机械设计课程设计塔式起重机行走部减速器装置设计

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1、各专业全套优秀毕业设计图纸 机械设计课程设计计算说明书题 目 塔式起重机行走部减速器装置设计 （分流式二级圆柱齿轮减速器） 指导教师 院 系 徐海学院 班 级 机自08-3 学 号 22080946 姓 名 完成时间 2010年1月12日 目录一设计任务书二、传动方案拟定. 三、电动机的选择. 四、计算总传动比及分配各级的传动比 五、运动参数及动力参数计算 六、传动零件的设计计算 七、轴的设计计算 八、滚动轴承的选择及校核计算 九、键联接的选择及计算 十、联轴器的选择.十一、润滑与密封.十二、参考文献计 算 及 说 明结 果一 、 设计任务书1.1工作条件与技术要求：运动速度允许误差为5。；工

2、作情况：减速装置可以正反转，有轻微冲击，传动零件工作总时数10000小时，检修周期500小时小修，2000小时大修；工作环境：室内，清洁；制造条件：一般机械厂，单件小批量生产。1.2 设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）;（5）绘制减速器齿轮及轴的零件图各1张（A2） 2原始数据运行阻力F（KN）：1.8运行速度V（m/s）：0.7车轮直径D (mm)：400启动系数： =1.3二、传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2

3、将动力传入减速器3，在经联轴器4传至齿轮5，带动车轮6工作。=10000hF=1800NV=0.7m/sD=400mm=1.3分流式二级圆柱齿轮减速器三、电动机选择电动机输出功率计算方法：已知工作机上作用力F(N)和线速度v(m/s)时：（kw）式中为总效率式中传动系统中每一个传动副（带、链、齿轮、蜗杆）、轴承、联轴器等的效率查表得：齿轮传动效率1=0.97（一对）球轴承效率2=0.99联轴器传动效率3=0.98开式齿轮传动效率=0.96=0.7382运行速度：v=0.7m/s运行阻力：F=1.8(KN)P=kw电动机所需额定功率p查表16-2得选取的电动机的型号为Y系列1000r/min电动

4、机的具体牌号为：Y132S-6额定功率为3kw，满载转速为960r/min已知: 运行速度v=0.7m/s 满载转速为960r/min则：工作机的转速为 =33.44r/min四、计算总传动比及分配各级的传动比已知电动机满载转速为n及工作机的转速为时，总传动比等于：=28.71总传动比等于各级传动比的连乘积，即开式齿轮传动比选对分流式二级齿轮减速器，为保证其高低速级大齿轮浸油深度大致相近，其传动比要满足下式：4.48式中高速级传动比3.2五、运动参数及动力参数计算从减速器的高速轴开始各轴命名为轴、轴、轴。1）各轴转速计算第轴转速n=960（r/min）第轴转速n= n/ =214.29（r/m

5、in）第轴转速n= n/ =66.96（r/min）第轴转速n= n/=66.96（r/min）车轮轴 n车= n/=33.482（r/min）式中n电动机转速, r/min电动机至第轴传动比 -第轴至第轴，,第轴至第轴，第轴至第轴, 第轴至车轮传动比2）各轴功率计算第轴功率 P= P 2.9106(KW)第轴功率 P= P2.72(KW)第轴功率 P= P (KW)第轴功率 P= P (KW)车轮轴 P 车= P(KW)3）各轴扭矩计算第轴扭矩 T=9500 P/ n=28.95(N.m)第轴扭矩 T=9500 P/ n=121.22(N.m)第轴扭矩 T=9500 P/ n=370.82(

6、N.m)第轴扭矩 T=9500 P/ n=360.26(N.m)车轮轴扭矩 T车=9500 P 车/ n车=690.82(N.m)4)各轴转速、功率、扭矩列表轴号转速n(r/min)输出功率P(KW)输出扭矩T(N.m)电机轴960329.849602.9128.95214.292.72121.2266.962.6370.8266.962.53360.26车轮轴33.4822.42690.82六、传动零件的设计计算1、高速级齿轮设计：（由机械设计课本）表6.2选 小齿轮40cr调质钢 大齿轮45正火钢许用接触应力（由机械设计课本）由式6-6，=解除疲劳极限（由机械设计课本）查图6-4=700接

7、触强度寿命系数应力循环次数N （由机械设计课本）由式6-7得小齿轮循环次数N1=60.nj.=5.76（由机械设计课本）查图6-5得=1.05=1.15接触强度最小安全系数取=1.25则=1.05/1.25=588=1.15/1.25=506则 =588许用弯曲应力 （由机械设计课本）由式6-12，弯曲疲劳极限 （由机械设计课本）查图6-7，双向传动乘以0.7=378=294弯曲强度寿命系数（由机械设计课本）查图6-8弯曲强度尺寸系数（由机械设计课本）查图6-9(设模数m小于5mm)=1弯曲强度最小安全系数=2则=189=147确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度V=2.5010（由机械设计课

