课程设计--卷扬机传动装置的设计.doc

机械设计课程设计机械设计课程设计说明书 题目：卷扬机传动装置的设计班级：机制11级02班学号：110200218设计者： 指导老师： 目 录（一）传动方案的拟定2（二）选择电动机3（三）计算总传动比及配合各级的传动比41.计算总传动比42.传动比分配4（四）设计计算传动零件51.高速齿轮组的设计与强度校核52.低速齿轮组的设计与强度校核113.开式齿轮传动的设计16（五）设计计算轴201.低速轴的设计与计算202.中间轴的设计与计算283.高速轴的设计与计算30（六）选择滚动轴承及寿命计算331.高速轴的滚动轴承校核计算332.低速轴滚动轴承的校核计算353.中间轴滚动轴承校核36（七）选择和校核键联接38（八）选择联轴器39（九）选择润滑方式、润滑剂牌号及密封件39（十）设计计算箱体的结构尺寸40（十一）参考书目42（一）传动方案的拟定1设计题目 ：卷扬机传动装置的设计2.系统总体方案的确定系统总体方案：电动机传动系统执行机构；3原始数据牵引力F= 1.7KN速度v= 0.3m/s,卷筒的直径D= 480mm；4工作条件用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，工作平稳。作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小时，检修期间隔为三年。5设计内容(1)电动机的选择与运动参数计算；(2)斜齿轮传动设计计算(3)轴的设计(4) 滚动轴承的选择(5)键和连轴器的选择与校核；(6)装配图、零件图的绘制；(7)设计计算说明书的编写。6设计任务(1)减速器装配图一张；(2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；(3)设计说明书一份7设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算； 第二阶段：轴与轴系零件的设计；第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制； 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。（二）选择电动机稳定运转下工件机主轴所需功率： 工作机主轴转速为： 工作机主轴上的转矩： 初选联轴器为弹性柱销联轴器，滚动轴承为角接触轴承，传动齿轮为闭式软齿面圆柱齿轮和开式直齿轮传动，因其速度不高，选用7级精度(GB10095-88)，则机械传动和摩擦副的效率分别如下：弹性柱销联轴器： = 0.99圆柱齿轮（7级）： = 0.98角接触轴承： = 0.99开式齿轮传动 = 0.96 工作机效率： = 0.98所以，电动机至工件机主轴之间的总效率为： = 0.99 0.98 0.990.960.98=0.904所以电动机所需功率为 由【1】表2-1各级传动副传动比的合理范围：I总=（35）（35）（35）=27125则电动机转速的可选范围是：n=(27125) 12.197=3291525r/min故选取电动机的转速为 n = 1000，查2表9-39 ，取电动机型号为Y132M1-6(三)计算总传动比及配合各级的传动比1. 计算总传动比2. 传动比分配初选开式齿轮传动比i=3,则减速器传动比，查资料2式（2-8） 双级减速器传动总传动比搭配，选高速级传动比i1=4.7,低速级i2=3。各轴转速： =960r/min960/4.7=204.26r/min66.1r/min各轴的输入功率： =0.4110.990.980.99=0.383KW=0.4110.990.980.99=0.375KW=0.4110.990.980.96=0.357KW各轴的输入转矩： （四）设计计算传动零件1高速齿轮组的设计与强度校核11选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；卷扬机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）；材料选择。由表101选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBW，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBW。初选小齿轮齿数=23，大齿轮齿数为=4.7=108。