电动卷扬机传动装置设计资料.docVIP

机械设计课程设计 题 目:设 计 电 动 卷 扬 机 传 动 装 置 学生姓名: 梁远亮 学 号: 110208112 所在院(系): 工业中心 专 业: 机械设计制造及其自动化 班 级: 116001 指 导 教 师: 职称: 2013年 1 月 9日 1目 录1. 传动方案的选择4 2. 电动机的选择4 2.1 电动机输出功率的确定4 2.2 电动机转速的确定 53 总传动比和传动比的分配 5 3.1 总传动比的计算 5 3.2 传动比的分配 54 动力参数的确定 6 4.1 各轴的功率计算 6 4.2 各轴转速的计算6 4.3 各轴输入转矩的计算 65 齿轮的设计6 5.1 闭式齿轮传动的设计 6 5.1.1 高速级齿轮传动的设计: 6 5.1.2 低速级齿轮传动设计 106 轴的设计 14 6.1中间轴设计 14 6.2高速轴设计 15 6.3低速轴的设计 167 轴承的验算 19 7.1中间轴承的校核计算 19 7.2高速轴的滚动轴承校核计算 19 7.3低速轴承的校核计算 198 键的选择与演算 199 润滑 2010 箱体及其附件的设计选择 2011.参考文献211一传动方案1、 设计要求:卷筒直径D=300mm卷扬机钢绳拉力F=8.4KN,卷扬机钢绳速度V=17.7m/min,工作时有中等冲击,使用年限9年,工作班制为2班,即每天16小时,钢绳速度误差允许5%2、 减速器采用二级圆柱齿轮减速器总体布局如图1所示 图1传动方案 2电动机的选择2.1 电动机输出功率的确定(1)工作机所需功率:P=FV/(a103) 式2.1注:F为卷扬机钢绳拉力,v为卷扬机钢绳速度,a为工作机构的自身的传动效率,取1 P =FV/(a103) =840017.7/60KW=2.478KW(2)传动装置与工作机构的总效率,传动装置为串联,总效率等于各级传动效率的和轴承联轴器效率的连乘积,即= 式2.2=0.960.9850.9730.992 =0.776l 注:1卷筒的传动的效率;2为一对轴承的效率;3为齿轮啮合传动效率;4为弹性联轴器的效率(3)电动机所需输出的功率为:Pd=P/a=2.478/0.776= 3.19 KW 式2.3选择电动机的额定功率P=(11.3)Pd=3.194.15 KW 2.2 电动机转速的确定: 卷筒轴工作速度为n=V/D=17.7/(0.3)r/min =18.78r/min 式2.4查表1推荐的传动比合理范围,取二级圆柱齿轮减速器传动比=840,一级开式传动比=37,则总的传动比=24280,故电动机转速的可选范围有750,1000,1500,3000r/min.根据容量和转速,由资料4表4.12-1查出4种电动机型号,因此有4种传动比方案(见表2.1)电动机的数据及总传动比方案号电动机型号额定功率Kw同步转速r/min满载转速r/min总传动比一级开式传动减速器1Y160M2-85.575071033.5311.22Y112M2-65.5100096045.2315.13Y132S-45.51500144067.94174Y132S1-25.530001900136.7434.2表2.1 电动机的数据及总传动比由上表1-1并综合考虑电动机和传动装置的尺寸重量和齿轮传动比减速器的传动比,可见方案3比较合理,因此电动机型号为Y132S-4.3总传动比和传动比的分配3.1 总传动比的计算:总传动比为:i=n0/n=1440/18.78=76.73.2 传动比的分配确定各级的传动比为:由于各级传动为串联,总传动比是各级传动比的乘积,总的传动比为: 取 则即展开式两级圆柱齿轮减速器的传动比是19.4 其中5.18取6所以4动力参数的确定4.1 各轴的功率计算 由于带式运输机属通用机械,故应以电动机的额定功率P作为设计功率,用以计算传动装置中各轴的功率高速轴1输入功率:P1=Pd3=3.190.99=3.16 KW中间轴2的输入功率:低速轴3的输入功率:4.2 各轴转速的计算高速轴1转速 n1=n0=1440r/min中间轴2转速 n2=n1/i1=1440/5=288r/min低速轴的3转速 n3=n2/i23 =288/3.84=75r/min4.3 各轴输入转矩的计算高速轴1的输入转矩 T1=9550P1/n1=95503.16/1440=21.0Nm中间轴2的输入转矩 T2=9550P2/n2=9550 3.0/288=99.5Nm低速轴3的输入转矩 T3=9550P3/n3=95502.77/75=352.7Nm5、 齿轮的设计5.1 闭式齿轮传动的设计5.1.1 高速级齿轮传动的设计:(1)选定齿轮的类型精度等级材料及齿数(A)按传动装置的设计方案,选用直齿圆柱齿轮传动(B)运输机为一般工作机械,速度不高,查机械设计手册可知,选用7级精度(G B10095-88).