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1、课 程 设 计 说 明 书课程设计名称： 题 目： 学 生 姓 名： 专 业： 指 导 教 师： 日期： 2014 年 12 月 25 日前言机械综合课程设计是机械专业教学的一个重要组成部分。机械综合课程设计的目的在于进一步巩固和加深学生所学的机械专业各课程理论知识，培养学生独立解决实际问题的能力，使学生对机械的运动学和动力学的分析和设计有一较完整的概念，并进一步提高计算、绘图和使用技术资料的能力，更为重要的是培养开发和创新机械的能力。本论文主要内容是进行圆柱斜齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、理论力学、公差与互换性等多门课程知识，并运用AUTOCAD软件进行绘图，因
2、此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能
3、力。目录1 课程设计任务书 32 电动葫芦的设计方案 33选择电动机 44确定减速器总传动比及分配各级传比 45 分别计算各轴转速、功率和转矩 56 齿轮的设计与校核 67轴设计与校核 138 键的选择和校核 189减速器的润滑方式和密封种类的选择 1910箱体设计 1911 总结 2012 参考文献 211.机械综合课程设计任务书 题目：电动葫芦传动装置指导老师： 原始数据起重量 /t提升高度 /m起升速度 m/min钢丝绳直径 mm524815.5使用年限：10年工作条件：两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳，单向运转；三相交流电源，电压380v/220v设计工作量：1.减速器装
4、配图一张 2.设计说明书一份2电动葫芦的设计方案电动葫芦起升机构的排列主要为电动机，减速器和卷筒装置3个部件。排列方式有平行轴和同轴两种方式排列形式，如图一所示 图一 电葫芦设计方案 这里优先选用b方案，电机、减速器、卷筒布置较为合理。减速器的大齿轮和卷筒连在一起，转矩经大齿轮直接传给卷筒，使得卷筒只受弯矩而不受扭矩。其优点是机构紧凑，传动稳定，安全系数高。减速器用斜齿轮传动，载荷方向不变和齿轮传动的脉动循环，对电动机产生一个除弹簧制动的轴向力以外的载荷制动轴向力。当斜齿轮倾斜角一定时，轴向力大小与载荷成正比，起吊载荷越大，该轴向力也越大，产生的制动力矩也越大；反之亦然。它可以减小制动弹簧的轴
5、受力，制动瞬间的冲击减小，电动机轴受扭转的冲击也将减小，尤其表现在起吊轻载荷时，提高了电动机轴的安全性。图a的结构电机与卷筒布置不再同一平面上通过减速器相连，使得减速器转矩增大。初步设计减速箱原理如下图二所示 图二 电葫芦减速器原理图3选择电动机起升机构总效率0=14233414为四对滚动轴承的传动效率取1 =0.992 为弹性柱销联轴器的传动效率取2 =0.9833 为三对齿轮与齿轮轴的传动效率取3 =0.974为滚筒的传动效率取4 =0.98则提升机构总效率为43 x=0.864故此电动机静功率w=FxV/ P=50000x0.1333/0.864=7.414kw根据工作条件，选择一般用途
6、的y系列三相异步电动机，型号为Y-132M4，额定功率7.5KW，满载转速1440r/min,额定转矩2.2N/M 最大转矩2.2N/M.4确定减速器总传动比及分配各级传动比总传动比 这里n3为电动机转速（rmin）。4.1 分配各级传动比减速器实际总传动比i=iABiCDiEF=第一级传动比 第二级传动比 第三级传动比 这里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分别代表齿轮A、B、C、D、E和F的齿数。5分别计算各轴转速、功率和转矩5.1轴I(输入轴) NI=n=1400 r/min PI=7.5 kw TI=9550PI/nI=9550x7.5/1400=53.65 N.M5.2轴(中间轴)：
