机械设计课程设计矿用回柱绞车传动装置设计二级齿轮蜗轮减速器【全套图纸】

1、目 录前言2机械设计课程设计任务书3题目：矿用回柱绞车传动装置设计3设计条件3原始数据3设计任务3设计要求3第一阶段设计3一、总体设计31、传动方案的拟定及说明32、电动机选择43、计算传动装置的总传动比并分配传动比54、计算传动装置的运动和动力参数5二、传动件的设计计算71、直齿圆柱齿轮传动设计计算72、蜗轮蜗杆传动设计计算123、内啮合齿轮传动设计计算15第二阶段设计19一、装配图设计19二、传动轴的设计计算191、i轴设计计算192、ii轴轴的设计计算233、iii轴低速轴设计27 4、联轴器的选择.31三、键联接的选择及校核计算311、轴上与联轴器相联处键的校核312、轴上键的校核31

2、3、轴上键的校核32 4、与低速级联轴器相联处键的校核.32四、轴承的校验32第三阶段设计35一、铸件减速器机体结构外形设计351、铸件减速器机体结构尺寸计算表352、减速器附件的选择，在草图设计中选择363、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)36课程设计小结37参考资料目录38机械设计课程设计说明书 前 言课程设计是考察学生全面掌握基本理论知识的重要环节。本次是设计一个，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。该减速器的设计基本上符合设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。设计者： 2015年1月29日全套图纸，设计题目

3、f矿用回柱绞车传动装置设计 1 设计条件 1） 机器功用 煤矿井下回收支柱用的慢速绞车；2） 工作情况 工作平稳，间歇工作（工作与停歇 时间比为 1:2），绳筒转向定期变换； 3）运动要求 绞车绳筒转速误差不超过 8； 4）工作能力 储备余量 10%； 5）使用寿命 10 年，每年 350 天，每天 8 小时； 6）检修周期 一年小修，五年大修； 7）生产批量 小批生产； 8）生产厂型 中型机械厂。2.原始数据 题号钢绳牵引力 （kn）钢绳最大速度 （m/s） 绳筒直径 （mm） 钢绳直径 （mm） 最大缠绕层数 f10650.133001643 设计任务 1） 设计内容 电动机选型；开式齿轮

4、设计；减速器设计；联轴器选型设计； 滚筒轴系设计；其他。 2） 设计工作量 传动系统安装图 1 张；减速器装配图 1 张；零件图 2 张（具体 零件由指导教师指定）； 设计计算说明书 1 份。4设计要求 1）蜗杆减速器设计成 阿基米德蜗杆减速器；圆弧齿圆柱蜗杆减速器；设计者 自定的型式（由指导教师选定）。 2）第一级开式齿轮与蜗杆传动合并设计成闭式齿轮蜗杆减速器。 第一阶段设计一、总体设计1、传动方案的拟定及说明 矿用回柱绞车采用卧式减速器。 开式齿轮采用斜齿圆柱齿轮，因为斜齿轮传递运动平稳，噪音小，承载能力高，用在减速器的低速级上。减速器采用齿轮-蜗轮二级减速器，以实现在满足较大传动比的同时

5、拥有较比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的环境下工作。为加工方便采用水平剖分式。因各轴既承受径向力又承受轴向力，故轴承采用圆锥滚子轴承和角接触球轴承。电动机和输入轴（高速轴）和输出轴（低速级）均采用弹性套柱销联轴器（gb/t4323-2002）传动方案简图说明如下：一级直齿内啮合圆柱齿轮传动减速两级齿轮-蜗轮传动减速2. 电动机选择（1） 电动机输出功率计算 已知工作机上作用力f（n）和线速度v(m/s）时p=fv/1000（kw）本设计中:已知滚筒上钢绳的牵引力：f=65kn钢绳的最大线速度：v=0.13m/s的计算：查表9-1得8级精度油润滑的齿轮传动：1=0.97（高速）挠性

6、联轴器：2=0.99角接触球轴承：3=0.99圆锥滚子轴承：4=0.98双头蜗杆（油润滑）：5=0.78油池内油的飞溅和密封摩擦：6=0.96（低速）梅花弹性联轴器： 7=0.98加工齿的开式齿轮传动（脂润滑）：8=0.95卷筒：9=0.96卷绳轮：10=0.95所以 =1232435678910=0.564p=fv/（1000）=14.903kw（2） 确定电动机型号：电动机所需额定功率p和电动机输出功率p之间有以下关系：pkp根据工作情况取k=1.1pkp=1.114.903=16.39kw查表16-2得：综合选用电动机：y200l1-6电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩y200l1