(C)材料选择由机械设计查得,选择小齿轮材料为40Cr(渗碳后淬火),硬度为280HBS大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS,硬度差为40 HBS (D)选小齿轮齿数Z1=20;大齿轮齿数为Z2=Z1i12=205=100.由于齿轮传动为闭式,按接触疲劳强度设计,弯曲疲劳强度校核(2).按接触疲劳强度设计 由设计计算公式(机械设计课本公式10-9a)计算:选压力角 = ,则: 式5.1 注: Z2/Z1=u1.确定公式内的各计算值(A).试选载荷系数Kt=1;(B).计算小齿轮传递的转矩 T1=21.0Nm(C).由机械设计课本表10-7查得,选取齿宽系数d=1;(D).由机械设计课本表10-6查得,得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa 1/2(E).由资料1图10-21d查得大,小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600,Hlim2=550MPa (F).由资料110-13公式计算应力循环次数:N1=60njLh=6014401(936516)=4.5410 9 式5.2N2=N1/i=4.54109/5=9.08(G).由资料1图10-19查得,得接触疲劳系数:KHN1=0.9 ;KHN2=0.95(H).计算接触疲劳应力 取失效概率为1%.安全系数S=1,有公式(由资料110-12)H=KHNlim/S 式5.3 则: H1=KHN1Hlim1/S=0.9600/1=540MPa H2=KHN2Hlim2/S=0.97550/1=522.5MPa2.计算(A)试算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中最小的值 d1t2.32(1.321.0103/1)(6/5)(189.8/522.5) 2 1/3=37.793mm式5.4(B)计算圆周速度v V=37.7931440/(60103) =2.85 m/s 式5.5(C).计算齿宽b. b=dd1t =137.793mm=37.793mm 式5.6(D).计算齿宽与齿高之比b/h: 模数 mt=d1t/Z1=37.793/20=1.890mm 式5.7齿高 h=2.25mt =2.251.890=4.252mm 式5.8 b/h=37.793/4.252=8.89(E)计算载荷系数根据 v=2.85m/s,7精度,由机械设计课本图10-8查得动载荷系数KV=1.3直齿轮,假设KA Ft/b100N/mm.由机械设计课本表10-3查得KH=KF=1由机械设计课本表10-2查得使用系数KA=1.5 由机械设计课本表10-4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时:KH=1.426由b/h=8.89, KH=1.426由机械设计课本图10-13得KF=1.3故载荷系数K=KAKV KHKF= 1.51.311.426=2.781 式5.9(F)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,有式: d1=d1t(K/Kt) 1/3=37.793(2.781/1) 1/3=53.147mm 式5.10取54mmG)计算模数m m1=d1/Z1=54/20=2.7mm由机械原理查得标准模数取m=33.