7、NII=1400/5.125=273.17 r/min PII TII=9550PII/nII=9550x7.329/273.17=266.70 N.M5.3轴(中间轴)：NIII=273.17/3.875=70.58 r/min PIII= kw TIII=9550PIII/nIII=9550x7.21/70.58=1001.27 N.M5.4轴(输出轴)：NIV=70.58/4.125=17.22 r/min PIV= kw TIV=9550PIV/nIV=9550x7.15/17.22=3981.94 N.M各级齿轮传动效率取为0.97。计算结果列于下表： 表一 各传动轴数据项目轴I（输
8、入轴）轴轴轴转速n（r/min）1400273.1770.5817.22功率P（kW）7.8657.6297.407.18转矩T（Nm）53.65266.701001.273981.94传动比 i5.1253.8754.1256齿轮的设计与校核6.1高速级齿轮A、B传动设计因起重机起升机构的齿轮所承受载荷为冲击性质，为使结构紧凑，齿轮材料均用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC5862，材料抗拉强度B=1100MPa，屈服极限s=850MPa。齿轮精度选为8级(GBl009588)。考虑到载荷性质及对高硬度齿面齿轮传动，因此以抗弯强度为主，初选螺旋角12 按齿面接触强度条件设计小轮分度圆
9、直径确定式中各参数：(1) 端面重合度其中: ,且 求得:(2) 载荷系数Kt对起重机，载荷冲击较大，初选载荷系数Kt2。(3)齿轮A转矩TA TAT164.39 103Nmm。(4)齿宽系数d 取d=1。 (5)齿数比u 对减速传动，ui5.125。(6)节点区域系数ZH 查机械设计图6.19得ZH2.47。(7)材料弹性系数ZE 查机械设计ZE189.8。(8)材料许用接触应力 H式中参数如下：试验齿轮接触疲劳极限应力 Hlim1450MPa；接触强度安全系数SH1.25；接触强度寿命系数KHN：因电动葫芦的齿轮是在变载条件下工作的，对电动葫芦为中级工作类型，用转矩T代替图中的载荷Q(转矩
10、了与载荷Q成正比)，当量接触应力循环次数为：对齿轮A：式中 n1齿轮A(轴1)转速，n11400rmin； i序数，i1，2，k； ti各阶段载荷工作时间，h， Ti各阶段载荷齿轮所受的转矩，Nm； Tmax各阶段载荷中，齿轮所受的最大转矩，Nm。故NHA=6014006000(130.200.530.200.2530.100.0530.50)=1.142108对齿轮B：查3得接触强度寿命系数KHNA1.18，KHNB1.27。由此得齿轮A的许用接触应力齿轮B的许用接触应力因齿轮A强度较弱，故以齿轮A为计算依据。把上述各值代入设计公式，得小齿轮分度圆直径(9)计算：齿轮圆周速度(10)精算载荷
11、系数K查3表6.2得工作情况系数KA1.25。按8级精度查表得动载荷系数Kv1.12,齿间载荷分配系数KH1.1,齿向载荷分布系数KH1.14。故接触强度载荷系数按实际载荷系数K修正齿轮分度圆直径 齿轮模数6.1.2按齿根弯曲强度条件设计齿轮模数确定式中各参数：(1)参数Kt2,TAT164.39 103Nmm,d=1, ,。(2)螺旋角影响系数Y 因齿轮轴向重合度0.318dz1tan0.318 116tan12=1.08，查表 得Y=0.92。(3)齿形系数YFa因当量齿数查表6.4 得 齿形系数YFaA2.97，YFaB2.21；1.52，1.78(4)许用弯曲应力F 式中Flim试验齿
12、轮弯曲疲劳极限，Flim850MPa； SF弯曲强度安全系数，SF1.5； KFN弯曲强度寿命系数，与当量弯曲应力循环次数有关。对齿轮A：式中各符号含义同前。仿照确定NHA的方式，则得对齿轮B：因NFAN03106，NFBN03106，故查得弯曲强度寿命系数KFA1，KFB1。由此得齿轮A、B的许用弯曲应力式中系数=0.70是考虑传动齿轮A、B正反向受载而引入的修正系数。(6)比较两齿轮的比值对齿轮A： 对齿轮B： 两轮相比，说明A轮弯曲强度较弱，故应以A轮为计算依据。(7)按弯曲强度条件计算齿轮模数m把上述各值代入前述的设计公式，则得=1.77mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小玉由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度从决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得
