动机的选择电动机的选择8 1.1 选择电动机的总类、类型和结构形式选择电动机的总类、类型和结构形式8 1.1.1 选择电动机系列.8 1.1.2 电动机容量的确定.8 1.1.3 选择电动机的转速.9 1.1.4 计算总传动比并分配各级传动比.9 1.2 传动比的分配及传动装置的运动和动力参数传动比的分配及传动装置的运动和动力参数9 1.2.1 各轴的转速9 1.2.2 各轴功率10 1.2.3 各轴的转距10 二二. 蜗轮蜗杆的设计计算蜗轮蜗杆的设计计算.11 2.1 蜗杆蜗轮参数选择计算蜗杆蜗轮参数选择计算11 2.1.1 蜗轮蜗杆材料.11 2.1.2 根据齿面接触疲劳强度计算蜗轮蜗杆.11 2.1.3 蜗轮参数.12 2.1.4 蜗杆参数.12 2.2 蜗轮蜗杆弯曲疲劳强度校核蜗轮蜗杆弯曲疲劳强度校核12 三三. 直齿圆柱齿轮设计计算直齿圆柱齿轮设计计算.13 3.1 齿轮材料精度等级齿数选择齿轮材料精度等级齿数选择13 3.1.2 材料选择.13 3.2 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计13 3.2.1 设计计算.13 3.2.2 计算循环次数.14 3.2.3 计算齿宽与齿高之比 h b 14 3.2.4 计算载荷系数.15 3.2.5 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径.15 3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计按齿根弯曲疲劳强度设计.15 3.3.1 确定式中的各计算参数.15 3.3.2 计算大小齿轮的 F SaFaY Y 并加以比较.16 3.3.3 设计计算.16 3.4 几何尺寸计算几何尺寸计算16 四四. 轴的设计计算轴的设计计算.17 4.1 蜗轮轴的设计计算蜗轮轴的设计计算17 4.1.1 按扭转强度计算轴的最小直径.17 4.1.2 确定轴的各段直径和长度.17 4.1.3 按弯扭合成应力校核轴的强度.18 4.1.4 判断危险截面.19 4.1.5 精确校核截面左侧19 4.1.6 精确校核截面右侧20 4.2 蜗杆轴的强度设计计算蜗杆轴的强度设计计算.21 4.2.1 蜗杆的设计.21 xx 学院机械设计课程设计（论文） 目录 4.2.3 确定蜗杆上的作用力.22 4.2.4 蜗杆结构设计.22 4.2.5 求蜗杆上的载荷.22 4.2.6 按弯扭合成应力校核蜗杆的强度.24 4.3 小齿轮轴的设计计算小齿轮轴的设计计算.24 4.3.1 选用轴的材料及许用应力.24 4.3.2 按轴的扭转强度确定轴的最小直径.24 4.3.3 确定轴的各段直径和长度.24 4.3.4 按弯扭合成应力校核轴的强度.25 五五. 滚动轴承的选择计算和校核滚动轴承的选择计算和校核.26 5.1 蜗杆轴承的选择计算及校核蜗杆轴承的选择计算及校核.26 5.1.1 作用在轴上的载荷.26 5.1.2 计算轴承当量载荷.27 5.1.5 计算轴承寿命.27 5.2 蜗轮轴上轴承校核计算蜗轮轴上轴承校核计算.27 5.2.1 作用在轴承上的载荷.27 5.2.3 计算当量载荷.28 5.2.4 计算寿命.28 六六. 键的联接强度计算键的联接强度计算.28 6.1 电机轴上键的连接强度计算电机轴上键的连接强度计算28 6.2 蜗杆轴上键的连接强度计算蜗杆轴上键的连接强度计算28 6.3 蜗轮轴与蜗轮连接键的强度计算蜗轮轴与蜗轮连接键的强度计算.29 6.4 蜗轮轴与联轴器相联键的强度计算蜗轮轴与联轴器相联键的强度计算29 6.5 小齿轮与联轴器相联的键的强度计算小齿轮与联轴器相联的键的强度计算.29 七七. 箱体的设计计算箱体的设计计算.30 八八. 减速器及轴承的润滑和密封减速器及轴承的润滑和密封.30 8.1 减速器的润滑减速器的润滑 .30 8.2 减速器的密封减速器的密封30 8.3 视孔盖及通气塞的选择视孔盖及通气塞的选择 .31 8.4 轴承的润滑轴承的润滑.31 九九. 热平衡校核热平衡校核.31 参参 考考 书书 目目31 x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 一. . 电动机的选电动机的选择 1.1 选择电动机的总类、类型和结构形式 1.1.1 选择电动机系列 按工作要求选择和条件选择 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电 动机。 1.1.2 电动机容量的确定 如上图所示，电动机所需要的功率是 式（1.1-1） W W P P 0 式中 电动机所需要功率，oPkw 工作功率， w Pkw 传动总效率。 W 其中，工作机所需要的工作功率： KW VF PW6 . 