绞车传动装置设计.doc

宿迁学院课程设计(论文)课 题 名 称 设计绞车传动装置 学 生 姓 名 宋正雪 学 号 31 系、年级专业 七系，09机电一班，机电一体化 指 导 教 师 2011年 5 月 31 日目 录第一章 总体方案的确定 1第二章 传动部件设计与计算 4第三章 齿轮的设计与校核 6第四章 轴和联轴器材料选择和主要零件11第五章 轴的结构设计和强度计算及校核13第六章 轴承及键的类型选择与校核19第七章 箱体及附件的设计21第八章 润滑和密封的设计23第九章 参考文献 27第1章 总体方案的确定计算步骤与说明结果1.1 任务分析、传动方案拟订任务书中给出的是绞车卷筒,具体参数如下表1工作参数表1卷筒圆周力F/N11500卷筒转速n(r/min)40卷筒直径D mm350工作间隙每隔2分钟工作一次，停机5分钟工作年限10批量大批注:总传动比误差为+5%,转动可逆转，间歇工作，载荷平稳；起动载荷为名义载荷的1.25倍。 1电动机；2联轴器； 3圆柱斜齿轮减速器；4开式齿轮；5卷筒1.2、电动机的选择选择电动机的内容包括：电动机类型、结构形式、容量和转速，要确定电动机具体型号。1.2.1选择电动机类型和结构形式按工作要求和条件查表14.1和表14.2，选取一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型y系列三相异步电动机。具有高效节能、起动转矩大、性能好、噪声低、振动小、可靠性能好、功率等级安装尺寸符合IEC标准及使用维护方便等优点。适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合，以及要求有较好的启动性能的机械。1.2.2选择电动机的容量电动机容量选择是否合适,对电动机的正常工作和经济性多有影响.容量小于工作要求,会使电动机因超载而损坏,不能保证工作机正常工作;而容量选得过大,则电动机的体积大、价格高,性能又不能充分利用, ,并且由于效率和功率因数低而造成浪费1.2.3. 1、 电动机所需的工作功率:=所以： =其中F为卷筒圆周力的有效功率，由已知条件可以得到为卷筒效率，为电动机至输出轴传动装置的总效率，包括轴承，圆柱齿轮传动及联轴器，电动机至工作机之间传动装置的总效率为：= 式中，、分别为联轴器、减速器齿轮、轴承、开式齿轮、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。由表2.3可以查到=0.97、=0.97、=0.99、=0.96 =0.98，=0.96则：= =0.83又已知卷筒卷速n为40r/min,卷筒直径D为350 mm,故电动机所需的工作功率为: =（FnD）/（6010001000 ）=10.2kw123.2. 确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为 =40 r/min按推荐的合理传动比范围，减速器传动比=37，开式齿轮传动比=36则总传动比的范围为=942故电动机转速的可选范围为 = =（942）40r/min =3601680r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min,再根据计算出的容量，考虑到起动载荷为名义载荷的1.25倍，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格等因素,为使传动比装置结构比较好,决定选用同步转速为1000r/min的电动机。由机械设计课程设计指导书选定电动机的主要性能如下表：电动机型号额定功率同步转速满载转速Y180L-615kw1000r/min970r/min=0.83=10.2Kw=3601680r/min电动机型号为：Y180L-6=970r/min第2章 传动部件设计与计算2.1.计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。2.1.2 总的传动比 i = /=970/40=24.252.1.3分配传动比 i=根据分配传动比的原则，机械设计课程设计手册可查得，单级减速器的传动比:开式齿轮的传动比:,因此可以分配=5，=4.85。 2.2计算传动装置及各轴的运动和动力参数2.2.1各轴的转速I轴 = =970r/min 轴 =194r/min轴（输出轴） =194/4.85=40 r/min 2.2.2各轴的输入功率I轴 =10.20.97=9.894kwII轴 =9.8940.970.99=9.501 kwIII轴（输出轴） =9.5010.990.96=9.030 kw2.2.3各轴的输入转距电动机的输出转距为=9.55=9.5510.2/970=1.004N.mm I轴 =10.040.97=9.741N.mmII轴 =9.7410.975=4.7244N.mmIII轴（输出轴）=4.72440.990.964.85=2.178N.mm最后将所计算的结果填入下表：各轴参数表参 数轴 名电动机轴轴 轴轴转 速r/min97097019255功率Kw10.29.8949.5019.030转矩Nmm1.0049.7414.72242.1782.3轴的初步计算：轴选用45钢，调质处理.C值查表得118106,可选C=100.由轴的设计公式得：由于上式求出的直径，只宜作为承受转距作用的轴段的最小直径。当轴上开有键槽时， 应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱。当直径d100 mm时，单键应增大5%7%，双键应增大10%15%。所以：的最小直径为21.69mm 增大后取25mm的最小直径为36.59mm 增大后取38mm的最小直径为60.89mm 增大后取70mmi =24.25=5=4.85。