按齿根弯曲强度校核 由机械设计课本表10-5查得 齿形系数YFa : YFa1= 2.80 YFa2 =2.18 应力校正系数Ysa: YSa1=1.55 YSa2= 1.79 齿轮的许用应力,由机械设计课本式(10-12)计算:F=KNslim/s 式5.11弯曲疲劳极限,由机械设计课本图10-20查得Flim1=500 MPaFlim2=380 MPa弯曲疲劳寿命系数,由机械设计课本图10-18查得KN1=0.85KN2=0.88 弯曲安全系数,由机械设计课本得 S=1.4;齿轮的弯曲的许用应力:F1=KN1lim1/S=0.85500/1.4 =303.57 MPaF2=KN2lim2/S=0.88380/1.4 =238.86 MPa 故载荷系数K=KAKVKFKF = 1.3 X 1 X 1.5 X 1.3=2.535计算大小齿轮的 并加以比较0.014300.01634大齿轮的数值大设计计算1.63 mm取标准值m=2mm计算小齿轮齿数=27大齿轮齿数4.高速级齿轮传动的几何尺寸 名称计算公式结果/mm模数m2压力角分度圆直径d154d2270齿顶圆直径d1a= d1+2h*a m=54+21258d2a= d1+2h*a m=270+212274齿根圆直径d1f= 54-2h*a m-2c*m49d2f= 270-2h*a m-2c*m265中心距a=m(Z1+Z2)/2=2(27+135)/2162 齿宽b1=dd154b2=b1-(4-10)48 表5.1 高速级齿轮参数5.齿轮的结构设计 小齿轮1的由于直径很小,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表2代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D3D1=1.6d60 轮毂轴向长LL=(1.2 1.5)d46倒角尺寸nn=0.5m1腹板厚CC=0.25B212 表5.2 高速级齿轮结构结构草图如图5.1所示 图5.1 高速级齿轮结构尺寸图5.1.2 低速级齿轮传动设计(1)选定齿轮的类型精度等级材料及齿数(A)按传动装置的设计方案,选用直齿圆柱齿轮传动(B)运输机为一般工作机械,速度不高,查机械设计手册可知,选用7级精度(G B10095-88).(C)材料选择由机械设计查得,大齿轮选用45钢,正火处理,齿面坚硬度为210HBS小齿轮选用45钢,调制处理,齿面坚硬度为240HBS硬度差为30 HBS (D)选小齿轮齿数;大齿轮齿数为25 X 3.84=96由于齿轮传动为闭式,按接触疲劳强度设计,弯曲疲劳强度校核(2).按接触疲劳强度设计 由设计计算公式(机械设计课本公式10-9a)计算:选压力角 = ,则: 式5.1 注: Z4/Z3=u1.确定公式内的各计算值(A).试选载荷系数Kt=1.2;(B).计算小齿轮传递的转矩 T1=99.5Nm(C).由机械设计课本表10-7查得,选取齿宽系数d=1;(D).由机械设计课本表10-6查得,得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa 1/2(E).由机械设计课本图10-21d查得小大齿轮的接触疲劳强度极限 (F).由机械设计课本10-13公式计算应力循环次数: 式5.2(G).由机械设计课图10-19查得,得接触疲劳寿命系数:(H).计算接触疲劳应力 取失效概率为1%.安全系数S=1,由公式H=KHNlim/S 式5.3 则: 2.计算 (A)试算小齿轮分度圆直径t,代入H中最小的值2.32(1.299.5103/1)(4.84/3.84)(189.8/480.2) 2 1/3=66.46mm式5.4(B)计算圆周速度v V=66.46288/(60103) =1.00 m/s 式5.5(C).计算齿宽. =d =166.46mm=66.46mm 式5.6(D).计算齿宽与齿高之比B/h: 模数 mt=d3/Z3=66.46/25=2.66mm 式5.7齿高 h=2.25mt =2.252.66=5.985mm 式5.8 /h=66.46/5.985=11.104(E)计算载荷系数根据 v=1.00m/s,7精度,由机械设计课本图10-8查得动载荷系数KV=1.05直齿轮,假设KA Ft/b100N/mm.由机械设计课本表10-3查得KH=KF=1由机械设计课本表10-2查得使用系数KA=1.5 由机械设计课本表10-4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时:KH=1.423由b/h=11.104, KH=1.423由机械设计课本图10-13得KF=1.35故载荷系数K=KAKV KHKF= 1.51.0511.423=2.241 式5.9(F)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,有式: D3=d3(K/Kt) 1/3=66.46(2.241/1.2) 1/3=81.845mm82mm 式5.10(G)计算模数m m3=d3/Z3=82/25=3.274mm3.