7、-618.5kw970r/min1.82.03. 传动比分配 总传动比滚筒最大直径式中： d绳筒直径； 钢绳直径。滚筒的转速总传动比传动比分配 齿轮传动比： i1=2蜗轮蜗杆：i2=26.8外齿轮：i3=34. 传动装置运动参数的计算减速器传动装置各轴从高速至低速依次编号为：i轴、ii轴、iii轴（1） 各轴转速计算 （2） 各轴功率的计算（3） 各轴扭矩的计算（4）各轴转速、功率、扭矩列表轴号转速（r/min）输入功率p（kw）输入扭矩t（nm）电机轴97016.39161.36i轴97016.23159.79ii轴48515.59306.98iii轴18.0811.325979.31iv轴

8、18.0810.875741.62卷筒轴6.02610.3316370.982、 传动零件设计计算1. 直齿圆柱齿轮传动设计计算已知：高速齿轮传递功率p=16.23kw 小齿轮转速970r/min ，传动比i=2（1）选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理小齿轮材料：40cr调质，hbs1=280hbs= 大齿轮材料：45钢正火，hbs2=230hbs2）精度等级选8级精度；3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数；4）选取螺旋角，初选螺旋角。（2）按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即1） 确定公式内的各计算数值试选由图10-30选取区域系数。由图10-26查得由式10-13计算应力循环次数。由图

9、10-19取接触疲劳寿命系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限和大齿轮的强度极限分别为 计算接触疲劳许用应力（取失效概率1%，安全系数s=1）由表10-8查得材料的弹性影响系数由表10-7选取齿宽系数。2）计算计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽b及模数计算纵向重合度计算载荷系数k。已知使用系数根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数；由表10-3查得；从表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对于支承对称布置、8级精度、。故载荷系数 另由图10-13查得。按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径。计算模数（3）按齿根弯曲强度设计1） 确定公式内的计算参数计算载荷系数。根据

10、纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数.计算当量齿数。查取齿形系数。由表10-5查得查取应力校正系数。由表10-5查得由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数;取弯曲疲劳安全系数s=1.4；计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的值较大。2）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，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距将中心距圆整为116mm.2）按圆整后的中心距修正螺旋角

11、因值改变不多，故参数等不必修正。3） 计算大小齿轮的直径4）计算齿轮宽度圆整后取2. 蜗轮蜗杆传动设计计算（1） 选择蜗杆传动类型根据gb/t 100851988的推荐，采用渐开线蜗杆（zi）（2） 选择材料蜗杆：选用45号钢表面淬火，表面硬度45-50hrc.蜗轮: 选用zcusn10pb1(金属膜铸造），为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁ht200制造。已知：蜗杆传递功率p=15.59kw蜗杆转速n=485m/s，蜗轮转速（3） 齿面接触疲劳强度设计计算已知：1）确定载荷系数k因工作载荷稳定，故取载荷分布不均匀系数；由表11-5选取使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载

12、荷系数；则 2） 确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆配合，故。3）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值，从图11-18中可查得。4）确定许用接触应力 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜zcusn10p1，金属膜铸造，蜗轮螺旋齿面硬度45hrc，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力。蜗轮许用接触应力 由式应力循环次数n： 接触强度的寿命系数 则蜗轮许用接触应力5）计算中心距取中心距，因，故从表11-2中取模数，蜗杆分度圆直径。这时，查图11-18中可查得接触系数，因为，因此以上计算结果可用。（4）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1)蜗杆轴向齿距；直径系数；蜗杆分度圆直径；压力

13、角；蜗杆齿顶圆直径；齿根圆直径；分度圆导程角；蜗杆轴向齿厚；齿宽。圆整。 2）蜗轮蜗轮齿数；变位系数；验算传动比，这时传动比误差为，是允许的。蜗轮齿顶高系数;蜗轮齿顶高蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径蜗轮齿根直径蜗轮咽喉母直径蜗轮顶圆直径蜗轮齿宽加以圆整5）齿根弯曲疲劳强度校核计算蜗轮齿根弯曲应力由机械设计式（11-13）当量齿数 根据从图11-19中可查得齿形系数螺旋角系数 许用弯曲应力从表11-8中查得由zcusn10p1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力。寿命系数6）验算效率已知；与相对滑动速度有关。从表11-18中用插值法查得大于原估计值，因此不用重算。3. 开式齿传动的设计计算已知：传动比小齿轮

