机械设计课程设计-设计电动卷扬机传动装置F=10KN,V=19mminD=250.doc

机械设计课程设计题目：设计电动卷扬机传动装置全套图纸加扣3012250582 学 院 机械工程学院专 业 机械电子工程学 号 学生姓名 机械设计课程设计任务书题目7：设计电动卷扬机传动装置传动系统图：原始数据：数据编号钢绳拉力F/KN钢绳速度v/(m/min)卷筒直径D/mm7-61019250工作条件：间歇工作，每班工作时间不超过15%，每次工作时间不超过10min，满载起动，工作时有中等振动，设计寿命为10年，小批量生产，两班制工作，钢绳速度允许误差为5% 。 目录1.电动机的选择2.传动系统的运动和动力参数2.1 计算总传动比2.2 合理分配各级传动比3.各轴转速、输出功率、出入转矩、转速计算4.齿轮设计5轴的设计计算6.键连接的选择和计算7.轴承的选择和计算8.联轴器的选择9.润滑方式、密封形式及润滑油牌号的选择10.其他技术说明11.设计小结12.参考文献计算及说明计算结果一电动机的选择1.功率计算工作机所需要的功率：电动机输出功率：由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为 式中：1：联轴器的效率0.98 2：每对滚动轴承的效率0.99 3：每对滑动轴承的效率0.98 4：闭式圆柱齿轮传动的效率0.97 5：开式圆柱齿轮传动的效率0.95 6：卷筒的传动效率0.97所以 即 故由参考书可选电动机的额定功率为4kw 选定电动机的型号：Y132M16 所选电动机的额定功率P=4kw，nm =960r/min，同步转速1000r/min二.传动系统的运动和动力参数1.计算总传动比 由可得由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可确定传动装置应有的传动比2.合理分配各级传动比 选定方案中齿轮全为直齿圆柱齿轮，查资料【1】表2-2：开始齿轮的传动比范围为35，取其传动比i开 =3， 平均分配各级齿轮传动比。因为， 三.各轴转速、输出功率、出入转矩、转速计算（1）各轴的转速 电动机的转速 n0=960r/min 高转速I 中间轴II 低速轴III 工作机轴 （2）各轴的输入功率 上述电动机输出功率Pw=3.92kw，故P0=3.92kw 高转速I P1=P012=3.920.990.99= 3.88kw中间轴II P2= P124=3.880.990.97=3.73kw 低速轴III P3=P224=3.730.990.97=3.58kw 工作机轴 P4=P313256=3.580.9820.950.97 =3.33 kw式中：1：联轴器的效率0.99 2：每对滚动轴承的效率0.99 3：每对滑动轴承的效率0.98 4：闭式圆柱齿轮传动的效率0.97 5：开式圆柱齿轮传动的效率0.95 6：卷筒的传动效率0.97 (3) 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩Td： 高转速I 中间轴II 低速轴III 工作机轴 运动和动力参数的计算结果列于下表：参数电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III工作机轴转速（r/min）960960231.3372.5224.20功率（kw）3.923.883.733.583.33转矩（Nm）39.0038.60153.99471.441314.11传动比114.83.44四齿轮设计4.1高速级齿轮的设计计算4.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及其齿数1）按选择的传动方案，选用直齿圆柱齿轮。2）卷扬机为一般工作机器，速度不高，V=19m/min,故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择，由资料2表101选择小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS，二者差为40HBS。4）选小齿轮的齿数为，则大齿轮的齿数，取,取压力角。由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。4.1.2按齿面接触疲劳强度设计按资料【2】（10-9a）设计计算公式计算:1.确定公式的各计算值（1）试选载荷系数=1.6（2）齿轮传递的转矩（3）由资料【2】表10-7选取齿宽系数=1.0。（4）由资料【2】表10-6查得材料的弹性影响系数。（5）从资料【2】图1021（d)查得，小齿轮疲劳极限为： 大齿轮疲劳极限为：。（6）由资料【2】式10-13计算应力循环次数 （7）查资料【2】图1019得接触疲劳寿命系数为：（8）由资料【2】式10-12计算接触疲劳许用应力：取安全系数， 2.计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值： (2）计算圆周速度v （3）计算齿宽b（4）计算齿宽与齿高之比。模数：齿高：（5）计算载荷系数根据v=2.45m/s，7级精度，查资料【2】图10-8得动载荷系数为，因为是直齿轮，查资料【2】表103查得由资料【2】表102查得使用系数为= 1.0（中等冲击），由资料【2】表10-4用插值法得7级精度、小齿轮相对支撑，非对称布置时：=1.48由 ，=1.48，查资料【2】图10-13得=1.48，故载荷系数为 （6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径由资料【2】式10-10a得： (7) 计算模数m 4.1.3按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10-5）得弯曲强度的设计公式： 1.