机械设计课程设计计算说明书题目: 矿用回柱绞车传动装置设计姓名：学院：专业：学号：班级：指导老师：目录一、................................................................. 机械设计课程设计任务书 .................................................... 3•…(1)原始技术数据................................................. 4••…(2)设计要求....................................................... 4…(3)总体布置简图.................................................... 5…二、机械装置的总体方案设计5•…(1)电动机选择..................................................... 6…(2)分配传动比..................................................... 7…(3)运动和动力参数计算 (4)三、主要零部件的设计计算............................................ IO(1 )直齿轮传动设计计算 ............................................ 1•…(2)蜗杆传动设计计算............................................ 15••…(3) ................................................................................................................ 内啮合齿轮传动设计计算................................................... 20…四、............................................................... 传动轴设计计算 ............................................................ 26••…(1)电机轴的确定................................................. 26……(2)输入端联轴器祖选择............................................ 26…(3)高速轴设计计算................................................ 26…(4)蜗杆轴设计计算................................................ 29…(5)蜗轮轴设计计算................................................ 33…五、键连接及轴承设计计算 ............................................ 36,(1) ................................................................................................................... 键连接的选择及校核....................................................... 36…(2) ................................................................................................................ 轴承的校验................................................................... 彳………(3) .............................................................................................................. 联轴器的选择............................................................... 41 - 五、减速器箱体及附件的设计选择( 1 )箱体结构尺寸11111111111111111111111114121( 2)减速器附件选择1111111111111111111111111431六、参考文献1111111111111111111111111114511设计题目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（工作于间歇时间比为 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3. 设计任务（1）设计内容①电动机选型；②闭式式齿轮设计；③减速器设计;④联轴器选型设计；⑤滚筒轴系设计；⑥其他。
（2）设计工作量①传动系统安装图1张；②减速器装配图1张；③零件图2张；④设计计算说明书1份。
4. 设计要求（1）要求蜗杆减速器设计成:①阿基米德蜗杆减速器；②圆弧齿轮柱蜗杆减速器；③设计者自定的型式(2)第一级齿轮与蜗杆传动合并设计成闭式齿轮一蜗杆减速器。
设计计算依据和过程计算结果第一阶段一、总体设计1. 分析传动装置的组成和特点，确定传动方案圏b1•绞牛绳筒；2 ■内齿轮传动：3■蝦杆减速器；4•店轮传劲；二电动机2. 电动机选择P =16.85KWP 18.53KWP 额=22KW n 满=1470r/minD m 415 mm n =9.20r/min i =159.7811 1 12 2 13 20P FV / (1000 )16.85KW（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：P KP '根据工作情况取K 1.1P KP 1.1 16.8518.53KW查表16-2得：综合选用电动机：Y180L-4型额定功率P 额=22KV ， 满载转速n 满=1470r/min3. 传动比分配 （1） 总传动比滚筒最大直径D m =D+d 绳11 250 15 11415mm式中：D ——绳筒直径；d 绳 ——钢绳直径。
