新疆大学卷扬机课程设计001号文档Word文件下载.docx
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前言
课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。
根据学院的教学环节，在2011年6月13日-2011年7月3日为期三周的机械设计课程设计。
本次是设计一个卷扬机的减速器，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。
本减速器属单级蜗杆减速器（电机——联轴器——减速器——外置齿轮传动——联轴器——卷扬机卷筒），在袁逸萍老师指导下独立完成的。
该课程设计内容包括：
任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和装配图A0图纸一张、零件图A3图纸4张（包括蜗杆轴与蜗轮）。
设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。
该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。
参数选择：
卷筒直径：
D=500mm
运输带有效拉力：
F=10000N
运输带速度：
V=0.4m/s
工作环境：
用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平稳。
使用期限：
工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4个小时，检修期间隔为三年。
生产批量及加工条件：
小批量生产，无铸钢设备。
一、传动方案的拟定及说明
根据要求设计卷扬机减速器，传动路线为：
电机——连轴器——减速器——外置齿轮——连轴器——卷筒（如图所示）。
根据生产设计要求可知，减速器内使用一级蜗杆加速，该蜗杆的圆周速度V≤4——5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见（如图1所示），采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。
蜗轮及外置齿轮利用平键作周向固定。
蜗杆及蜗轮轴均采用角接触球轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。
图1
该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。
图2
二、电动机的选择
2.1、选择电动机的类型
根据工作要求选用Y系列封闭扇冷式三相异步电动机，电源电压为380V。
三相异步电动机具有结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。
2.2、选择电动机的容量
电动机所需工作功率为：
工作机所需功率：
传动装置的总效率为
联轴器效率=0.99，角接触球轴承（一对）=0.99，闭式蜗轮蜗杆传动效率=0.87，外置开式齿轮传动传动滚动效率5=0.96为代入得：
电动机所需功率为：
=
因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。
由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为5.5kW。
2.3、确定电动机的转速
滚筒轴工作转速
通常齿轮传动比范围为1~8，涡轮蜗杆传动比范围为10~40，故总传动比范围ia’=10~320;
故电动机转速范围
=
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min，现将这几种方案进行比较。
有相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1。
表2-1额定功率为5.5KW时电动机选择对总体方案的影响
方案
电动机型号
同步转速/满载转速（r/min）
电动机质量（kg）
1
Y132S1—2
2920
64
2
Y132S—4
1440
68
3
Y132M2—6
960
84
4
Y160M2—8
720
119
表1中，方案3电动机的质量较轻，价格适中，总传动比大，而与其他方案相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，可以看出选用方案3较好，即选定电动机型Y132M2—6。
三、计算传动装置以及动力参数
3.1、传动比的计算与分配
总传动比：
i=n/nw=960/15.28=62.8
分配传动比
减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i：
i12=10
外置齿轮传动比，
i34=6.28
3.2、传动和动力参数计算
3.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩
P0=5.48kw,n0=960r/min,T0=9550=54.515
P1=P0·
1=5.48kw*0.99=5.425kw
==960r/min
T1=9550=53.967N·
m
3.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩
P2=P1·
η2η3=4.673kW
n2==96r/min
T2=9550=464.866N·
3.3外置齿轮轴的输入功率、转速与转矩
P4=P2·
η2·
η4=4.302kW
n4==15.287r/min
T3=9550=2687.519N·
3.4卷筒轴的输入功率、转速与转矩
P5=P4·
η1=4.259kw
n5=n4=15.287r/min
T5=9550=2660.656
1~4轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99。
5轴的输出功率或输出转矩5轴的输入功率或输入转矩乘滚筒效率。
运动和动力参数计算结果整理于下表3-1：
表3-1各轴运动和动力参数
轴名
功率P/kW
转矩T（N·
m）
转速
n/（r/min）
传动比
i
效率
输入
输出
电动机轴
蜗杆轴
蜗轮轴
外置齿轮轴
传动滚筒轴
5.425
4.673
4.302
4.259
5.48
5.371
4.626
4.089
53.967
464.866
2687.519
2660.656
54.515
53.427
460.217
2660.244
2554.230
96
15.287
10
6.28
0.99
0.8613
0.92070.99
四、蜗轮蜗杆设计计算
4.1蜗杆蜗轮参数设计计算
（1）选择材料并确定其许用应力
蜗杆用45钢，表面淬火，硬度为45~55HRC;
蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1砂轮铸造
许用接触应力，查表12-2得[]=200MPa
许用弯曲应力，查表12-6得[]=50MPa
（2）选择蜗杆头数Z,并估计传动效率
由i=10查表12-2，取Z1=4,则Z2=4iZ1=40;
由Z1=4查表12-8，估计=0.87;
（3）确定蜗轮转矩
（4）确定使用系数，综合弹性系数
取=1.1，取=150（钢配锡青铜）
（5）确定接触系数
假定,由图12-11得=2.6
（6）计算中心距a
（7）确定模数m,蜗轮齿数,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角τ，中心距a等参数由式12-10得
现取,,,则
接触强度足够。
导程角。
4.2蜗轮蜗杆弯曲强度校核
（1）蜗轮齿形系数
由当量齿数
查图11-8得，=2.375
（2）蜗轮齿根弯曲应力
=Mpa<
[]=50Mpa
弯曲强度足够
（3）蜗杆刚度计算
蜗杆圆周力==2T1/d1=253967/63=1713.24N
蜗杆轴向力==2T2/d2=3689.41N
蜗杆径向力==tanα°
=6390.25N
蜗杆材料弹性模量E=2.06105MPa
蜗杆危险截面惯性矩I==772879.65mm4
蜗杆支点跨距l=0.9d2=226.8mm
许用挠度[Y]=d1/1000=0.063mm
由切向力和径向力产生的挠度分别为
==2.615310-3mm
=
合成总挠度为=10.09910-3mm<
[Y]刚度足够。
4.3蜗轮蜗杆尺寸总结
（1）蜗杆尺寸
分度圆直径
齿顶高
齿根高
齿顶圆直径
齿根圆直径
（2）蜗轮尺寸
齿顶高
齿根高
喉圆直径
齿根圆直径
齿顶圆直径
中心距a=0.5m（q+Z2）=157.5mm
五、轴的设计计算
5.1高速轴（蜗杆轴）的设计计算
高速轴用45s#钢，调质处理。
[τ]=3040MPap=5.5kWC=118107取C=110=19.755mm
下图中L=240mm,K133mm,d=28mm。
图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。
蜗杆作用在轴上的力为：
圆周力：
Ft=1713.24N
径向力：
Fr=6390.25N
轴向力：
Fa=3689.41N
（1）垂直面的支承反力（图b）
（2）水平面的支承反力（图c）
（3）绘垂直面的弯矩图（图b）
（4）绘水平面的弯矩图（图c）
（5）求合成弯矩（图d）
（6）求轴传递的转矩（图e）
（7）求危险截面的当量弯矩
从图可知a截面最危险，其当量弯矩为：
取
（7）计算危险截面处轴的直径
轴的材料为45#钢，调质处理，查表得，许用弯曲应力，则
考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故
d=1.05*54.79=57.53mm<
63mm
经校核得知该轴的设计是合理的。
5.2低速轴的设计计算
下图中L=138mm,K=281mm,d=46mm。
蜗轮作用在轴上的力为：
Ft=3689.4N
（8）计算危险截面处轴的直径
轴的材料为45#钢，正火处理，查表得，许用弯曲应力，则
d=1.05x47.6mm=50.04<
70mm
六、键联接的选择及校核计算
键均采用45钢，查得键的许用挤压应力为。
6.1蜗杆定固联轴器键
选择键的宽度b=8mm，高度h=7mm，长度L=50mm。
已知轴的直径d=28mm，传递的转矩T=53.967N·
m。
[σ]=140Mpa
校核：
，安全。
6.2蜗轮定固联轴器键
选择键的宽度b=14mm，高度h=9mm，长度L=80mm。
已知轴的直径d=48mm，传递的转矩T=460.217N·
[σ]=14
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