初选螺旋角=12确定许用应力查【2】图4.19-3，=600MPa；=560MPa查【2】图4.21-3，=610MPa；=470MPa查【2】表4-10， 取=1 =1.25计算寿命： 2.07109 同理N2=8.8108 查【2】图4.20， 查【2】图,4.22, 查【2】图4.23,= /=570MPa= /=543.2MPa= /=448.96MPa= /=357.2MPa13齿面接触疲劳强度计算已知初步计算小齿轮直径，有式（4.10）得 查【2】表4-8,取=90查【2】表4-7,齿宽系数 取则齿宽b=取14按齿面接触疲劳强度设计：由【2】式（4.21）得 因工作机有中等冲击，查表44得， 查【2】图4.9取齿轮对称布置，；查【2】图4.12取查表45取 计算齿面接触应力：查【2】图4.14，查【2】表46, 取 = =43.73取取15校核轮齿弯曲疲劳强度由【2】图4.18查得，； 查【2】图4.16得，；因得，取，取由【2】式（4.22）得 = =95.07=448.96MPa同理MPa大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求16确定传动主要尺寸17计算齿轮宽度 b=48mm B2 =50mm， B1=55mm18高速齿轮组的结构设计齿根圆直径：4821.252=43mm 齿顶圆直径： =230mm小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构;大齿轮2的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径=1.6d=1.6 4470轮毂轴向长LL=b50倒角尺寸nn=0.51板孔分布圆直径=0.5 140板孔直径=0.2535腹板厚CC=0.3b15腹板最大直径=2102.低速齿轮组的设计与强度校核2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮传动，有利于保障传动的平稳性；卷扬机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）；材料选择。由2表42选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBW，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为230HBW。初选小齿轮齿数=26，大齿轮齿数为=3=78。初选螺旋角=2.2确定许用应力查【2】图4.19-3，=710MPa；=580MPa查【2】图4.21-3，=600MPa；=450MPa查【2】表4-10， 取=1 =1.25计算寿命： 4.41108 同理 查【2】图4.20， 查【2】图,4.22, 查【2】图4.23, = /=692.25MPa= /=604.94MPa= /=424.32MPa= /=325.08MPa2.3齿面接触疲劳强度计算已知初步计算小齿轮直径，有式（4.10）得 查【2】表4-8,取=90查【2】表4-7,齿宽系数 取则齿宽b=取2.4按齿面接触疲劳强度设计：由【2】式（4.21）得 因工作机有中等冲击，查表44得， 查【2】图4.9取齿轮对称布置，；查【2】图4.12取查表45取计算齿面接触应力：查【2】图4.14，查【2】表46,取 = =75.52mm取取2.5校核轮齿弯曲疲劳强度由【2】图4.18查得，； 查【2】图4.16得，；因得，取，取由【2】式（4.22）得 =（）MPa =103.37=424.32MPa同理MPa大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求2.6确定传动主要尺寸mm2.7计算齿轮宽度b=81mm B2 =85mm， B1=90mm2.8低速齿轮组的结构设计 齿根圆直径： 73.5mm 齿顶圆直径： 小齿轮3由于直径较小，采用齿轮轴结构;大齿轮4的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径=1.6d=1.6 5690轮毂轴向长LL=b85倒角尺寸nn=0.51.5板孔分布圆直径=0.5 155板孔直径=0.2532腹板厚CC=0.3b26腹板最大直径=2205.3 开式齿轮组的设计与强度校核5.3.1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数按传动装置的设计方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。卷扬机为一般工作机械，速度不高，由资料2得表10-8可知,选用8级精度（G B10095-88）.材料选择。