2 601000 1213000 1000 传动的总效率 式（1.1-2） 2 65 2 4 32 2 1 W 式中： 联轴器效率 0.99 1 双头蜗轮啮合效率 0.80， 2 开式齿轮啮合效率 0.94， 3 深沟球轴承效率 0.99 4 卷筒效率 0.96 5 圆锥滚子轴承 0.98 6 则传动装置的总效率由式（1.1-2）得 6660 . 0 98 . 0 96 . 0 99 . 0 94 . 0 80 . 0 99 . 0 222 w 所以电动机的功率由式（1.1-1 得） KW P P W W 9 . 3 666 . 0 6 . 2 0 1.1.3 选择电动机的转速 计算滚筒的转速： min/96 . 7 1048014 . 3 2 . 06060 3 r D v nw 由电动机的额定功率，查课程设计书，根据电动机工作制为,每一工作周 3 S x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 期为 10min,所以取额定功率为 4.0kw。 选取型号：YZR160M1-6 电动机，转速 n=944 r/min. 1.1.4 计算总传动比并分配各级传动比 总的传动比：59.118 w n n i 各级传动比：取 蜗轮传动比，齿轮传动比 ；00.20 1 i93 . 5 2 i 1.2 传动比的分配及传动装置的运动和动力参数 1.2.1 各轴的转速 min/944 1 rnn 电机 min/ 2 . 47 1 2 r i n n 电机 min/ 2 . 47 23 rnn min/96 . 7 2 3 4 r i n n 1.2.2 各轴功率 kwPP96 . 3 11 电机 KWPP04 . 3 2 2 612 KWPP77 . 2 5 2 6123 KWPP55 . 2 2 4334 1.2.3 各轴的转距 mN P Td47.40 960 9550 电机 mNTT07.40 11 电机 mNiTT73.615 2 62112 x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 mNTT02.562 5 2 6123 mNiTT47.3070 23 2 434 运动和动力参数计算结果整理如下: 表 1.1 轴号功率 KW 转速 （r/min） 转矩 Nm 电动机轴494440.47 轴 13.9694440.07 轴 23.0447.2615.73 轴 32.7747.2562.73 轴 42.557.963070.47 二. 蜗轮蜗杆的设计计算 2.1 蜗杆蜗轮参数选择计算 2.1.1 蜗轮蜗杆材料 查表：取蜗杆头数，传动比，蜗杆材料为2 1 z20 1 i 45 钢高频淬火，蜗轮材料为铝青铜。 MPa350 MPa180 2.1.2 根据齿面接触疲劳强度计算蜗轮蜗杆 根据公式： 式（2.1-1） E P n H Z l KF 0 式中：啮合齿面上的法向载荷，N； n F 接触线总长，； 0 lmm 载荷系数； K 材料弹性影响系数，；查表得； E Z 2 1 MPa160 E Z 式（2.1-2） 2 3 2 )( H PEZ Z KTa 式中： 蜗轮上转矩，； 2 TmmN 5 2 101573. 6TmmN 接触系数，； p z5 . 2 p z x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 根据式 2.1-2 mma95.153) 180 5 . 2160 (101573 . 6 2 . 1 2 3 5 中心距取 160；因为；取；取蜗杆；amm20i3 . 6mmmd63 1 此时，查表得出故可用；39 . 0 1 a d 7 . 24 . 2 P Z 变位系数为；)1032 . 0 ( 2 x 导程角；2 . 0tan 1 11 d mZ q Z ；41, 2 21 ZZ 0 361811 ；传动误差为； 5 . 20 1 2 Z Z i%5 . 2 20 20 5 . 20 2.1.3 蜗轮参数 蜗轮分度圆直径：；mmdmZd w 3 . 258 222 蜗轮喉圆直径：，；mmhdd aa 9 . 2702 222 1 2 aa hmh 蜗轮齿根圆直径：，mmhdd ff 18.2432 222 ；)2 . 0(2 . 1 2 cmchmh af 节圆直径：；mmmdD aW 35.2805 . 1 22 蜗轮宽度：，取； 7 . 5675. 0 12 a dbmmb56 2 2.1.4 蜗杆参数 蜗杆直径：；mmqmd63 1 蜗杆节圆直径：；mmxqmdW70.612 21 蜗杆齿顶圆直径：；mmhdd aa 60.752 111 蜗杆齿根圆直径：；mmhdd ff 88.472 111 蜗杆齿宽：，取 110；mmmzb798.8406. 011 21 1 bmm 蜗杆轴向齿距：；mmmpa 8 . 