按齿根弯曲强度校核 由机械设计课本表10-5查得 齿形系数YFa : YFa3= 2.62 YFa4 =2.19 应力校正系数Ysa: YSa3=1.59 YSa4= 1.79 齿轮的许用应力,由机械设计课本,计算:F=KNslim/s 式5.11弯曲疲劳极限,由机械设计课本表图10-20查得FE3=500 MPaFE4=380 MPa弯曲疲劳寿命系数,由机械设计课本图10-18查得KN3=0.92KN4=0.97 弯曲安全系数,由机械设计课本得 S=1.4;齿轮的弯曲的许用应力:F3=KN3FE3/S=0.92500/1.4 =328.57 MPaF4=KN4FE4/S=0.97380/1.4 =263.29 MPa 故载荷系数K=KAKVKFKF = 1.5 X 1.05 X 1 X 1.35=2.126计算大小齿轮的 并加以比较0.012680.01489大齿轮的数值大设计计算2.16 mm取标准值m=2.5mm计算小齿轮齿数=32.833大齿轮齿数1274.低速级齿轮传动的几何尺寸 名称计算公式结果/mm模数m2.5压力角分度圆直径D383D4317齿顶圆直径D3a= d3+2h*a m=83+212.588D4a= D4+2h*a m=317+212.5322齿根圆直径D3t= 83-2h*a m-2c*m76.75D4tf=317- 2h*a m-2c*m310.75中心距a=m(Z3+Z4)/2=2.5(33+127)/2200齿宽B3=dD383B4=b1-(4-10)76 表5.3 低速级齿轮参数5.齿轮的结构设计 小齿轮1的由于直径很小,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表2代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径D3D1=1.6d92 轮毂轴向长LL=(1.2 1.5)d74倒角尺寸nn=0.5m2.5齿根圆处厚度00+(2.54) m10 腹板最大直径D0D0=da-(1014)m238板孔分布圆直径D1D2=(D0+D3)/2158板孔直径D2D1=0.30(D0-D3) 40腹板厚CC=0.25B210 表5.4 低速级齿轮结构 小齿轮结构尺寸太小,故选用齿轮轴形式大齿轮 图5.2 低速级大齿轮结构尺寸图6轴的设计在两级展开式减速器中,三根轴跨距相差不易过大,故一般先进行中间轴的设计,以确定跨轴6.1中间轴设计 1.选择轴的材料 因中间轴是齿轮轴,应与齿轮3的材料一致,故材料为45钢调制处理,齿面坚硬度为240HBS由资料1表15-1查出B=640 MPa,-1 =275MPa, =60MPa,S =355MPa . 2.轴的初步估算由资料的表15-3,取Ao=110,因此dAo (P2/n2)1/3= 110(3/288)1/3=24.023mm 式6.1 考虑该处轴径尺寸应当大于高速级轴径处直径,取d1=dmin=25mm3.轴的结构设计根据轴上零件的定位装配及轴的工艺性要求,初步确定出中间轴的结构如图6.1 图6.1 中间轴结构图 (1)各段轴直径的确定 由资料2表8-23初选滚动轴承,代号为6209, 其尺寸为dDT=458519 轴径直径d1=d4=dmin=45mm 齿轮2处轴直径d2=54mm d2=57mm 齿轮3的直径: d3=83mm, d3a=88mm, d3f=76.75mm 参考资料2查出轴承的安装尺寸d4=25mm (2) 各轴段轴向长度的确定 按轴上零件的轴向尺寸及零件间相对位置,参考资料1,确定出轴向长度, 如附图6.1所示. 6.2高速轴设计1. 轴的材料由于该轴为齿轮轴选择为40Cr(渗碳后淬火).2. 轴的初步估算由机械设计第八版表15-3查得=100,因此dminAo (P1/n1)1/3= 100(3.16/1440)1/3=12.995mm输出轴的最小直径显然就是安装联轴器处的直径故应先选联轴器联轴器的计算转矩,查机械设计第八版表14-1,考虑到转矩变化很小,故取查手册,选用LT3-J型联轴器,其公称转矩为31.5N*m,半联轴器的孔径d1 =18mm,长度为42mm,配合长度为38mm.