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1、機械系統(tǒng)創(chuàng)新設計綜合實踐設計說明書姓名：李時召班級：機電1104學號：11221098指導教師：杜永平、李德才日期：目錄0.設計題目及要求3傳動裝置的總體設計41.1傳動方案的確定41.2 電動機的選擇51.3傳動比的計算及分配71.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算7齒輪的設計和計算92.1高速級齒輪傳動的設計計算92.2中速級齒輪設計計算112.3低速級齒輪設計計算143軸的設計與計算173.1 I軸的設計183.2 H軸的設計計算193.3川軸的設計計算203.4軸的設計21軸承的校核234.1 234.2 23聯(lián)軸器的選擇245.1輸入端聯(lián)軸器245.2輸出端聯(lián)軸器24箱體設計與減速器的

2、潤滑256.1箱體的參數(shù)設計256.2減速器的潤滑26經(jīng)濟性分析265. 設計心得27參考文獻270.設計題目：卷揚機傳動裝置設計（一）設計要求（1）卷揚機由電動機驅動，用于建筑工地提升物料，具體參數(shù)：繩的牽引力為12kN，繩的速度0.4m/s,卷筒直徑500mm（2）室內工作，小批量生產(chǎn)。（3）動力源為三相交流電380/220V，電動機單向運轉，載荷較平穩(wěn)。（4）使用期限為10年，大修周期為三年，兩班制工作。（5）專業(yè)機械廠制造，可加工7、8級精度的齒輪、蝸輪。（二）原始技術數(shù)據(jù)繩牽引力F（kN）10繩牽引速度v（m0.5卷筒直徑D/mm470（三）應完成的任務（1）完成卷揚機總體方案設計和

3、論證（至少提出兩種以上的方案），繪制總體設計原理方案圖。（2）完成主要傳動裝置的結構設計，其中減速器的級別至少是二級。（3）完成減速器裝配圖1張（A0或A1）；零件（建議低速軸、大齒輪）工作圖2張（A3或A4）。（4）進行經(jīng)濟性分析。（5）編寫設計計算說明書1份。1.傳動裝置的總體設計1.1傳動方案的確定傳動方案的選擇主要考慮）電機與減速器間是用帶連接還是聯(lián)軸器1 ）減速器是二級還是更高級初步確定以下三種方案：方案一如圖：特點：傳動穩(wěn)定，價格便宜。但安全性差，承載性能小。拆裝難。F一注方案二：特點：傳動比穩(wěn)定，結構緊湊，承載能力大，但是安裝精度高，齒輪工作條件差，磨損嚴重價格高。方案三：特點：

4、承載能力大，傳動比穩(wěn)定，工作可靠，結構緊湊，拆裝方便,但安裝精度高，價格貴，電機與減速器間無過載保護。yiL電X-HH-軸:hliR傳動方案選萬案三通過在經(jīng)濟性、方便性、特別是題設條件等方面的考慮最終確定傳動方案三優(yōu)點有：承載能力大，傳動比穩(wěn)定，工作可靠，結構緊湊，拆裝方便等優(yōu)點。缺點：安裝精度高，價格貴，電機與減速器間無過載保護等。對于這些缺點，在下面的設計過程中會盡量減少或消除以使設計的減速器更加合理。1.2電機的選擇1.2.1 傳動裝置的總效率由所選方案有：1 0.992 0.993 0.97聯(lián)軸器2個，傳動效率1一般為0.99，取為0.99軸承4對，傳動效率2范圍為0.980.99取軸

5、承效率0.99齒輪嚙合3對，8級精度直齒圓柱齒輪單級傳動效率3=0.960.98，取0.97。則計算總效率:0.859工作機所需輸入功率電機輸入功率為:Pdw，其中Pv(kw)FV1000式中：Pd-工作機實際需要的電動機輸出功率，KV；Pw-工作機所需輸入功率，KV；電動機至工作機之間傳動裝置的總效率。所以Fd1210000.55.82kw0.8591000Ped=（11.3）Pd，由查表得電動機的額定功率P=7.5KW。確定電動機型號60V600.5,計算滾筒工作轉速nw2032r/minD470考慮到安全問題，使電動機的額定功率由推薦的傳動比合理范圍，三級級圓柱齒輪減速器的傳動比一般范圍