19 x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 2.2 蜗轮蜗杆弯曲疲劳强度校核 根据公式： 式（2.2-1）YY mdd KT FaF2 21 2 53 . 1 式中： 蜗轮齿形系数； 2Fa Y 螺旋角影响系数； Y ；56.43 )(cos 3 2 2 Z ZV1032 . 0 2 x 查表得：；45 . 2 2 Fa Y ；919 . 0 140 1 Y 式（2.2-2） FNFF K 查表：铝青铜金属模铸造，； MPa F 90 公式：； 8 2 10934 . 1 60 hl LjnN ；56 . 0 10934 . 1 10 9 8 6 FN K 根据公式（2.2-2） ； MPa FF 4 . 5056 . 0 根据公式（2.2-1） 弯曲强度满 2 21 2 94.24 53 . 1 FFaF MPaYY mdd KT 足要求； 式中： 3 . 6;10258;1063;919 . 0 ;45 . 2 ;m*1073.615; 2 . 1 -3 2 -3 12 -3 2 mmdmdYYKNTK Fa 三. 直齿圆柱齿轮设计计算 3.1 齿轮材料精度等级齿数选择 由于是开式齿轮，故选用 7 级精度； 3.1.2 材料选择 x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 小齿轮选用 40Gr，调质，硬度为 229269HBW； 大齿轮选用 45，调质，硬度为 217255HBW； 由于，故选小齿轮齿数，大齿轮齿数；03 . 6 i15 1 Z91 2 Z 3.2 按齿面接触疲劳强度设计 3.2.1 设计计算 由设计计算公式： 式（3.2-1） 3 32 1 )( 1 32 . 2 d KTZ u u d H E t 式中： K载荷系数，K=1.2； ;/02.562 3 mNT 齿宽系数，取；d2 . 1d 材料弹性影响系数，取； E Z 2 1 8 .189 MPaZE 07 . 6 1 2 Z Z u 式（3.2-2） limHNH K 3.2.2 计算循环次数 8 111 10902 . 1 60ntN 7 222 10208 . 3 60ntN 接触疲劳寿命系数： 72 . 0 10 9 1 7 1 N KN 88 . 0 10 9 2 7 2 N KN 查表： 小齿轮接触疲劳强度极限MPa H 530 1lim 大齿轮接触疲劳强度极限MPa H 480 2lim 由公式（3.2-2）： MPa H 6 . 381 1 x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 MPa H 4 . 422 2 将，中较小的带入式（3.2-1）： 1H 2H 40.119)( 1 2 1 3 3 1 H HE t ZZZ u u d KT d 其中，查表得；取632 . 1 a888 . 0 Z 8 . 189, 5 . 2 EH ZZ sm nd v t /30 . 0 100060 11 mmddb t 28.143 1 3.2.3 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 mm Z d m t t 96 . 7 1 1 齿高 mmmh91.1725 . 2 8 91.17 28.143 h b 3.2.4 计算载荷系数 根据，7 级精度等级，查表的动载荷系数为smv/3 . 01 V K 直齿轮，；1 FH KK 查表得使用系数；1 A K 查表，用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置是，；26 . 1 K 故载荷系数为26 . 1 K KKKK VA 3.2.5 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径 mmdd t 36.121 2 . 1 26 . 1 3 11 8 1 1 Z d m x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 式（3.3-1） 3 2 1 1 2 dZ KTSY m F SaFa 3.3.1 确定式中的各计算参数 查表的小齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPa FE 420 1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPa FE 380 2 齿宽系数；2 . 1d 取安全系数；4 . 1S 弯曲疲劳许用应力为： MPa S K FEFN F 92.241 11 1 MPa S K FEFN F 52.267 22 2 载荷系数 K 取 1.2； 查取齿形系数： ，；82 . 2 1 Fa Y08 . 2 2Fa Y 查取应力校正系数： ，；53 . 1 1 Sa Y78 . 