某起重机传动装置设计方案

1 某起重机传动装置设计方案 重机传动装置的设计 动布置方案 见图 1 1 电动机 2 联轴器 3 制动器 4 减速器 5 联轴器 6 卷筒支承 7 钢丝绳 8 吊钩 9 卷筒 图 1 传动布置方案简图 备工作条件： 常温下工作，每日两班，工作 10年，允许重物起升速度误差小于 5% 。车间有三相交流电源。 始数据，如下表： 项目 提升重量 G(重物提升速度 V(m/s) 钢丝绳直径 d（ 卷筒直径 D(负荷持续率 （ 数据 780 20 25 用传动方案选用传动方案 A 方案：采用二级圆柱齿轮减速器，使用于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方但结构尺寸较大使用寿命长，润滑方便维护性好。 B 方案：蜗杆减速器，结构紧凑，但传动效率低，长期使用时就不经济，使用寿命短成本也高。 C：方案：一级圆柱齿轮减速器和 开式齿轮传动，成本低但使用寿命短，维护费用高。由上述可得应选用 2 选用点击的类型和结构形式 （ 1） v=780*000=d= =中： 工作中实际要的电机输出功率 工作中所需要的实际输入功率 1 滚筒的传递效率大小为 电机的工作的传递总效率 2 一个联轴 器传递效率查表得 3 一个齿轮的传递效率为 4 一对轴承的传递效率为 2）根据功率及负载持续条件选取电机类型则应当选取额定功率为 6最大转矩为 T=定转速为 930r/定电机型号 电动机型号 额定功率（ 满载转速（ r/ 最大转矩（ n*m） 30 筒转速为： （ 60V*1000） /（ ） =动装置 传动比 传动装置的总传动比为： i=n/30/级齿轮减速器的高级传动比； *低级传动比，取 .3*i2 i=i1* 定各轴的转速 各轴的转速 从电机到工作有三轴 3 n 1=930r/n2=n1/60/n3=n2/n1 n2 别为从高速轴到低速 轴各轴的转速； i1 到 2,2到 3 级之间的传动比。 的功率 d* 1* 2=2= 3* 2=3= 3* 2=4= 4=中： 2 4 位各轴的输入功率 1 2 3 4同上文中的相同 550*Pd/m d* 1* 2=m 1* 2* 3=m 2* 2* 3=m 参数 轴名 电动机轴 2轴 3轴 r/30 930 w m 4 第一个轴 初步确定轴的最小直径 轴的最小直径位置选择 轴的最小直径为安装联轴器 处直径 使直径 联轴器孔相适应，因此联轴器的型号 称转矩为 用转速为 4000轴器孔径 48 8轴器的长度为 L=112轴孔配合的毂孔长为 2 轴的结构设计 轴上零件装配图 联轴器的定位，根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 -段右端需要制出一轴肩，故 -直径 d=50端用挡圈定位，按轴端直径取直径 D=54 向的定位采用普通平键联接。 初步选择滚动轴承，因为只受径向力的作用 ，故选用深沟球滚动轴承，由 d=50轴承产品中初选择 0 基本游隙组，标准精度等级深沟球滚动轴承代号 6010d=50， D=80， d=16 5 左端的这个轴承左边用轴承套固定，右边用轴肩固定，右边的轴承左边用轴肩固定右边用轴承套固定。 齿轮与轴是一体的，轴的材料是 45 钢，齿轮经硬化均为渗碳处理。 轴承的端盖总宽度为 20 了便于轴承端盖的拆装及便于为轴添加滑油脂的要求，取端盖的外端面与联轴的距离为 I=30 虑到箱体的铸造误差，在确定滚 动轴承的位置时，应距离箱体内臂 S=8 轮距离 箱体 a=16 平键 , 手册查得平键截面 b x h=14 x 9. 键槽用铣刀加工，长为 L=70 。同时为了保证联轴器与轴的配合 6 。 确定轴上的圆角和倒角尺寸为 245 度，各轴肩的圆角半径请详见零件图。 第二轴的结构设计 第二个轴的最小直径 轴上零件的装配方案： 6 零件的位置尺寸及各段轴的直径如上图示。 第三个轴的结构设计 确定轴的最小直径 2. 输出轴的直径显然就是安装联轴器处轴的直径 联轴器的孔径相适 应，选取联轴器型号， .3 x t=1.3 x 其中设备有冲击，要一个具有缓冲能力的联轴器，可选择弹性套柱销联轴器，型号为 D =250. d= 63, L =142, ; 公称转矩为 2000 Nm，许要转速为 2300 4. 轴向定位 根据轴向定位确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器向定位的要求它的右端制出一个轴肩，尺寸如图 7 轴向定位图和力矩图 初步选择滚动轴承 因只受径向力的作用，则深沟球滚动轴承为 6013， d =100 B =18 0 基本游隙组，标准精度等级；右侧的这个轴承右端用轴承套固定，左面用一个轴肩 ; 左面的这个轴承右面用轴肩，左面用轴承套盖固定。 齿轮的左面用以轴肩定位，右面用一套筒定位 。 