6、：27216。（由機械設計課程設計手冊表1-8得）。故電機的可選轉速為：ndinw（27216）20.325494389r/min型號功率轉速額定電流重量(KW)(r/min)(A)(kg)Y132s2-27.529001572Y132M-47.5144015.479Y132M-67.597017116Y160L-87.572017.7140符合要求的Y型電機有4種=0.859Pd=5.82kwnw=20.32r/min選Y132M-4n(j=1440r/mini=70.866從價格、電機重量體積和齒輪傳動的強度問題等綜合因素考慮，選擇Y132M-4型電機1.3傳動比的計算及分配1.3.1 傳

7、動裝置的總傳動比要求應為傳動裝置的總傳動比為：i=nMnw=1440/20.32=70.866式中：nm-電動機滿載轉速1.3.2 分配各級傳動比按照二級傳動比計算方法計算三級齒輪傳動比：考慮到減速箱內大齒輪浸油深度等因素影響，取分配比系數(shù)為1.3:l=5.380i2=4.138i3=3.18312 3i4138i2i11425.380F05.820KWn0=1440r/minT0=38.594NmF05.820KWn0=1440r/minT0=38.594Nm1.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算電動機軸P。Pd5.820KWn0nm1440r/minT09549p038.594N?mn。I軸

8、（高速軸）PP015.762KW口n0144Cr/minPMT19549138.209N?mnin軸F2P1235.533KWn2n1/i1267.658r/minF2T295492197.396N?m川軸F3F2235.313KWn3n2/i264.683r/minT39549F3784.346N?mn3軸F4P3235.102KWn4n3/i320.321r/minT49549F42397.517N?mv軸（工作軸）F5P4125.000KWkwPh=1440r/minT1=38.209NmP2=5.533Kwn2=267.658r/minT2=197.396NmPj=5.313kwn3=

9、64.683r/minT3=784.346NmP4=5.102kwn4=20.32r/minT4=2397.517Nmn5n420.321r/minT5p52349.540N?mT5p52349.540N?mn5=20.32r/minT5=2349.540Nm大小齒輪用45號調質鋼，小齒輪表面淬火大小齒輪用45號調質鋼，小齒輪表面淬火2.齒輪的設計和計算2.1高速級齒輪傳動的設計計算(1)許用應力的計算材料：均選用45號鋼，均進行調質處理，小齒輪外加表面淬火處理。小N1=5.05109N2=89.3910N1=5.05109N2=89.3910齒輪硬度為表面45HRC心部240HBS大齒輪硬度

10、為240HBS主要失效形式為點蝕，不能立即導致不能繼續(xù)工作，故S=SH=1.9N2=60n2jLn=60268110365169.3910故由教材圖10-21得KFN1=1.0KFN2=1.0KHN2=1.0KHN2=1.0KHN2=1.01查課本(機械設計，第八版)第207頁圖得:查課本(機械設計，第八版)第207頁圖得:Hlim1=900MpaHlim2=570Mpafe1=570MpaFE2=470Mpa綜上有：H1Hlim1?Khn1=900MpaH2=Hlim2?Khn2=575.7MpaSSF1=-FE1?Kfn1=570MpaF2=_圧2?Kfn2=470MpaSS初選d1=80