1 2 Sa Y 3.3.2 计算大小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y ； 017369 . 0 1 11 F SaFaY Y ； 013684 . 0 2 22 F SaFa YY 小齿轮的数值较大； 3.3.3 设计计算 根据式（3.3-1）： x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 ； 18 . 4 013684 . 0 15152 . 1 5620202 . 12 cos2 3 3 2 22 2 1d 2 3 F SaFa YY Z YYKT m 故齿轮模数；5m ；90;18 21 ZZ 3.4 几何尺寸计算 mmmZd120 11 mmmZd728 22 mm dd a424 2 2 mmdb d 144 1 取；mmbmmb144;150 21 四. 轴的设计计算 4.1 蜗轮轴的设计计算 材料选用 45 钢调质，MPa T 45 4.1.1 按扭转强度计算轴的最小直径 根据公式： 式（4.1-1）mm n p AdI63.46 3 0 式中：轴的传递功率，；pKW 轴的转速，；nmin/r 取；120 0 A 输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，为了与联轴器的孔相适应，故选 取联轴器型号；联轴器转矩，查表，转矩变化小，故； 3 TKT Aca 5 . 1 A K 则： mmNTKT Aca 923595 3 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 TL9 型弹性联轴 ca T x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 器，公称转矩为 1000000；半联轴器的孔径；半联轴器的长mmN mmd50 1 度；半联轴器与轴配合的孔长；mmL112mmL84 1 4.1.2 确定轴的各段直径和长度 为了满足联轴器，故 -A 需要一轴肩，故；半联轴器与轴配合，mmDAB57 长 ，故；初步选择轴承，因承受径向力，较小的轴向力，故mmL84 1 mml80 1 可选用圆锥滚子轴承，因，故选用 30212 型圆锥滚子轴承；mmd57 2 故，取；189560TDdmmdd60 73 mmTl75.23 7 mml24 7 安装蜗轮处，蜗轮定位轴环段直径；轴承定位轴环段直mmd65 4 mmd75 5 径；由于安装联轴器，故，由于安装轴承和套筒，故mmd68 6 mml50 2 ；由于要小于蜗轮mmasTl4375.42410575.234 3 ，安装蜗轮轴；蜗轮定位轴环，取mml91 , 1 mml86 4 mmhl74 . 1 5 ；抵紧轴承，取；见图 4.1-1；mml10 5 mmsal510 6 mml10 6 图 4.1-1 4.1.3 按弯扭合成应力校核轴的强度 蜗轮受水平力N d T Ft4130 2 2 2 2 蜗轮受垂直力；式中；NFF tr 1342tan 22 0 20 绘制弯矩扭矩图 4.1-2： x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 图 4.1-2 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 FNFF HH 2069 21 NFF VV 671 21 弯矩 M mmNMH 5 10476 . 1 mmNMV 5 10715 . 1 总弯矩 mmNM 5 109 . 1 扭矩mmNT 532850 校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（C 截面） ；扭转应力为脉动循环应力，取 6 . 0 根据公式： 式（4.1-2） W TM ca 2 2 式中： 3 1 . 0 dW 由式 4.1-2 得：MPa ca 54.13 此轴材料为 45 钢调质，查表得；故安全； MPa40 1 1 ca 4.1.4 判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面 V 和应力最集中。从受载的情况 来看，截面 C 上的应力最大。截面 V 的应力集中的影响和相近，但截面 V 不 受扭矩作用，同时轴径也比较大，故不必做强度校核。截面 C 上虽然应力最大， x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 但应力不集中而且这里轴比较大，故 C 截面也不必校核。故只需校核截面左 右两侧即可。 4.1.5 精确校核截面左侧 抗弯截面系数： 33 216001 . 0mmdW 抗扭截面系数： 33 432002 . 