14、转速 小齿轮转矩 1）选择齿轮精度等级、材料及齿数按上图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，7级精度（gb1009588）小齿轮材料：40cr调质， 大齿轮材料：45钢调质，选小齿轮齿数为 大齿轮齿数选取螺旋角。初选螺旋角。 2）按齿跟弯曲疲劳强度设计，即 试选计算纵向重合度从图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数。查取齿形系数。由表10-5查得查取应力校正系数。由表10-5查得由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数;取弯曲疲劳安全系数s=1.4；计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的值较大。由表10-7选取齿宽系数由图10-26

15、查得 设计计算 圆周速度：计算载荷系数k。已知使用系数根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数；由表10-3查得；从表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对于支承悬臂布置、7级精度、。故载荷系数 另由图10-13查得。按实际的载荷系数校正所算的模数。3） 按齿面接触强度校核按式（10-21）试算，即由图10-30选取区域系数。由图10-19取接触疲劳寿命系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限和大齿轮的强度极限分别为计算接触疲劳许用应力（取失效概率1%，安全系数s=1）由表10-8查得材料的弹性影响系数计算计算小齿轮分度圆直径对比计算结果，由齿根弯曲疲劳强度计算的分度圆直径

16、大于由齿面接触疲劳强度强度计算的直径，取，已满足接触。但为了同时满足齿根弯曲疲劳强度，需按齿根弯曲疲劳强度算得的模数来计算应有的齿数。于是由取，则4）几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为350mm.按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不必修正。计算大小齿轮的直径4）计算齿轮宽度圆整后取第二阶段1、 装配图设计二传动轴的设计计算i轴设计计算1）已知：传递功率，转速转矩双向传动，10年，350天/年，8小时/天2） 计算作用在i齿轮上的力因已知齿轮分度圆直径3） 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调制处理。取i轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，考虑到i轴上的两个键槽，轴径再

17、增大12由之前的计算结果可得，选择hl2型联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度4） 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案右轴承从轴的右端装入，靠套筒定位；左轴承从轴的左端装入，并靠轴肩定位。半联轴器靠轴肩定位，左轴承采用轴承端盖，右轴承采用箱体壁定位，半联轴器靠轴端挡圈得到轴向固定，半联轴器采用普通平键得到周向固定，采用角接触球轴承和弹性柱销联轴器。（2）确定各轴段直径和长度1段：根据圆整得选择联轴器型号为hl4型弹性柱销联轴器（y型）比轮毂长度82mm短作为1段长度取2段：为使半联轴器定位，2段轴直径取3段：考虑到采用斜齿轮，轴同时承受轴向力与径向力故选取角接触球轴承，取轴承型号7309b

18、，取考虑套筒的长度，取4段：小齿轮宽度，为对小齿轮进行轴向定位，取4段轴长度为取5段：轴肩6段：为对轴承进行轴向定位且便于拆卸取7段：用于与轴承装配取5） 确定轴上载荷由受力分析可知此轴的危险截面在齿轮轴段上因为两个轴承是对称布置，所以由图可得解得总弯矩6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度。由题意可知扭转切应力为对称循环变应力，取，轴的计算应力前已确定轴的材料45钢，调质处理，由表15-1查得，因此上述计算应力满足强度条件，故安全。ii轴设计计算1）已知：传递功率，转速转矩双向传动，10年，350天/年，8小时/天2）计算作用在i齿

19、轮上的力因已知蜗杆分度圆直径3）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调制处理。取i轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，考虑到i轴上的两个键槽，轴径再增大54）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案大齿轮从轴的左端装入，靠轴肩与轴端挡圈定位；左轴承从轴的左端装入，靠挡油环定位。右轴承采用轴端挡圈，右轴承采用挡油环定位，大齿轮采用普通平键得到周向固定，采用调心球轴承和圆锥滚子轴承。1段：根据圆整得为对大齿轮轴向定位，1段轴比轮毂长度74mm短作为1段长度取2段：为使大齿轮轴向定位，取3段：考虑到ii轴较长，故取左边轴承型号1213，取考虑挡油环的长度，取4段：取5段：蜗杆段6段：取7段：

20、用于轴向固定挡油环，取8段：用于安装挡油环与轴承，考虑到ii轴受到径向力与轴向力，故取圆锥滚子轴承型号30213，取6） 确定轴上载荷由受力分析可知此轴的危险截面在蜗杆轴段上由图可得解得由图可得解得总弯矩6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度。由题意可知扭转切应力为对称循环变应力，取，轴的计算应力前已确定轴的材料45钢，调质处理，由表15-1查得，因此上述计算应力满足强度条件，故安全。iii轴设计计算1）已知：传递功率，转速转矩双向传动，10年，350天/年，8小时/天2）计算作用在i齿轮上的力因已知蜗轮分度圆直径3）初步确定轴的最小