11、mmHlim1=900MpaHlim2=570Mpafe1=570Mpafe2=470MpaH1=900Mpa.7MpaF1=570Mpaf2=470Mpa初定Z1=22z2=119使用系數(shù)KA由題設工作載荷比較平緩選：KA=1.0齒間分配系數(shù)K由教材表10-3選得：Kh=Kf=1.4動載荷系數(shù)Kvv=DAN=6.03m/s=1.0K=2.52HZE=189.8d1=60mmd2=323mmZ120z2107m=3.0a=191.5mmh=6.75mm60由教材圖1-0-8得：Kv=1.23 齒向分配系數(shù)K由教材表10-7選得d=1.0由教材表10-4得：Kh=1.463綜上可得：K=KAKh

12、KvKh=2.52 由教材表10-6選出彈性系數(shù)ZE=189.8 則：d13KT1?(_Ze)2?(u1)=53.54mmHd7H2八u 取d1=60mm貝Vd2=323mm定z120z2107pl貝U:m=d1=2.73,圓整取m=3.0乙a=_=191.5mm2h=2.25m=6.75mm計算齒寬2K少1_2.5Ze、2b1=52mmb?()=42.69mmdiuhb2=47mm再由教材表10-7選得：b|_52mmb2=47mm(2)齒根彎曲疲勞強度齒向載何分布系數(shù)K由教材圖10-13得：K=1.30則K_KAKfKvKf=2.24Kf=2.24計算齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)YFa1=2.5

13、7由教材表10-5得：YFa2=2.14YFa仁2.57YFa2=2.14YSa1=1.60YSa1=1.60YSa2=1.83YSa2=1.83校核彎曲應力2ktdF1=oYFa1YSa1=58.66MpaF1bm2z1F1=58.66MdF2=dF1YFa2Ysa2=55.86MpaF2F1YFaYsapaF所以第一對齒輪表面接觸強度和齒根彎曲強度滿足要求。F2=55.86Mpa3|?(一巳dH2)2?_11-=90.39mm)ud1=91mm取d1=91mm貝Ud2=377mmd2=377mmz131定z-i31Z2128z2128m=色=2.93,圓整取m=3.0m=3.0a=2=23

14、4mm2a=234mmh=2.25m=6.75mmh=6.75mm計算齒寬b些？u1?(2.5ZE)2=89mmd1uhb1=95mmb2=90mm再由教材表10-7選得：bi=95mmb2=90mm(3)齒根彎曲疲勞強度齒向載何分布系數(shù)K由教材圖10-13得：K=1.46Kf=2.21YFa1=2.506YFa2=2。16YSa1=1.625Y Sa2=1.81=144.61F1MpaF1】F2=138.83Mpaf2】第二對齒輪表面接觸強度和齒根彎曲強度滿足要求。N1=82.2710N2=7.12107則K=KaKfKvKF=2.21計算齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)由教材表10-5得：Y Fa仁

15、2.506YFa2=2。16Y Sa1=1.625YSa2=1.81校核彎曲應力2ktdF1=2YFa1YSa1=144.61MpaF1bmpdF2=dF1丫Fa2Ysa2=138.83Mpa31?()?=114.5mmdH2U取di=120mm則d2=382 定zi41z2131pl m=1=2.89，圓整取m=3.0Z1d1d2a=-=251mm2h=2.25m=6.75mm計算齒寬?(2:5Ze)2=98.74mmd1uh再由教材表10-7選得：b.,=105mmb2=100mm(3)齒根彎曲疲勞強度齒向載荷分布系數(shù)K由教材圖10-13得：K=1.48則K=KaKfKvKF=2.10計算

16、齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)YFa仁2.390YFa2=2.16Kh=2.09d1=120mmd2=382z-i41Z2131m=3.0a=251mmh=6.75mmb1=105mmb2=100mmKf=2.10YFa1=2.390YFa2=2.16Y Sa1=1.68Y Sa2=1.81F1=348.26MpaF1F2=339.10MpaF2d=20mmYSa1=1.68YSa2=1.81校核彎曲應力2KTdF1=2YFa1YSa仁348.26MpaF1bm2zdF2=dF1丫Fa2Ysa2=339.i0MpaF2YFalYsal所以第三對齒輪表面接觸強度和齒根彎曲強度滿足要求。3.軸的設計與計算