=970r/min=194r/min=40 r/min =9.894kw=9.501 kw=9.030 kw=1.004N.mm=9.741N.mm=4.7244N.mm=2.178N.mm取25mm取38mm取70mm第三章 齿轮的设计与校核3.1.减速齿轮传动的设计计算3.1.1选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数：由机械设计书表6-3、表6-6，选择小齿轮材料40Gr钢，调质处理，硬度为241286HBS，=686Mpa，=490 Mpa；大齿轮材料ZG35CrMo铸钢，调质处理，硬度为207269HBS， =686Mpa，=539Mpa；参考机械设计课本中表6-5可选精度等级为8级.因=5取=20，= =520=100取=100实际传动比 U=/=100/20= 5在传动比范围内。3.1.2齿面接触疲劳强度设计:计算公式按式6-18 取=1.024由图6-21，软齿面齿轮，对称安装，=0.81.4取=1.1。由表6-7得使用系数=1.25。由图6-19a试取动载系数=1.15。由图6-8，按齿轮在两轴承中间对称布置，取=1.06。由表6-8，按齿面未硬化，斜齿轮，8级精度，/b100N/mm =1.2。所以K=1.251.151.061.1=1.676初步确定节点区域系数=2.5，重合系数=0.87，由表6-7确定弹性系数 =189.8 初步确定螺旋角=，则=0.97, = =0.98由式6-13齿面接触许用应力 由图6-24查取齿轮材料接触疲劳极限应力= 700Mpa，=660Mpa。由表6-12查取安全系数=1.2。=583.3Mpa=550Mpa 将有关数据代入以上公式得: =65.4mm b=1.165.4mm=71.94mm 取小齿轮宽度=75mm，大齿轮宽度=70mm；=3.271mm，mn=mcos=3.16取mn=3.2mm，m=强度足够.mt =3.27=m齿轮节圆直径d1= mz1 = 3.2720=65.4mm，d2= mz2 = 3.27100=327mm 按计算结果校核前面的假设是否正确齿轮节圆速度v=/60000=3.1465.4970/60000=3.32m/s v/100=3.3220/100=0.66m/s，由图6-6得=1.05=2.15 = 2100400/65.4=3070.34N/b=1.252048/5546.6100原假设合理, =1.2。由机械设计书公式(6-33)有=5453.92Mp583.33 Mp齿轮齿轮疲劳接触强度安全。3.1.3按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式按式6-35 = 由图6-23得，小齿轮复合齿形系数=4.3，大齿轮复合齿形系数=3.86；式617得，=1.69由公式： 得=0.693由机械设计手册表14-1-18查得;则0.794按式6-14得弯曲疲劳许用应力 = 按图6-25，查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=290Mpa，=270Mpa。查表6-8取=1.25 曲 疲劳强度安全系数由表6-12得 比 比较，和的大小得到,所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度= =138.9Mpa=216Mpa,弯曲疲劳强度足够。 3.2. 开式齿轮设计 开式齿轮常用于低速级,采用直齿, 将由齿根弯曲强度计算所得的模数增大10%-20%.在此要用耐磨材料. 已知 ，i=24.25; T1=4.72243.2.1 . 选择材料.热处理,齿轮精度等级和齿数. 查表得,选择小齿轮材料38SiMnMo 钢,调质处理,硬度229-286HBS, 8级精度；大齿轮材料为ZG42SiMn 调质处理硬度 197-248 HBS 8级精度。因=4.85取=20，= =4.8520=97实际传动比 U=/=97/20= 4.85在传动比范围内。按齿根弯曲强度设计: 由图6-23得，小齿轮齿形系数=4.32，大齿轮齿形系数=3.8;由=1.69由公式： 得=0.694，= 按图6-25，查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=280Mpa，=260Mpa。弯曲疲劳强度安全系数由表6-12得比较，和的大小得到,所以应该按小齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度由表6-9,硬面齿轮,悬臂安装,取齿宽系数.由6-6查得使用系 数 由图6-19试取动载系数,由图6-8按齿轮在两轴承中,悬臂布置,取,由表6-8, 按齿面硬化,直齿轮,8级精度, 将模数圆整为标准值取m=6几何尺寸计算：=m=620mm=120mm,=m=697mm=582mm,a =()=(20+97)mm=351mm,b=0.6120=72mm,取=72mm, =(510)=(6268）mm取=65mm.硬度为241286HBS，=686Mpa，=490 Mpa；=20=100K=1.676=583.3Mpa=550Mpa=75mm=70mmd1=65.4mmd2=327mm=453.92齿轮疲劳接触强度安全=1.69=138.9Mpa=216Mpa所以轴承一为压紧端，=+=1012.83+798.2=1811.03N ；而轴承2为放松端=1012.83N。4. 由表11-9查得e=0.685. = =1.20.68 =0.68=e.6.由表11-9可得故当量动载荷为： =0.411489.45+0.871811.03=2186.27N， =11012.83+01012.83=1012.83N。