滚筒的转速n =60 1000 v / D m60 1000 0.20 / （415）9.20 r / mini n 额 /n '1470/9.20 159.78 （2） 传动比分配联轴器：i 1 1外啮合齿轮传动比：i 22蜗轮蜗杆: i）i4 13 20 （ZA 闭式i5 4.00联轴器：i4 1内啮合齿轮：i5 4.004.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：1轴、II轴、III 轴、IV轴。
（1）各轴转速计算n额1470 r/ min 电动机轴转速n 额1470 r/ min n i1470 r / min 第I轴转速m n额/i11470 /1 1470 r / min n il 735 r / min 第II轴转速n ll n l/ i21470/ 2 735 r / min n il 36.75 r/min 第III轴转速hi n ll/ i3735/ 20 36.75r / min n iv r /min9.19 r / min第IV轴转速nIV nn i /i4 36.75/1 36.75 r/ min 躺卷筒轴转速n筒n IV /i536.75/4.00 9.19 r / min（2）各轴功率的计算电动机轴功率P 18.53 kWP 18.53 KW 第I轴功率 R P 2 418.53 0.97 0.99 17.80KW17.80KWR第II轴功率2 R I15.76 KWR l R I 2 6 7 17.80 0.972 0.97 0.97 15.76KWP ill12.54 KW 第III轴功率R II R 2 815.76 0.97 0.82 12.54KWP lV 11.80 KW 第IV轴功率R V R” 2 3 12.54 0.97 0.97 11.80KWR b 10.87 KW(4)各轴转速、功率、扭矩、传动比、效率列表(3)各轴扭矩的计算 电动机轴扭矩T 9550P/n 额 9550 18.53/1470 120.38Ngm第I 轴扭矩T I 9550P / n I 9550 17.80/1470 115.64Ngm第II 轴扭矩T II 9550R/ nH9550 第III 轴扭矩□ 9550 R II / n III 9550第IV 轴扭矩T iv 9550R V /n IV 9550卷筒轴扭矩T 筒 9550 R 筒 / n 筒 955015.76/735 204.77Ngm12.54/36.75 3258.69Ngm11.80/36.75 3066.39Ngm10.87/9.19 11295.81NgmT 120.38 NgmT I 115.64 NgmT II 204.77 NgmT III 3258.69 NgmT IV 3066.39 NgmT 筒 11295.81 Ngm二、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 17.80kW小齿轮转速n i 1470r / min，传动比i 2(1)选择齿轮材料，确定许用应力由《机械设计》表10-1选小齿轮材料：40Cr调质，HBS1260 HBS大齿轮材料：45钢正火，HBS2 210 HBS许用接触应力[H]由《机械设计》式10-12 :[ ] _Hlim KH HNS Hmin接触疲劳极限Hlim由《机械设计》图10-21得Hlim1 6°°MPaHlim2 400MPa接触强度寿命系数K HN，应力循环次数N由《机械设计》式10-13N1 60n1 jL h 60 1470 1 (10 350 8) 2.47 10 P 17.80 kWq 1470 r/ min i =2HBS1260 HBS HBS2210 HBSHlim1 60°MPaHlim2 400MPaN1 2.47 109N2 1.24 109N2 N I/ i 2.47 1 09 / 2 1.24 1 09由《机械设计》图10-19得K HN1 0.90K HN 2 0.92K HN i 0.90 K HN2 0.92 SHmin 1接触强度最小安全系数S Hmin 1 [H1] 540MPa口 , 600则[H1] 0.90 540MPa1[H2] 368MPa400[H2] 0.92 368MPa1许用弯曲应力［F］由《机械设计》式10-12[F]严K FNS Fmin弯曲疲劳极限Flim由《机械设计》图10-20 Flim1 500MPa Flim1 500 MPa Flim2 320MPa Flim2 320MPaS Fm in1.4弯曲强度最小安全系数S Fmin 1.4KFN 10.85由《机械设计》图10-18得KFN 2 0.90K FN1 0.85 K FN2 0.90500[F1] 0.85 303.57MPa1.4 [F1] 303.57MPa [F2]205.71MPa320[F2] —0.90 205.71MPa1.4(2)齿面接触疲劳强度设计计算1.0K A 1 K V 1.2K a 1.1K 卩 1.1K 1.45Z E =189.8 MPa小轮分度圆直径d i 由《机械设计》式10-9得2Z E Z H 2KT 1u 1 [H ]dU齿宽系数d 由《机械设计》表10-7 (按齿轮相对轴承为非对称布置)1.0小齿轮齿数z 1由推荐值20: 40内取z 1 30大齿轮齿数Z 2 iz 1 2 30 60 齿数比 u Z 2/Z 160/302传动比误差 u/u (2 2)/2 0 0.05 小轮转矩 T 1 = 115.64(Ngi) 载荷系数K K A K V K. ©使用系数K A 由《机械设计》表10-2取K A 1 动载系数K V 由《机械设计》图10-8取K V 1.2齿间载荷分配系数K a由《机械设计》表10-3取K a 1.1齿间载荷分布系数K 卩由《机械设计》表10-4取％ 1.1载荷系数:K K A K V K a K B 1 1.2 1.1 1.11.45材料弹性系数Z E 由《机械设计》表10-6取Z E =189.8MPa故：2189.8 2.5 2 1.45 115640 2 1-------- ----------------------- 72.96mm 540 1 2齿轮模数m