考虑与电动机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用,取d1=18mm 3.轴的结构设计根据轴上零件的定位装配及轴的工艺性要求,初步定出高速轴的结构(1)划分轴段轴伸出段d1;过密封圈处轴段轴颈d2;轴承安装定位轴段d7;齿轮轴段d4. (2)各段轴直径的确定由于轴身直径比强度计算的值要大很多,考虑轴的紧凑性,其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加,初选滚动轴承下,滚动轴承代号为30205型 其尺寸为dDT=255216.25轴颈直径d2=22mm轴承的安装尺寸为:直径d3=25mm齿轮段处的直径: d4=52.5mm d4a=57.5mm d4f=46.25 mm(3)定各轴段的轴向长度d1轴伸段长度由联轴器轴向长确定;d2段长度由轴承宽垫圈端盖厚确定;齿轮段轴向长度决定于齿轮宽度,轴向位置由中间轴2齿轮所需啮合位置确定.因此,可得出如图I轴的主要结构尺寸如图6.6) 图6.2 高速轴结构图 6.3低速轴的设计1. 轴的材料选为45刚,调制处理.2. 轴的初步估算齿面坚硬度为240HBS由机械设计课本表15-1查出B=640 MPa,-1 =275MPa, =60MPa,S =355MPa .由机械设计第八版表15-3查得=110,因此dminAo (P3/n3)1/3= 110(2.77/75)1/3=36.632mm输出轴的最小直径显然就是安装联轴器处的直径故应先选联轴器联轴器的计算转矩,查机械设计第八版表14-1,考虑到转矩变化很小,故取查手册,选用LX3型联轴器,其公称转矩为1250N*m,半联轴器的孔径d1 =48mm,长度为112mm,配合长度为84mm.输出轴的最小直径取d1 =48mm 3.轴的结构设计根据轴上零件的定位装配及轴的工艺性要求,初步定出高速轴的结构(1)划分轴段轴伸出段d1;过密封圈处轴段轴颈d2;轴承安装定位轴段d7;齿轮轴段d4. (2)各段轴直径的确定由于轴身直径比强度计算的值要大很多,考虑轴的紧凑性,其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加,初选滚动轴承下,滚动轴承代号为30316型 其尺寸为dDT=8017042.5轴颈直径d2=60mm轴承的安装尺寸为:直径d3=80mm齿轮段处的直径: d4=317mm d4a=323mm d4f=311.75 mm(3)定各轴段的轴向长度d1轴伸段长度由联轴器轴向长确定;d2段长度由轴承宽垫圈端盖厚确定;齿轮段轴向长度决定于齿轮宽度,轴向位置由中间轴2齿轮所需啮合位置确定.因此,可得出如图I轴的主要结构尺寸如图6.6) 图6.3 低速轴结构图 4.低速轴的强度校核查机械设计手册得45钢的弹性模量为,泊松比为0.028. B=640 MPa,-1 =275MPa, =60MPa,S =355MPa .运用有限元分析软件ansys对低速轴进行强度校核,得到如下图6.4所示由图中数据可知,最大应力,最大应变为所以低速轴是安全的,强度符合要求 图6.4 低速轴应力图 图6.4 低速轴应变图7轴承的验算7.1中间轴承的校核计算:1. 选用的型号为6209. 由资料4查出Cr=31.5KN2. 作用在轴承径向载荷: P=2344.6N 式6.7具有足够使用寿命7.2高速轴的滚动轴承校核计算计算选用302055 校核方法与中间轴承相同,参考中间轴承的计算7.3低速轴承的校核计算计算选用30316,经校核计算满足要求,校核方法与中间轴承相同(略)8、 键的选择与演算(一).中间轴与齿轮2的键连接选用及计算.由前面轴的设计已知此处轴经为41mm.由资料3选键149 45钢GB/T1096-2003L=L-b=48-12=36h=h/2=9/2=4.5由资料3 表6-2查得p=100MPap=21000/(kld) 式6.8=2149.91000/(4.53648)=752.4MPa100MPa键强度足够(二).高速轴与低速轴上的键选用及校核方法与中间轴相同经校核强度足够分别选键键14X9X50 GB/T1096-2003键18X11X40 GB