由资料2得表10-8可知，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数=18；由=3.48，大齿轮齿数为= =62.64；取=62由于齿轮传动为开式，按弯曲疲劳强度设计，按接触疲劳强度校核。5.3.2按弯曲疲劳强度设计由资料2得查得设计计算公式(10-5)计算： （6-12）确定公式内的各计算值，初选螺旋角=14弯曲疲劳极限，由资料1图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限 =380mpaK= KAKVKK=2.765小齿轮传递的转矩 T4 =481.6 103 Nmm由资料2得图1026查得 =0.75 =0.75 所以 =1.5 由资料2得表10-7查得，选取齿宽系数=1；由纵向重合度=1.427，查1图10-28得螺旋角影响系数=0.88 由资料2得表10-6查得，得材料的弹性影响系数=189.8 由资料2得10-13公式计算应力循环次数：N=60nj=60j=6067.6417200=2.92=/= 2.92/3.1= 9.4 由资料2得图10-18查得，得弯曲疲劳系数：=0.96； =0.98； 计算弯曲疲劳应力由资料2得安全系数S=1.4，有公式：则：=342.857MPa=266MPa =19.12 =65.85 由资料2得表10-5查得齿形系数 YFa5=2.91，YFa6=2.28 由资料2得表10-5查得应力校正系数 YSa5=1.53， YSa6=1.73计算大、小齿轮的并加以比较=0.012986=0.014633大齿轮的数值大。由资料2得公式(10-5)计算 =3.89mm取标准模数mn=4mm =164.90mm =74.20mm =255.59mm计算齿轮宽度=74.20mm 圆整后取B4=75mm =80mm5.3.3校验传动比实际传动比为 =62.7实际卷筒转速=1440/67.7=22.95r/min所以转速相对误差为（23.3-22.95）100%/23.3=1.5% S=1.5 故可知其安全截面右侧抗弯截面系数W公式计算，W=0.1=23833抗扭截面系数 =0.2=47666弯矩M及弯曲应力为 M=119079Nmm =4.996MPa截面上的扭矩 截面上的扭转切应力 =9.83MPa 用插入法求出=3.20；=0.8 3.20 = 2.56轴按磨削加工，表面质量系数 故得综合系数 =3.287 =2.647求安全系数 =16.746 =11.693 =9.587 S=1.5故可知其安全 2中间轴的设计与计算2.1列出轴上的功率、转速和转矩 2.2求作用在齿轮上的力 因已知高速轴小齿轮的分度圆直径为 圆周力 径向力 轴向力 2.3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取，则2.4初见各段直径位置轴径/mm说明装轴承轴段125640由滚动轴承内孔决定，初选深沟球轴承，型号为6008。轴环段3-450考虑轴承用轴肩定位，取。装齿轮轴段4544考虑齿轮装拆方便，应使。2.5确定各段长度位置轴段长度/mm说明装轴承轴段1256由深沟球轴承宽度，轴承与箱体内壁与齿轮距离，轴承与箱体内壁距离及大齿轮轮毂与装配轴段的长度差等尺寸决定。轴环段3-412轴环宽度一般为轴肩高度的1.4倍。装齿轮轴段4550由齿轮轮毂宽度决定，为使齿轮轴向固定，应略小于宽度，故取。2.6轴向零件的周向定位齿轮采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处：b h =12mm 8mm (GB/T 10961979)，长度为40mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮与轴的配合为H7/r6； 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为1 。2.7按许用弯曲应力强度校核轴 绘轴的受力图，见下图计算支反力 垂直面支反力：绕支点B的力矩和 ，得同理 ，得。校核：水平面支反力：同样由支绕B点力矩和，得同理 ，得校核： 转矩.绘弯矩图： 垂直平面内的弯矩图： C处弯矩：D处弯矩：水平面内的弯矩图： C处弯矩D处弯矩合成弯矩： C处： D处： 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面C）的强度 取=0.6，根据以上求得的数值 由已选定轴的材料45钢调质，3高速轴的设计与计算3.1列出轴上的功率、转速和转矩 求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为： 圆周力 径向力 轴向力 3.2初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取，则3.3初见各段直径位置轴径/mm说明装联轴器轴端1230由最小直径来确定装轴承端盖轴段2336联轴器右端用轴肩定位，故取。