计算所需的径向基本额定动载荷7. 由轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，又故应以轴承1的径向当量动载荷为计算依据。应常温下工作，查表11-6得=1，受中等冲击载荷，查表11-7得=1.5所以为轴承的使用时间 (小时)8. 查表11-5得7208AC轴承的径向基本额定动载荷=35200N.6.2键联结类型的选择及强度的校核6.2.1.键类型的选择选择键联结的类型应根据需要传递的转矩大小、载荷性质、转速高低、安装空间大小、轮毂在轴上的位置、轮在轴上的位置是否需要移动、是否需要键联结实现轮毂的轴向固定、传动对定心精度等工作要求,并结合各种类型键的特点进行选择.6.2.2.键联结的尺寸选择键的长度根据轮毂长度确定,键长通常略短于轮毂长度,导向平键的长度选择还应考虑键的移动距离,所选键长应符合国家标准.国标中规定了键在宽度方向与键槽的三种不同方式的配合:一般键联接、较紧键联接、较松联接.在这里我们选择一般联接.在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定.6.2.3键校核公式： 6.2.3.1小齿轮轴上键的选择及校核对要求与联轴器相连的键进行计算，根据轴径d=25mm 查手册得安装的键型为A形键,为65，取标准键长L=32。所以 l= L=32 mm k=0.5h=0.55= 2.5mm ， 6.2.3.2大齿轮轴键的选择及校核要求与大齿轮配合的键进行计算，根据轴径d=60mm 查手册得安装的键型为A形键,为128，取标准键长L=52。所以l=L=52 查得轻微冲击载荷时的许用挤压应力k=0.5h=0.58=4mm，所以挤压强度足够. =24.5KN=1012.83N，=1012.83N，+e=0.68=1726.88N, =1176.44N =27597.4N因为所以7208AC轴承适用。=97.41Mp1.29.6mm机座肋厚m=0.856轴承端盖外径；-轴承外径(凸缘式轴承盖尺寸见表11-11轴承端盖凸缘厚度(11.2)轴承旁联接螺栓距离以和互不干涉为准，一般取上面表格中的数据均在机械手册中查得。第8章 润滑和密封的设计8.1、润滑齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑. 齿轮圆周速度5m/s所以齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑;浸油润滑不但起到润滑作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度应不小于(3050)mm,对于圆柱齿轮一般为12个齿高，但不应小于10 ，这个油面位置为最低油面.考虑使用中油不断蒸发损耗,还应给出一个最高油面.对于中小型减速器,其最高油面比最低油面高出3050mm.此外还应保证传动件浸油深度最多不超过齿轮半径的,以免油损失过大.对于采用浸油润滑的多级传动,当低速级大齿轮浸油深度超过,的分度圆时,这时可减少低速级大齿轮浸油深度,而高速级采用溅油装置润滑.箱内保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到池底面的距离为60mm。箱座内壁高度，箱盖高可以从设计图上得出。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、污染的程度。查手册选择SH0357-192中的50号工业闭式齿轮油润滑。注：设计时所查的表出自机械设计基础课程设计指导书8.2、密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖，窥视孔和放油孔的接合面等处。8.2.1轴伸出处的密封起作用是使滚动轴承与箱外隔绝,防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封，毡圈密封是填料密封的一种.在端盖上开出梯形槽,将矩形截面和毛毡圈放置在槽中以与旋转轴密全接触.毡圈式密封结构简单、价廉、安装方便、但因轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。因此轴的表面最好经抛光加工.如果轴的硬度高,表面粗糙度值小,就使用优异细毛毡.8.2.2轴承内侧的密封该密封处选用挡油环密封，其作用用于油润滑轴承，防止过多的油、杂质进入轴承室以内以及啮合处的热油冲入轴承内。挡油环与轴承座孔之间应留有不大的间隙，以便让一定量的油能溅入轴承室进行润滑。8.2.3盖与箱座接合面密封在接合面上涂上密封胶。8.3公差的设计 对于联轴器的公差配合，轴承轴的公差配合选用，键的公差配合选用。8.4 附件8.4.1窥视孔盖和窥视孔为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔，其大小至少应能伸进手去,以便操作.盖板下应加防渗漏的垫片，窥视孔的长宽为90mm70mm，厚度为6mm，孔数5个，用M6：M8的螺钉紧固。8.4.2排油孔、放油油塞、通气器、油标为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座最底部设有排油孔，放油孔的螺纹小径应与机体外壁取平,为便于加工,放油孔的机体外壁应有加工凸台，经机加工后成为放油螺塞头部的支承面，并加封油垫圈以免漏油,材料为石棉橡胶.放油螺塞带有细牙螺纹,本设计中取螺塞M181.5 JB/T 1760-1991。为沟通箱内外的气流，应在箱盖顶部或窥视空板上安装通气器，可以使箱内的热胀气体自由的溢出,达到机体内外气压平衡.本设计中用网式通气器.数据查手册可得.为了检查减速器内