轴承端盖的总宽度为 20 了便于轴承端套的装卸及便于对轴承添加滑油脂的 要求，取端盖的外端在与半轴承器间的距离 L = 30 虑到箱体铸造误差，应距离箱体内壁 S = 8 轮距离箱体 a = 16 么套筒的长度为 L = 24 齿轮与联轴器的周向定位采用平键联接，按照所在垢轴径处和直径查得平 键和系数分别为 b x h=20 x 12, b x h=18 x 11, 长度 L 分别为 45 75 轴上的载荷 查的轴承 6013 的 Y 为 43 N 8 89 N 两个齿轮都是左旋，所以 38 N 89 N 判断危险截面 由于截面 受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面，截面 侧的截面上的转切应力为由于轴选用 40质处理，所以综合系数的计算 由 经直线插入 ，知道因轴肩而形成的理论应力集中为轴的材料敏感为 , 故有效应力集中系数为查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 ,轴采用磨削加工，表面质量系数为 , 轴表面示经强化处理，即 ,则综合系数为 碳钢系数的确定 9 碳钢的特性系数取为 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 高速级齿轮传动 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 。考虑工作机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ 0095两支承相对于小齿轮 做不对称布置。 小齿轮选用 40 （调质），齿面硬度为 280齿轮选用 45 钢（调质），齿面硬度 240 选小齿轮数 231 Z ，则大齿轮数 922342 Z 。 选取螺旋角：初选螺旋角 14 3211 12 （ 1） 试选 6.1 （ 2） 选取区域系数 Z ； （ 3） 查得 1 0 0 21 ； （ 4） 选取齿宽系数 1d ； 10 （ 5） 计算小齿轮传递的转矩 451151 104. 327960 4. 6）查表得材料的弹性影响系数 ； （ 7）计算应力循环次数 911 107 6 03 0 082(19 6 06060 8）按齿面硬度查得小齿 轮的接触疲劳强度极限 001 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 502 ； （ 9）计算接触疲劳许用应力 取接触疲劳寿命系数 K；取失效概率为 1%，安全系数 S=1，可得： M P i M P i 所以许用接触应力为： M P 372 5285462 21 （ 1）试算小齿轮分度圆直径： 3 . 3 3 2 41 （ 2） 计算圆周速度： t /2. 2100060 9603. 1 （ 3）计算齿宽及模数： 43 411 11 . 832314c 364c ( * 1 0 4 4 3 4） 计算纵向重合度： a a 3 1 81 5）计算载荷系数 K 查表得使用系数 1根据 v=s， 7级精度，查图得动载系数 70.1 查表得齿间载荷分配系数 K； 用插值法查表得齿向载荷分布系数 查图可得 载荷系数： 6） 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径： . 723. 364 3311 （ 7）计算模数： 1. 872314c 4 2c n 3 2121 co （ 1）计算载荷系数： 2） 根据纵向重合度 ，查图得螺旋角影响系数 Y； 12 （ 3） 计算当量齿数： o o o o 4）查取齿形系数：查表得 ; Y（ 5）查取应力校正系数： ; Y（ 6）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 001 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限802 ； （ 7）查图取弯曲疲劳寿命系数 ； K（ 8）计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S=得： M P （ 9） 计算大、小齿轮的 Y 并加以比较： 0 1 6 3 3 7 得大齿轮的数值大； （ 10）设计计算 32 齿面接触疲劳强度计算的法面模数 以可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数 。于是由： 13 取 211 z ，则 84214112 814c o )8421(c o 1 将中心距圆整为 108 心距修正螺旋角 1032131082 2)8421(c c 1 n（因 值改变不多，故参数、K、 不必修正 。 齿轮分度圆直径 03213c o o 03213c o o 311 圆整后取 045 12 ； 。 低速级齿轮传动 考虑 减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面直齿轮。考虑工作机为一般 工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ 0095两支承相对于小齿轮做不对称布置。 