装轴承轴段345635由滚动轴承内孔决定，初选深沟球轴承，型号为6007。自由段4540考虑齿轮装拆方便，应使。3.4确定各段长度位置轴段长度/mm说明装联轴器轴端1250为保证轴端挡板压紧联轴器，而不会压在轴的端面上，故略小于。装轴承端盖轴段23由轴承端盖宽度及其固定螺钉所需拆装空间要求决定。这里取。装轴承轴段3456由深沟球轴承的宽度确定。由深沟球轴承的宽度及箱体内壁与齿轮距离确定。自由段45106由齿轮轮毂、齿轮之间的距离、齿轮距箱体内壁的距离和轴承与箱体内壁距离等尺寸决定。3.6轴向零件的周向定位在联轴器与轴联接处，选用平键8mm7mm45mm，联轴器与轴的配合为n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。3.7确定轴上圆角和倒角尺寸圆角R=1.6mm，倒角245。 3.8求轴上的载荷首先作出轴的计算简图。由轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下：由水平面 =141951.9/186.8=394N =1025N= 由垂直面=101N= -431N=69=105225Nmm=129= -11352 Nmm=201825Nmm=172598Nmm.3.9校核轴上承受最大弯扭矩的截面强度 取 ，.根据前面选取的材料45钢调质=60MPa,（六）选择滚动轴承及寿命计算1高速轴的滚动轴承校核计算1.1.径向负荷1处轴承： , 2处轴承：，1.2.轴向载荷对于60000型轴承，轴承派生轴向力，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故先选取e=0.4,因此估算 故轴承1“放松”，轴承2“压紧。 插值计算 两次计算的值相差不大，确定 1.3计算当量动载荷径向动载荷系数，。轴向动载荷系数因轴承运转中有中等冲击载荷，取,轴承的当量动载荷=(+)=1.5=(+)=1835.9N 1.4验算轴承寿命因为,故只需校核2处轴承即可.轴承预期寿命与整机寿命相同,为:7200h轴承的实际寿命: 球轴承=3 具有足够的使用寿命.2低速轴滚动轴承的校核计算选用的轴承型号为代号为6007, =16.2KN =10.5KN2.1作用在轴承上的载荷径向负荷1处轴承 ， 2处轴承, ， 轴向载荷对于60000型轴承，轴承派生轴向力，其中e为表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故先选取e=0.4,因此估算故轴承2“放松”，轴承1“压紧。插值计算计算当量动载荷径向动载荷系数，。轴向动载荷系数因轴承运转中有中等冲击载荷，取,轴承的当量动载荷=(+)=1.5=(+)=2007N验算轴承寿命因为,故只需校核1处轴承即可.轴承预期寿命与整机寿命相同,为:7200h轴承的实际寿命: 球轴承=3 具有足够的使用寿命.3中间轴滚动轴承校核中间轴滚动轴承型号为：7008C， Cr=17.0 KN Cur=11.8KN3.1作用在轴承上的负荷径向负荷A处轴承B处轴承轴向负荷对于60000型轴承，轴承派生轴向力，其中e为表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故先选取e=0.4,因此估算外部轴向力 故轴承1“放松”，轴承2“压紧”。 插值计算3.2计算当量动载荷径向动载荷系数，轴向动载荷系数因轴承运转中有中等冲击载荷，取,轴承的当量动载荷=(+)=1.5=(+)=5205.65N3.3验算轴承寿命因为,故只需校核2处轴承即可.轴承预期寿命与整机寿命相同,为:7200h轴承的实际寿命: 球轴承=3 具有足够使用寿命。（七）选择和校核键联接1高速轴与联轴器相连的键连接选用及计算由轴设计可知 选用单圆头平键（C型），由【2】表6-6，键8745键接触长度l=L-b/2=50-4=46mm,k=0.5h=3.5mm,查【2】表6-7 ,键强度足够。 2.中间轴与齿轮的键连接选用及计算由前面轴的设计知本处轴径为，由【2】表6-6选择：键12840（GB1096-79），圆头普通平键（A型）键接触长度l=L-b=45-12=33mm,k=0.5h=4mm, 查【2】表6-7 ,键强度足够。3.低速轴与齿轮的键连接选用及计算由前面轴的设计知本处轴径为，由【2】表6-6选择：键161070（GB1096-