0mmdWT 截面左侧弯矩：mmNM04.44154 136 35 1057.171 3 截面左侧扭矩：mmNT 532850 截面左侧弯曲应力：MPa W M b 044 . 2 截面左侧扭矩应力：MPa W T T T 33.12 材料为 45 钢调质，查表得： ；MPa B 640MPa275 1 MPa155 1 截面上轴肩形成的理论应力集中系数；因；查表取 ,07 . 1 ,033 . 0 d D d r ;31. 1, 0 . 2 由图可得材料的敏感系数为： 85 . 0 ,82 . 0 qq 故有效应力集中系数按式为： 82 . 1 11 qK 26 . 1 11 qK 查表得：尺寸系数；扭转尺寸系数；67 . 0 82 . 0 轴按磨削加工，查表得表面质量系数为： 92 . 0 轴表面未经强化处理，即；1 q 综合系数为： 80 . 2 1 1 k K 62 . 1 1 1 k K 碳钢的特性系数： ；取2 . 01 . 0 1 . 0 ；取1 . 005 . 0 05 . 0 计算安全系数值，则得： ca S05.48 1 ma K S x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 37.15 1 ma K S 8 . 164.14 22 S SS SS Sca 故可知其安全。 4.1.6 精确校核截面右侧 抗弯截面系数： 33 274621 . 0mmdW 抗扭截面系数： 33 549252 . 0mmdWT 截面右弯矩：mmNM04.44154 136 35 1057.171 3 截面右侧扭矩：mmNT 532850 截面右侧弯曲应力：MPa W M b 60 . 1 截面右扭矩应力：MPa W T T T 7 . 9 过盈配合处，用插值法查表求出，并取； K KK 8 . 0 于是得： 16 . 3 K 53 . 2 8 . 0 KK 轴按磨削加工，边面质量系数为：92 . 0 故得综合系数为： 25 . 3 1 1 k K 所以轴在截面的安全系数为：88.52 1 ma K S 97.11 1 ma K S 8 . 1 7 . 11 22 S SS SS Sca 故该轴在截面右侧强度也是足够的。 x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 4.2 蜗杆轴的强度设计计算 4.2.1 蜗杆的设计 蜗杆的工作条件如下表： 输入功率 P13.54Kw 转速 n1960r/min 由资料 1-370p 表 15-3 取 A0=120，由公式： 72.17 3 0 n P Ad 为蜗杆的最小直径，由装配关系可知，最小处的直径为装联轴器的直径。 查资料 1-351p 表 14-1 得 1 TKT Aca 7 . 1 A K 则 mmNTca 60105 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，机械设计手册（GB/T5014- ca T 2003）,选用 TL6 型弹性联轴器，轴孔长度为。mml84 4.2.3 确定蜗杆上的作用力 蜗杆受力情况如下表： 切向力 1 1 21 2 d T FF at 1095N 轴向力 2 2 21 2 d T FF ta 4047N 径向力 tan 221trr FFF 1472N 由上表可知，蜗杆受的轴向力较大，故与蜗杆配合的轴承选择圆锥滚子轴承， 由于此处轴径为，选择轴承型号为 30210， mm50 4.2.4 蜗杆结构设计 拟定设计方案，如 4.2-1 图所示： x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 图 4.2-1 根据定位要求确定个轴段轴径和长度： 为了满足联轴器要求，段轴径由联轴器确定为，而用于联轴器轴mmd40 1 向定位的轴肩高度为 7mm，故 2 段轴径为，3 段是装轴承段，根据载mmd47 2 荷去圆锥滚子轴承，型号为 30210，故，根据圆锥滚子轴承的mmdd50 73 轴向定位要求，取 4 段轴径为。根据联轴器的要求，取mmdd56 64 ，根据安装联轴器的方便，故。由轴承确定mml80 1 mml50 2 。由蜗杆齿宽确定，综合考虑蜗杆与蜗轮的装mmll2275.21 73 mml110 5 配关系，即蜗杆旋齿部分处于减速器中间，取。与联轴器配合的mmll83 64 键选择类型为半圆键，标记为 8745 4.2.5 求蜗杆上的载荷 首先根据结构简图作出轴的计算简图： 图 4.2-2 简支梁支承跨度： L=273mm 根据蜗杆所受载荷作出其受力图和弯矩图如下： x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 图 4.2-3 支反力 F 6 . 547 21 NHNH FF NFNV269 1 NFNV1203 2 弯矩 MmmNMH 4 . 