小齿轮选用 40 调质），齿面硬度为 280齿轮选用 45 钢（调质），齿面硬度 240 选小齿轮齿数 421 z ，则大齿轮齿数 122 取； 14 3211 （ 1）试选 3.1 （ 2）选取齿宽系数 1d； （ 3）计算小齿轮传递的转矩 451151 1088. 23843. 4 4. 4）查表得材料的弹性影响系数 ； （ 5）计算应力循环次数 811 101 . 2 5)103 0 082(14 3 . 46060 02. 265. 53 101. 25 6）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 001 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 502 ； （ 7）计算接触疲劳许用应力 取接触疲劳寿命系数 1 ; K；取失效概率为 1%，安全系数 S=1，可得： M P i M P 455501. 082l i （ 1）试算小齿轮分度圆直径 代入 H 中较小的值： 5 3 . 2 . 2 3 241 15 （ 2）计算圆周速度： t /0. 35100060 43. 4153 . 1 （ 3）计算齿宽及模数： 5 3 1 5 3 11 6 3 11 4 . 3 3)2( * 1 5 3 5）计算载荷系数 K 查表得使用系数 1根据 v=s， 7级精度，查图得动载系数 10.1 查表得齿间载荷分配系数 1 K； 用插值法查表得齿向载荷分布系数 查图可得 载荷系数： 6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径： 5 8 . 3 . 23 3311 （ 7）计算模数： 6 241 5 8 11 3 21 12 F （ 1）计算载荷系数： 16 2）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 001 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限802 ； （ 3）查图取弯曲疲劳寿命系数 ； K（ 4）计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S=得： M P 3 . 2 . 4 （ 5）查取齿形系数：查表得 ; Y（ 6）查取应力校正系数： ; Y（ 7）计算大、小齿轮的 Y 并加以比较： 4 . 2 得大齿轮的数值大； （ 8）设计计算 4 . 0 . 23 m 对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取 5m 。按接触强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于是由： 3 1 . 751 5 8 . 5 411 7 取 311 z ，则 1 7 1 315 122 取 1722 z 。 86051721555132211 0 7 . 52 5)17231(2 21 1515511 圆整后取 6 01 5 5 12 ； 。 键的选择与校核 速轴上键的选 择 速轴与半联轴器链接的选择 1） 由与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键 (A)。 根据 d=18手册查得键的截面积为：宽度 b=6度 h=6半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度 L=40 2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表 6 F =100 120的工作长度 =34与轮毂键槽的接触高度 =3得 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 (合适 ) 键的标记：键 6 6 40 1096 2003. 速轴与齿轮 1链接的选择 1） 由与此轴与齿轮 1 链接，故选用圆头普通平键 (A)。 根据 d=66手册查得键的截面积为：宽度 b=6度 h=6半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度 L=36 2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表 6 F =100 120的工作长度 =30与轮毂键槽的接触高度 =3得 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 (合适 ) 键的标记：键 6 6 40 1096 2003 与轴链接键的选择 18 1) 由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键 (A)。 