d1/ Z\72.96/30 2.43 mm由《机械原理》圆整m 2.5z1 d1 /m 72.96/2.5 29.184 30z2 z, u 30 2 60圆周速度v d1n/ 60000 75 1470/60000 5.77 m/s(3)齿根弯曲疲劳强度校核计算由《机械设计》式10-5a2KTF 3 2 Y Fa Y sa [ F]d m z齿形系数Y Fa由《机械设计》表10-5小轮Y Fa1 2.52大轮Y Fa2 2.28应力修正系数Y Sa由《机械设计》表10-5小轮Y sa1 1.625大轮Y sa2 1.732 1.45 115640 ”故F1 3 2 2.52 1.625 97.66MPa<[ F1]1 2.5 30 m 2.5z130z260v 5.77m/ sY Fa1 2.52 Y Fa2 2.28Y sa1 1.625Y sa2 1.732 1.45 F2, 小尸 1 2.5s 204?02.28 i.73 4i.64MPa<[ F2]3602满足校核要求(4)齿轮其它主要尺寸计算d i 75mm小轮分度圆直径 d i mz ,2.5 30 75mmd 2 i50mm大轮分度圆直径 d 2 mz 2 2.5 60 i50mm齿根圆直径d fh f (h ac *)m h ；i,c * 0.25dfi68.75mm d fid i 2h f75 2 i.25 2.5 68.75mmdf 2i43.75mmdf 2d22h fi50 2 i.25 2.5i43.75mm齿顶圆直径d ah a h ；md ai80mm d ai d i 2h a75 2 i 2.5 80mmd a2i55mmd a2 d 2 2h a i50 2 i 2.5 i55mma ii2.5mm标准中心距a m(z i Z 2)/2 2.5 (30 60)/2 ii2.5mm齿宽bd d i175 75 mmb 2 75mm大齿轮齿宽d b 75mmb i 82.5mm小齿轮齿宽Db 2 (5: i0) 75 7.5 82.5mm2.减速器蜗杆传动设计计算i 20 已知：P i5.76 Kw选用ZA 闭式, i 20n 1 735 r / min n 2 36.75 r / minH 268 MPaN 6.17 107K HN 0.7966H 213.4MPa蜗杆传递功率：P 15.76 Kw , 蜗杆转速：n 1 735 r / min , 蜗轮转速：n 2 36.75 r / min ；(1)材料选择：蜗杆：45号钢表面淬火，表面硬度：45-55HRC 蜗轮：ZCuS n10P1(金属模铸造)为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰 铸铁HT100制造 (2)许用应力：蜗轮许用接触应力I[H] KNH [H ][H ]'—蜗轮的基本许用接触应力，由《机械设计》表11-7查得 H ' 268 MPa应力循环次数： N 60n 2jL h60 36.75 1 (10 350 8) 6.17 107接触强度的寿命系数K HN 8'107.N 8107(6.17 107) 0.7966则蜗轮许用接触应力[H ] K HN [ H ]' 0.7966 268 213.49MPa蜗轮的许用弯曲应力：[F]K FN[F]'[F ]'——蜗轮的基本许用弯曲应力,由《机械设计》表11-8查得F '56 MPa弯曲强度的疲劳寿命系数K FN 9106N9.106.(6.17 107) 0.6325则蜗轮的许用弯曲应力 [F ] 0.6325 56 35.42MPa(3)齿面接触疲劳强度设计计算 由《机械设计》式11-10 : 2 m d 1 KT 2( Z 2【 480 2 H!)F56 MPaK FN 0.6325[F ]35.42MPa式中: 蜗杆头数：乙 蜗轮齿数：Z 2 iz , 20 2 40 蜗轮转矩：T 2 3258.69Ngm载荷系数：K K A K V K 取 使用系数：K A动载系数：K V1.1齿向载荷分布系数：K 1 则有：K 1 1.1 1 1.1材料弹性系数：铸锡青铜Z E 160、MPa乙2z 2 40T 23258.69NgmK A 1K V 1.1K 1K 1.1Z E 160 MPam2d1 1.1 3258690 ( 480 )2213.49”11325.13mm340查《机械设计》表11-2 得模数：m 12.5 mmm 12.5 mm 蜗杆分度圆直径:d1112 mm d1112 mm 蜗杆导程角：12o34 59 12o34 59 蜗轮分度圆直径:d2mq 12.5 40 500mm d2500 mm 蜗轮圆周速度：v2d2n2/ 60000 500 36.75/60000 0.9621m/sv20.9621 m/s （4）齿根弯曲疲劳强度校核计算蜗轮齿根弯曲应力 F由《机械设计》式二 11-11 得1.53KT2F ..Y Fa2Y[ F]d1d2m蜗轮齿形系数Y Fa2Z2 40蜗轮的当量齿数乙2 3 cos 3 o 43・03cos 12 34 59蜗杆变位系数X20查《机械设计》图11-19 宗2 2.42Y Fa2 2.42螺旋角影响系数Y 1 o 1 12°34590.91 Y 0.91140 140蜗杆传动保持正常工作温度所需散热面积 S(m )为啮合效率：1tan tan( V )由《机械设计》式11-20 滑动速度:112 735Vs60 1000cos‘ ,”4.42m/s60 1000cos12O 3459由V s 查《机械设计》表 11-18 当量摩擦角V 119'tan 12o 3459 tan (12o 34 59" 119')0.90由于轴承摩擦及搅油时溅油耗损不大，故取4.42 m/s1190.95满足齿根弯曲疲劳强度要求(5)热平衡计算由《机械设计》式11-22可得S1000P(1)d (t0 t s )传动效率： 1 2 32 30.950.90 0.95 0.861.53 1.1 3258690 112 500 12.52.42 0.91 17.25MPa[F]=35.42【 /IPa F17.25MPa0.900.86d 17 W / m2oC t 075°Ct a 20o CS 3.37 卅d a1 137 mmh f1 1.2 md f1 82 mmb, 167.5 mm大于原估计值0.80，所以不需重算 散热系数d 按通风良好，取d 17 W/m 2o C 油的工作温度：t 。