74747mmNMV 36718 1 mmNMV164209 2 总弯矩 mmNM 82600 1 mmNM180184 2 扭矩 TmmNT 35210 4.2.6 按弯扭合成应力校核蜗杆的强度 进行校核时，只需对危险截面进行校核， （即截面 C） ，根据上表中的数 据和公式： 1 2 2 2 24.14 MPa W TM ca 0.6式中 由于蜗杆的材料前面已选择为 45 钢，表面高频淬火， 160MPa 4.3 小齿轮轴的设计计算 4.3.1 选用轴的材料及许用应力 材料选用 45 钢，； MPa40 x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 4.3.2 按轴的扭转强度确定轴的最小直径 根据公式： 式（4.3-1）mm n p Ad08.44 0 式中：轴传递的功率，pKW 轴的转速，nmin/r 取120 0 A 轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，为了与联轴器的孔相适应，故选取联 轴器型号；联轴器转矩，查表，转矩变化小，故； 3 TKT Aca 5 . 1 A K 则： mmNTKT Aca 744585 3 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 LU10 型 Y 型轮 ca T 胎联轴器，共称转矩为 800000；半联轴器的孔径；半联轴器mmN mmd50 1 的长度；半联轴器与轴配合的孔长；mmL112mmL110 1 4.3.3 确定轴的各段直径和长度 为了满足联轴器，故 -A 需要一轴肩，故；半联轴器与轴配合，mmDAB57 长 ，故；初步选择轴承，因承受径向力，有很小的轴向力，mmL112mmL110 1 故选用深沟球轴承，因，故选用 6012 型深够球轴承；mmD57 2 故，由于安装轴承，故189560TDdmmdd60 73 mmll18 73 ；安装蜗轮处，轴环处直径；由于安装联轴器，mmd68 6 mmd66mmd74 故，由于安装轴承和套筒，故；安装蜗轮故；mml62 2 mml52 3 mml78 4 抵紧蜗轮故；由于抵紧轴承故；mml13 5 mml20 6 见图 4.3-1： 图 4.3-1 x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 4.3.4 按弯扭合成应力校核轴的强度 蜗轮受水平力N d T Ft 6 . 11256 2 2 2 2 蜗轮受垂直力；式中；NFF tr 3657tan 22 0 20 绘制弯矩扭矩图 4.3-2： 垂直方向 水平方向 图 4.3-2 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 FNFF HH 5628 21 NFF VV 1828 21 弯矩 MmmNMH 5 1072 . 4 mmNMV 5 1053.11 总弯矩mmNM 5 1096 . 4 扭矩mmNT 506530 校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（C 截面） ；扭转应力为脉动循环应力，取 6 . 0 根据公式： 式（4.3-2） W TM ca 2 2 式中： 3 1 . 0 dW MPa ca 49.12 此轴材料为 45 钢调质，查表得；故安全； MPa40 1 1 ca x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 五. 滚动轴承的选择计算和校核 5.1 蜗杆轴承的选择计算及校核 选用轴承型号为 30308，查手册得，KNGr 9 . 90KNGor108 5.1.1 作用在轴上的载荷 图 5.1-1 轴所受轴向载荷：NFa4047 轴所受径向载荷：NFr2568 两轴承受到的径向载荷 NF Vr 435 1 NF Vr 1037 2 NFF HrHr 547 12 NFFF HrVrr 699 2 1 2 11 NFFFHrVr r 11722 2 2 2 2 两轴承所受的轴向力 对于圆锥滚子轴承，派生力； Y F F r d 2 查手册得 ；，37. 0e7 . 1Y ；NFd205 1 NFd344 2 按公式： NFFF daca 4252 21 NFF da 205 22 e C Fa 036 . 0 0 1 x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 e C Fa 0054 . 0 0 2 故取；4 . 0x 5.1.2 计算轴承当量载荷 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表查得，取；8 . 12 . 1 p f5 . 1 p f 计算当量载荷： NFYFXfP arp 1048 11111 NFYFXfP arp 1758 22222 5.1.5 计算轴承寿命 因为，所以按轴承 2 计算； 12 PP h P C n Lh2400007 60 10 2 6 由以上计算可知所选轴承符合要求。 