17、I軸的設計3.1.1 I軸的結構設計選取軸的材料為45岡調質處理。根據(jù)教材表15-3取A0=105,fp得：dminA?16.67mmn軸上有一個鍵槽，增加到17.517.8mm=取d=20mm軸承選深溝球2系列，型號為62004通過軸系零件的尺寸查表和合理設計，得出高速軸尺寸如圖：1=60Mpa軸承選深溝球2系列，型號為62004I軸的強度校核由教材表15-1得1=60Mpa求作用在軸上的作用力:由于選擇的是直齒輪和深溝球軸承，所以只有徑向力。且已知高速級齒輪的分度圓直徑為d=60mm齒輪作用在軸上的水平力即周向力:齒輪作用在軸上的鉛垂力即徑向力:Ft1.27103NdFrFttan200.

18、464103N在垂直面上：左側:FNh2斤(71317825)0.99103n(71317850307)右側：Fnh1FtFnh20.28103N彎矩Mh1Fnh26261.38N?m左側：Fr(25178137)3FNh2-0.34710N(71317850307)右側：3Fnh1FtFnh20.11710N水平面上:彎矩MH2FNH26222.51N?m總彎矩：MMH1MH265.37N?m如圖：1=60MpaFxNH20.99103FxNH10.28103Mh1282.15N?mFzNH230.34710FzNH10.117103MH1289.98Nm進行校核時候，通常只是校核軸上承受最

19、大彎矩和扭矩的截面的強度根據(jù)M=298.98Nm式及上面的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為靜應力，取0.3，軸的計算應力。由教材表15-4得：W=d3bt(dt2)=1398.13ca322dM2(T)2W57MpaJ其中T為軸輸出扭矩。所以是安全的，但離極限值較近，可以考慮用更好材料3.2n軸的設計計算選取軸的材料為45岡U,進行調質處理。W=1398.13ca15Mpa1所以是安全的。根據(jù)教材表15-3取A0=105,得：dmin得：dmin28.81mmd=35mm軸上有三個鍵槽，增加到32.6934.13mm。取d=35mm軸承選深溝球2系列，型號為62007通過軸系零件的尺寸查表和

20、合理設計，得出H軸尺寸如圖:軸承選深溝球2系列，型號為620073.3川軸的設計計算選取軸的材料為45岡U,進行調質處理。根據(jù)教材表15-3取A=105,得：dmin人3：45.63mmn軸上有兩個鍵槽，增加到50.2052.48mm。取d=55mm軸承選圓柱軸承2系列，型號為62011通過軸系零件的尺寸查表和合理設計，得出川軸尺寸如圖：軸承選深/i-LO-_nfl-Og2111Q1158131299溝球2系列，型號為N211Ei=60Mpad=75mm軸承選圓柱軸承2系列，型號為N215E3.4W軸的設計計算341W軸的結構設計選取軸的材料為45岡U,進行調質處理。根據(jù)教材表15-3取A0=

21、105,P得:dm.Ao366.23mmn軸上有三個鍵槽，增加到71.6573.87mm。取d=75mm軸承選圓柱軸承2系列，型號為N215E通過軸系零件的尺寸查表和合理設計，得出高速軸尺寸如圖：3.4.2 W軸的強度校核由教材表15-1得1=60Mpa求作用在軸上的作用力：由于選擇的是直齒輪和深溝球軸承，所以只有徑向力。齒輪作用在軸上的水平力即周向力:Ft2Ti12.55103Nd齒輪作用在軸上的鉛垂力即徑向力:FrFttan204.57103N在垂直面上:左側：FnH2Ft(111352)(1119632252352)FtFNH25.75103NNH2(32252962)629NFt(11