根据 d=50手册查得键的截面积为：宽度 b=10度 h=8半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度 L=36 2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表 6 F =100 120的工作长度 =24与轮毂键槽的接触高度 =4得 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 (合适 ) 键的标 记为：键 10 8 36 1096 2003. 与轴链接键的选择 1) 由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键 (A)。 根据 d=45手册查得键的截面积为：宽度 b=10度 h=8半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度 L=36 2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表 6 F =100 120的工作长度 =24与轮毂键槽的接触高度 =4得 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 (合适 ) 键的标 记为：键 10 8 36 1096 2003. 速轴上键的选择 1） 由与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键 (A)。 根据 d=18手册查得键的截面积为：宽度 b=6度 h=6半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度 L=40 2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，查得需用挤压力为 F =100 120的工作长度 =34与轮毂键槽的接触高度 =3得 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 (合适 ) 键的标记：键 6 6 40 1096 2003. 速轴与齿轮 4链接的选择 1） 由与此轴与齿轮 1 链接，故选用圆头普通平键 (A)。 根据 d=66手册查得键的截面积为：宽度 b=6度 h=6半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度 L=36 2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表 6 F =100 120的工作长度 =30与轮毂键槽的接触高度 =3得 错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 (合适 ) 键的标记：键 6 6 40 1096 2003 2. 滚动轴承的选择 19 速轴配合轴承的选择 1) 求比值 错误 !未找到引用源。 根据机械设计 13接触球轴承的最大 e=此时 错误 !未找到引用源。 2) 初步计算当量动载荷 P， P =误 !未找到引用源。 ) 根据机械设计 13 .1取 2.1 按照机械设计 13X=Y 值需在已知型号和基本额定静载荷 才能求出。现暂选一近似中间值，取 Y= 3) 求轴承应有的基本额定动载荷 (寿命按 50000h 算 ) 错误 !未找到引用源。 4) 按照轴承样本选择 7212C 轴承 此轴承的基本额定静载荷0C=37800N。验算如下： a求相对轴向载荷对应的 e 值与 Y 值。相对轴向载荷为 0表中介于 间，对应的 e 值为 Y 值为 b用线性插值法求 Y 值。 Y=误 !未找到引用源。 X= ， c. 求当量动载荷 P。 错误 !未找到引用源。 d. 验算 30304 轴承的寿命。 错误 !未找到引用源。 所以轴承的选取合理 间轴配合轴承的选择 1) 求比值 错误 !未找到引用源。 根据机械设计表 13接触球轴承的最大 e=此时 2) 初步计算当量动载荷 P， 20 P =误 !未找到引用源。 ) 按照机械 设计 13.1 2.1 按照机械设计 13X=Y 值需在已知型号和基本额定静载荷 暂选一近似中间值，取 Y= P=误 !未找到引用源。 3) 求轴承应有的基本额定动载荷 (寿命按 50000h 算 ) C=P=误 !未找到引用源。 =) 按照轴承样本选择 7206C 轴承 此轴承的基本额定静载荷 2800N。验算如下： a求相对轴向载荷对应的 e 值与 Y 值。相对轴向载荷为 0表中介于 间，对应的 e 值为 Y 值为 2. b. 求当量动载荷 P。 错误 !未找到引用源。 c. 验算 30305 轴承的寿命。 所以轴承的选取合理 1) 求比值 根据机械设计 13接触球轴承的最大 e=此时 2) 初步计算当量动载荷 P， P =误 !未找到引用源。 ) 按照机械设计 13.1 2.1 按照机械设计 13X=Y 值需在已 知型