5.2 蜗轮轴上轴承校核计算 选用轴承型号 6012，查手册得，KNCr 7 . 31KNCOr 2 . 24 5.2.1 作用在轴承上的载荷 轴承受径向载荷：NFr2175 轴承受轴向载荷：NFa 5 . 279 求相对轴承载荷对应的 值和值eY 相对轴承载荷为： 0115 . 0 0 C Fa 轴承最小；故取；025 . 0 0 C Fa 22 . 0 ,56 . 0 , 2eXY x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 5.2.3 计算当量载荷 根据公式：NYFXFfP arp 2469 5.2.4 计算寿命 所选轴承满足寿命要求。h P C n Lh3300000 60 106 六. 键的联接强度计算 6.1 电机轴上键的连接强度计算 型号： 25810lhb 材料为铸铁， MPa p 50 电机输出轴：mmd38 扭矩：mNT31.36 根据公式： 式（6.1- pp MPa kld T 53 . 8 102 3 1） 故安全。 6.2 蜗杆轴上键的连接强度计算 型号：6078lhb x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 材料为铸铁， MPa p 50 轴：mmd30 扭矩：mNT21.35 根据公式 6.1-1： pp MPa kld T 7 . 11 102 3 故安全。 6.3 蜗轮轴与蜗轮连接键的强度计算 型号：631118lhb 材料为 45 钢， MPa p 105 轴径：mmd66 扭矩：mNT19.522 根据公式 6.1-1： pp kld T 51.56 102 3 故安全。 6.4 蜗轮轴与联轴器相联键的强度计算 型号：6078lhb 材料为 45 钢， MPa p 105 轴径：mmd50 扭矩：mNT19.522 根据公式 6.1-1： pp MPa kld T 4 . 79 102 3 故安全。 6.5 小齿轮与联轴器相联的键的强度计算 型号：90914lhb 材料为 45 钢， MPa p 105 轴径：mmd50 扭矩：mNT53.506 根据公式 6.1-1： pp MPa kld T 3 . 77 102 3 故安全。 x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 七. 箱体的设计计算 机座壁厚：；mma10304 . 0 机盖壁厚：；mm885 . 0 1 机座凸缘厚度：；mmb155 . 1 机盖凸缘厚度：；mmb125 . 1 11 地脚螺钉直径：mmad f 1812036 . 0 地脚螺钉数目：4 轴承旁联结螺栓直径：；mmdd f 1475 . 0 1 机盖与机座联接螺栓直径：；mmdd f 126 . 0 2 联结螺栓的间距：； 2 dmml200 轴承端盖螺钉直径：；mmdd f 95 . 0 3 窥视孔盖螺钉直径：；mmdd f 5 . 74 . 0 4 定位销直径：；mmdd5 . 77 . 0 2 轴承端盖凸缘厚度：；mmdt91 3 八. 减速器及轴承的润滑和密封 8.1 减速器的润滑 齿轮圆周速度 V，,采用浸油润滑方式。传动件浸在油中的深度smV/12 ，最少为 1 个齿高。润滑油的选择：H 机械油 运动黏度中心值=30，凝点=，闪点=22ANC 0 40 C0 5 C0 170 8.2 减速器的密封 轴伸出端的密封选择 O 型圈密封，据 JB/ZQ4606-1986 选用，；mmd53 1 。不伸出端的密封则采用防油垫片，按端盖尺寸要求设计大小。mmd77 2 8.3 视孔盖及通气塞的选择 观察孔盖板长为 98宽为 69厚为 5的型号，通气塞尺寸选用mmmmmm 类型（在机械设计课程设计参考书上查取） 。5 . 116M x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 8.4 轴承的润滑 轴颈径 转速 mmdmmd60,40 21 min/960rn 5 1025 . 196040 n d ，因其转速较不高，故采用和减速器同样的润滑剂 AN22，相关参数同上。 九. 热平衡校核 根据公式： 式（9-1） S P tt d a 11000 0 式中： 箱体的表面热传递系数，取； d CmW d 02 /15 S内表面能被润滑油飞溅到，外表面又为空气所冷却的箱体表面面积； 油的工作温度，； 0 tCt 0 0 55 周围空气温度， a tCta 0 20 0 0 0 53 11000 tC S P tt d a 故可用。 参参 考考 书书 目目 1、陆玉 主编. 机械设计课程设计第四版 机械工业出半版社，2011 2、吕宏，王慧 主编. 