22、1352)水平面上:(11196?m右側：FNH1左側：Fnh236.810N32252352)彎矩MH1F32.1810N右側：Fnh1FtFNH22.39103N彎矩MH1Fnh2(32252962)201.65N?m總彎矩：Mv|ImH1mH2660N?m如圖:FxNH236.810NmFxNH105.75103NmMh1629N?mFzNH22.18103NmFzNH132.39103NmMH1201.65N?mM=660Nmbt（d亡=404092dcaM2（T）230Mpa!其中T為軸輸出扭矩。所以是安全的。ca30Mpam8,10軸承端蓋外徑D2與軸承有關軸承端蓋凸緣厚度t10T

23、ea=3659.81Nm選用LH7彈性柱銷聯(lián)軸器c=30Mpa螺栓扳手空間與凸緣寬度安裝螺栓直徑dxM8M10M12M18M24至外箱壁距離C1min1316182434至凸緣邊距離C2min1114162228沉頭座直徑C2min10242636486.2減速器的潤滑6.2.1 齒輪的潤滑采用浸油潤滑的潤滑方式。因為三級減速箱中大齒輪直徑差距較大，所以浸油深度不能過高，以免出現(xiàn)因低速級大齒輪浸油過深而造成過大的油損。但浸油深度也不能過小以防止其他齒輪潤滑不到或傳動零件在轉動時將沉入箱底的污物攪起，所以選次高級大齒輪浸油一個齒高為準，油面到池底30mm622軸承的潤滑通過計算得到的所有軸承的d

24、n值小于16104，所以選用油脂潤滑（機械設計，第八版，表14-10）。軸承與內箱采用擋油環(huán)隔絕。7.經(jīng)濟性分析一般來說三級減速器的價格相對于其他減速器要貴一些。主要體現(xiàn)在加了第三對齒輪的造價和增加一對齒輪引起的一系列如箱體體積、潤滑油增多、各種精度要求提高等額外費用。對于三級齒輪減速器造價問題采取了一下措施：.三級減速器與經(jīng)典的二級帶輪減速器主要在于第三對齒輪價格和一對帶輪加帶的價格的差別。所以初略計算第三對齒輪價格和一對帶輪加帶的價格，進行對比以進行下面措施。齒輪等級精度在滿足要求的情況下采用最低級精度等級，都為8級精度等級齒輪。.材料方面在滿足功能和強度要求方面選擇最便宜材料：齒輪和軸除

25、了低速級小齒輪采用42GrMo外都用45號鋼。箱體用灰鑄鐵鑄造。.結構設計方面如箱體盡量避免凸臺等架構以增加鑄造成本。通過這些措施使得三級齒輪減速器的造價降低很多，可以達到甚至低于某些二級減速器的造價。7.設計心得通過這次減速器的設計，使我學到很多以前東西，以下是我的心得體會：這是一門綜合性很強的課程，其中包含了很多門科目有機械設計、理論力學、工程材料、材料成型、機械制造、制圖等知識，通過設計過程可以把以前學的知識進行更加深入的理解，同時大大提高個人訓練能力。設計一個零件或結構，要先了解其功能原理，然后在使其滿足使用功能的基礎上進行設計和創(chuàng)新，不能毫無根據(jù)漫無目的的瞎想、亂改。結構設計中的所有結構的有無、位置、尺寸都是有根據(jù)甚至有標準的，不能看到別人有而有，也不能亂加或隨意編寫數(shù)據(jù)。否則可能對整體功能或使用維修等帶來影響。通過這門課程，我的二維、三維制圖能力大大提高。9.參考資料目錄機械設計（第八版），高等教育出版社，楊可楨程光蘊李仲生主編；普通高等教育“十一五”國家級規(guī)劃教材機械設計課程設計手冊（第三版），高等教育出版社，清華大學吳忠澤北京科技大學羅圣國主編1 機械機械設計綜合課程設計第二版，王之樂王大康主編5solidworks2012機械設計實例精解一減速器設計，段志堅李改靈主編