8、本）参考表6.7、表6.8选取公差组8级因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。小轮分度圆直径，（由机械设计课本）由式6-15得齿宽系数（由机械设计课本）参考表6.9=0.8按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数=39大轮齿数=.i=174.72圆整174， 齿数比u=4.46小轮转矩 =28.95初定螺旋角载荷系数-使用系数（由机械设计课本）查表6.3.25-动载系数 由推荐值 1.051.4-齿间载荷分配系数 1.01.2-齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2=1.815材料弹性系数（由机械设计课本）查表6.4 锻钢 节点区域系数查图6-3 重合度系数 由推荐值0.750.88

9、， =0.87螺旋角系数故=36.116法面模数取标准中心距=108.88圆整a=109分度圆螺旋角12.295分度圆直径圆周速度v=/60000=2.0158m/s齿宽b=28.84圆整 =29mm大轮齿宽=29小轮齿宽 （由机械设计课本）由式6-16得当量齿数 应力修正系数（由机械设计课本）查表6.5 小轮大轮齿形系数 小轮 大轮不变位时，端面啮合角端面模数mm重合度重合度系数螺旋角系数选0.89 大齿分度圆直径根圆直径 顶圆直径 /2、低速级齿轮设计：由机械设计课本）表6.2选 小齿轮40cr调质钢 大齿轮45正火钢许用接触应力（由机械设计课本）由式6-6，=解除疲劳极限（由机械设计课本

10、）查图6-4=700接触强度寿命系数应力循环次数N （由机械设计课本）由式6-7得小齿轮循环次数（由机械设计课本）查图6-5得=1.15=1.25接触强度最小安全系数取=1.25则=644=550则 =550许用弯曲应力 （由机械设计课本）由式6-12，弯曲疲劳极限 （由机械设计课本）查图6-7，双向传动乘以0.7弯曲强度寿命系数（由机械设计课本）查图6-8弯曲强度尺寸系数（由机械设计课本）查图6-9(设模数m小于5mm)=1弯曲强度最小安全系数=1.4则因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度（由机械设计课本）参考表6.7、表6.8选取公差组8

11、级小轮分度圆直径，（由机械设计课本）由式6-15得齿宽系数（由机械设计课本）参考表6.9（1）按齿轮相对轴承为非对称布置（2）小轮齿数（3）大轮齿数， 取（4）齿数比（5）小轮转矩（6）初定螺旋角（7）载荷系数-使用系数（由机械设计课本）查表6.3.25-动载系数 由推荐值 1.051.4P=kw电动机的型号Y132S-64.483.2=700N1=60.nj.=5.76=1.05=1.15=1.25=1.05/1.25=588=1.15/1.25=506=378=294=1=189=147=0.8=39=174=1.815a=10912.295 =29mm=700=1=1.4-齿间载荷分配系

12、数 1.01.2-齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2材料弹性系数（由机械设计课本）查表6.4 锻钢 节点区域系数查图6-3 重合度系数 由推荐值0.750.88 ，故法面模数取标准中心距圆整a=156mm分度圆直径圆周速度齿宽大轮齿宽 小轮齿宽 （由机械设计课本）由式6-16得应力修正系数（由机械设计课本）查表6.5 小轮大轮齿形系数 小轮大轮重合度重合度系数故 大齿分度圆直径根圆直径 顶圆直径 a=156mm 3、开式齿轮计算：（由机械设计课本）表6.2选 小齿轮40cr钢表面淬火 大齿轮45钢表面淬火由于是开式齿轮传动所以只校核弯曲疲劳强度，并将模数增加10%20%许用弯曲应力 （由机

13、械设计课本）由式6-12，弯曲疲劳极限 （由机械设计课本）查图6-7，双向传动乘以0.7 弯曲强度寿命系数（由机械设计课本）查图6-8弯曲强度尺寸系数（由机械设计课本）查图6-9(设模数m小于5mm)=1弯曲强度最小安全系数=2则因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度（由机械设计课本）参考表6.7、表6.8选取公差组8级小轮分度圆直径，（由机械设计课本）由式6-15得齿宽系数（由机械设计课本）参考表6.9按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数大轮齿数， 取齿数比传动误差比=2000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承619072轴II上

14、的轴承选择与计算由轴II的设计已知，初步选用圆锥滚子轴承32006，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=516.74N，=0，=10/3，n=214.29r/min1）查滚动轴承样本课程设计指导书（表13.3）知圆锥滚子轴承32006的基本额定动载荷C=35800N，基本额定静载荷=46800N2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按机械设计课本（表13-6），取P=（X+Y）=619.5N3）验算轴承寿命 50000000h=2000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆锥滚子轴承32006 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴

15、承6210。3输出轴上的轴承选择与计算由轴的设计知，初步选用圆锥滚子轴承32011，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=1665.1 N，=0，=10/3 ，转速n=66.96/min1）查滚动轴承样本课程设计指导书（表13.3）知圆锥滚子轴承32011的基本额定动载荷C=80200N，基本额定静载荷=61800N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.0，则 P=（X+Y）=1998.08N3）验算轴承寿命 =3700000h=2000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆锥滚子轴承32011。九、键连接

16、的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴I的设计知初步选用键A850，=28.95 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课程设计课本（表11.1）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=42mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =8.MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键A8502齿轮2（2）与轴II的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键1025，=60.61 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课程设计课本（表11.1）查得许用应力=100-120MPa，取=

17、110MPa。键的工作长度=L-b=15mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =57.73MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键A8253齿轮3与轴II的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键1060，=121.22 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=50mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =31.9MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键A10604齿轮4与轴III的键连接1) 由轴III

18、的设计知初步选用键1852，=370.82 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=52mm-18mm=34mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm。由式可得 =66.09MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键18525联轴器与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键1280，=/2=310.82/2 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L

19、-b=80mm-12mm=68mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =32.5MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键A1280十，连轴器选择1输入轴（轴I）的联轴器的选择 根据轴I的设计，选用HL2型弹性套柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）TL2315560025560.2532输出轴（轴III）的联轴器的选择 根据轴III的设计，选用HL4型弹性柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）HL41250400042903.4十一、减速器附件设

20、计1视孔盖 选用A=120mm的视孔盖。2通气器 选用通气器（经两次过滤）M271.53油面指示器 根据课程设计书表15.9，选用2型油标尺M164油塞 根据课程设计书表15.12，选用M141.5型油塞和垫片5起吊装置 根据课程设计书表15.13，箱盖选用吊耳d=18mm6定位销 根据课程设计书，选用销GB117-86 A6307起盖螺钉 选用螺钉M820十二、润滑与密封1齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于高速级大齿轮浸油深度不小于10mm，取为油深h=75mm。，选用全损耗系统用油 L-AN22。2滚动轴承的润滑 由于轴承的=96000160000 =21419160000 =66961600

21、00 故选用脂润滑，选用滚动轴承脂ZGN69-23密封方法的选取 由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴I，轴II及轴III的轴承两端采用凸缘式端盖十三、参考文献机械设计：课程上机与设计程志红主编机械设计程志红主编几何量公差与检测甘永立主编 =1=2m =3.975=5=140=1425.1N531.3N= 115N17.08mm=1361.3 N=507.2N=110.51 N=30mm=3129.3N=1138,97N39.96mm=2000hP=（X+Y）=1826.8NP=（X+Y）=619.5NP=（X+Y）=1998.08N=8.MPa=66.09MPa总结机械设计是机电类专业的主

22、要课程之一，它要求我们能结合课本的学习，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去设计合用的零部件及简单的机械，起到从基础课程到专业课程承先启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用。 机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，在这短暂的二个星期里，我们不仅对机械的设计的基本过程有了一个初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，也通过查阅大量的书籍，对有关于机械设计的各种标准有了一定的认识，也加强了对课本的学习和认识。通过这次的设计，我认识到一些问题是我们以后必须注意的。第一，设计过程决非只是计算过程，当然计算是很重要，但只是为结

23、构设计提供一个基础，而零件、部件、和机器的最后尺寸和形状，通常都是由结构设计取定的，计算所得的数字，最后往往会被结构设计所修改。结构设计在设计工作中一般占较大的比重。第二，我们不能死套教材，教材中给出的一些例题或设计结果，通常只是为表明如何运用基础知识和经验资料去解决一个实际问题的范例，而不是唯一正确的答案。所以我们必须要学会查阅各种书籍和手册，利用现有的资源再加上自己的构想和创新，才能真正完成一个具有既有前景和使用价值又能普遍推广，价格低廉的新产品。因此，全力追索不断增殖的设计能力才是学习机械设计的中心思想。第三，创新是一个民族的灵魂，是我们国家兴旺发达的不竭动力。创新在机械设计过程当中体现的更是淋漓尽致，我们所设计出来的东西必须得超过以前的才具有社会实用价值，因此我们首先要有敢于突破束缚、突破惯例和大胆否定现有的一些东西，同时也要有宽广而坚实的基础知识和创新思维与细心观察的能力。虽然在这次的设计过程当中大部分都是参照教材和手册所设计，只有小部分是通过自己创新所形成，但在选用各种零部件时是个人根据标准选定的，以使各种零部件组装成最好的一个减速器。因此也体现了创新的思想。这次设计的分流式二级圆柱齿轮减速器通过采用配对的斜齿轮，既具有人字齿重合度大，运转平稳，无轴向力的优点，又免去了人字齿加工较复杂的缺点，因此是一种比较理想的传动方案，该方案的传动特点是齿轮相对于轴承对称布