机械设计第一版 北京大学出版社，2009 3、西北工业大学机械原理及机械零件教研室编 濮良贵 纪名刚 主编. 机械设计 第七版 北京：高等教育出版社，2004 4、龚溎义 主编. 机械设计课程设计图册 第三版 北京：高等教育出版社，1989 2004 6、机械设计手册编委会 主编.机械设计手册新版 第 4 卷 北京：高等教育出版 社，2004 5、机械设计手册编委会 主编. 机械设计手册新版 第 3 卷 北京：高等教育出版 社， x 学院机械设计课程设计（论文） 轴的设计计算 xxxx 学院本科学生课程设计任务书学院本科学生课程设计任务书 题题 目目设计电动卷扬机传动装置 1 1、课程设计的目的、课程设计的目的 本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑，自学，查资料，独立实践的机会。 将本学期课本上的理论知识和实际有机的结合起来，锻炼学生实际分析问题和 解决问题的能力，提高学生综合运用所学知识的能力，装配图、零件图的设计 绘图能力。 2 2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等） 工作条件： 间歇工作，每班工作时间不超过 15，每次工作时间不超过 10min，满载起 动，工作有中等振动， ，两班制工作，小批量生产，钢速度允许误差5。 设计寿命 10 年。 要求： (1)随时复习教科书、听课笔记及习题。 (2)及时了解有关资料，做好准备工作，充分发挥自己的主观能动性和创造性。 (3)认真计算和制图，保证计算正确和图纸质量。 (4)按预定计划循序完成任务。 (5)按学校规定格式书写说明书，交电子和纸质文档。 3 3、主要参考文献、主要参考文献 1所学相关课程的教材 2机械设计课程设计 3机械设计手册 4电动机手册 4 4、课程设计工作进度计划、课程设计工作进度计划 (1)准备阶段（1 天） (2)设计计算阶段（3 天） (3)减速器的装配图一张（4 天） (4)绘零件图三张（3 天） (5)编写设计说明书（3 天） (6)答辩或考察阶段。(1 天) 指导教师指导教师（签字） 日期年 月 日 教研室意见：教研室意见： 年 月 日 学生学生（签字）： 接受任务时间： 年 月 日 注：注：任务书由指导教师填写。 xxx 学院机械设计课程设计（论文） 成绩评定表 课程设计（论文）指导教师成绩评定表课程设计（论文）指导教师成绩评定表 题目名称题目名称设计电动卷扬机传动装置 评分项目评分项目 分分 值值 得得 分分 评价内涵评价内涵 01 学习态度 6 6 遵守各项纪律，工作刻苦努力，具有良好的科学 工作态度。 02 科学实践、调研 7 7 通过实验、试验、查阅文献、深入生产实践等渠 道获取与课程设计有关的材料。 工 作 表 现 20% 03 课题工作量 7 7 按期圆满完成规定的任务，工作量饱满。 04 综合运用知识的能力 1010 能运用所学知识和技能去发现与解决实际问题， 能正确处理实验数据，能对课题进行理论分析， 得出有价值的结论。 05 应用文献的能力 5 5 能独立查阅相关文献和从事其他调研；能提出并 较好地论述课题的实施方案；有收集、加工各种 信息及获取新知识的能力。 06 设计（实验）能力，方案 的设计能力 5 5 能正确设计实验方案，独立进行装置安装、调试、 操作等实验工作，数据正确、可靠；研究思路清 晰、完整。 07 计算及计算机应用能力 5 5 具有较强的数据运算与处理能力；能运用计算机 进行资料搜集、加工、处理和辅助设计等。 能 力 水 平 35% 08 对计算或实验结果的分析 能力（综合分析能力、技 术经济分析能力） 1010 具有较强的数据收集、分析、处理、综合的能力。 09 插图（或图纸）质量、篇 幅、设计（论文）规范化 程度 5 5 符合本专业相关规范或规定要求；规范化符合本 文件第五条要求。 10 设计说明书（论文）质量 3030 综述简练完整，有见解；立论正确，论述充分， 结论严谨合理；实验正确，分析处理科学。 成 果 质 量 45% 11 创新 1010 对前人工作有改进或突破，或有独特见解。 成绩成绩 指指 导导 教教 师师 评评 语语 指导教师签名： 年 月 日 xx 学院机械设计课程设计（论文） 轴承的选择计算和校核 xxxxxx 学院本科学生课程设计任务书学院本科学生课程设计任务书 题目 6设计电动卷扬机传动装置 1 1、课程设计的目的、课程设计的目的 本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑，自学，查资料，独立实践的 机会。将本学期课本上的理论知识和实际有机的结合起来，锻炼学生实际分析 问题和解决问题的能力，提高学生综合运用所学知识的能力，装配图、零件图 的设计绘图能力。 2 2、课程设计的内容和要求（包括：传动装置简图、原始数据、技术要求、工作、课程设计的内容和要求（包括：传动装置简图、原始数据、技术要求、工作 要求等）要求等