21、直径选取轴的材料为45钢，调制处理。取i轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，考虑到iii轴上的两个键槽，轴径再增大12由之前的计算结果可得，选择hl7 y型联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度4） 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案右轴承从轴的右端装入，靠挡油环定位；左轴承从轴的左端装入，并靠挡油环定位。半联轴器靠轴肩定位，左轴承采用轴承端盖，右轴承也采用轴承端盖定位，半联轴器靠轴端挡圈得到轴向固定，半联轴器采用普通平键得到周向固定，采用圆锥滚子轴承和弹性柱销联轴器。（2）确定各轴段直径和长度1段：根据圆整得选择联轴器型号为hl7型弹性柱销联轴器（y型）比轮毂长度212mm短作为1段长度

22、取2段：为使半联轴器定位，2段轴直径取3段：考虑到轴同时承受轴向力与径向力故选取安装圆锥滚子轴承，取轴承型号32224，取考虑挡油环的长度，取4段：蜗轮轮毂宽度，为对蜗轮进行轴向定位，取4段轴长度为取5段：轴肩用于对蜗轮轴向定位，取6段：用于安装轴承，取5）确定轴上载荷由受力分析可知此轴的危险截面在蜗轮轴段上由图可得解得由图可得解得总弯矩6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度。由题意可知扭转切应力为对称循环变应力，取，轴的计算应力前已确定轴的材料45钢，调质处理，由表15-1查得，因此上述计算应力满足强度条件，故安全。2. 联轴器的选

23、择高速级轴选择hl4 y型联轴器低速级轴选择hl7 y型联轴器三、键联接的选择及校核计算1） 轴上与联轴器相联处键的校核公称直径长度故选键挤压强度满足设计要求2）ii轴上键的校核与大齿轮相联处公称直径长度故选键挤压强度满足设计要求3） iii轴上键的校核（1）与蜗轮相连处公称直径长度故选键挤压强度满足设计要求（2）与低速级联轴器相联处公称直径长度故选键挤压强度满足设计要求四、轴承的校验1） i轴角接触球轴承选用7309b型，参数：代号7309b4510025549159.539.8由于右边轴承受压紧所以计算轴承所受当量动载荷轴承工作无冲击，故取第二个轴承计算工作温度小于，温度系数预期寿命故满足

24、寿命要求2） 蜗杆轴上调心球轴承和圆锥滚子轴承调心球轴承代号ddbdadaey1y2crc12136512023741110.173.75.731.012.5圆锥滚子轴承代号ddtbcdadacrceyy03021365100232023.8741141201520.41.50.8计算轴承所受当量动载荷轴承工作无冲击，所以故工作温度小于，温度系数预期寿命 故满足寿命要求 故满足寿命要求3） 涡轮轴上圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承代号ddtbcdadacrceyy03222412021561.55852.31322034787580.441.40.8由于左边轴承受压紧所以计算轴承所受当量动载荷轴承工作

25、无冲击，故取第一个轴承计算工作温度小于，温度系数预期寿命 故满足寿命要求第三阶段设计一、铸件减速器机体结构外形设计1、铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.04a+3mm=19mm,取20mm机盖壁厚1，取20mm机座凸缘厚度1.5 =30mm机盖凸缘厚度1.5 =30mm机座底凸缘厚度2.5= 50mm地脚螺钉直径0.036a+12=26.4mm取30mm地脚螺钉数目6个轴承旁连接螺栓直径0.75df=22.5mm取24mm机盖与机座连接螺栓直径(0.50.6)=16mm连接螺栓d2的间距150200mm轴承端盖螺钉直径(0.40.5)=12mm取m12检查孔盖螺

26、钉直径(0.30.4)=10mm取m10定位销直径(0.70.8)d2=12mm大齿轮顶圆与内机壁距离1.2=24mm取24mm齿轮端面与内机壁距离=20mm取20mm机盖肋厚 取30mm机座肋厚 取30mm轴承端盖外径2、减速器附件的选择，在草图设计中选择包括：轴承盖，凸台，窥视孔，视孔盖，油标，通气孔，吊孔，螺塞，封油垫，毡圈等。3、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。本减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心，减速器滚动轴承采用油脂润滑。课程设计作为机械设计课程的一个综合性实践环节，是考察我们全面掌握基本理论知识的重要环节。本次是设计一个二级蜗轮齿轮减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。课