确定公式内的各参数值：(1)由资料【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为： ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为： (2)由资料【2】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数， (3)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由资料【2】式（10-12）得： （4）计算安全载荷系数：（5）计算齿形系数：查资料【2】表10-5得 用插值法计算：， （6）计算齿形校正系数： 查资料【2】表10-5得：用插值法计算：，（7）计算大小齿轮的 , 比较得，大齿轮的数值大。2.设计计算：将中较大值代入公式得： 对比计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数（m=2.32mm）大于由齿根弯曲强度计算的模数（m=2.11)。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=2.5。按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数： 大齿轮齿数：4.1.4几何尺寸计算：(1)计算分度圆直径： (2)计算中心距： (3)计算齿轮宽度： 取4.1.5高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：名称计算公式数值（单位：mm)模 数2.5压 力 角分 度 圆 直 径52.5227.50齿 顶 圆 直 径57.50232.50齿 根 圆 直 径46.25221.25中 心 距 140齿 宽6863由于小齿轮（齿轮1）直径较小，故采用齿轮轴设计，大齿轮（齿轮2）采用腹板齿轮设计。4.2低速级齿轮传动设计4.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及其齿数低速级传动齿轮类型、精度等级、材料与高速级齿轮1、2相同，小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS，二者差为40HBS。选小齿轮的齿数为: =24，则大齿轮的齿数，取=774.2.2按齿面接触疲劳强度设计按资料【2】（10-9a）设计计算公式计算:1.确定公式的各计算值（1）试选载荷系数=1.3（2）齿轮传递的转矩（3）由资料【2】表10-7选取齿宽系数=1.0。（4）由资料【2】表10-6查得材料的弹性影响系数。（5）从资料【2】图1021（d)查得，小齿轮疲劳极限为： 大齿轮疲劳极限为：。（6）由资料【2】式10-13计算应力循环次数 （7）查资料【2】图1019得接触疲劳寿命系数为：=1.12；=1.20。（8）由资料【2】式10-12计算接触疲劳许用应力：2.计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值： (2）计算圆周速度 （3）计算齿宽b（4）计算齿宽与齿高之比。模数：齿高：（5）计算载荷系数根据v=0.94m/s，7级精度，查资料【2】图10-8得动载荷系数为=1.04，因为是直齿轮，查资料【2】表103查得由资料【2】表102查得使用系数为= 1.50（中等冲击），由资料【2】表10-4用插值法得7级精度、小齿轮相对支撑，非对称布置时：=1.38由 ，=1.38，查资料【2】图10-13得=1.33，故载荷系数为（6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径由资料【2】式10-10a得： (7) 计算模数m 4.2.3按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10-5）得弯曲强度的设计公式： 1.确定公式内的各参数值：(1)由资料【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为： ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为： (2)由资料【2】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数= 0.93，= 0.97 (3)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由资料【2】式（10-12）得： （4）计算安全载荷系数：（5）计算齿形系数：查资料【2】表10-5得 ， （6）计算齿形校正系数： 查资料【2】表10-5得： ，（7）计算大小齿轮的 比较得，大齿轮的数值大。2.设计计算：将中较大值代入公式得：解得： 对比计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数（m=3.82 mm）大于由齿根弯曲强度计算的模数（m=3.64)。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=4。按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：，大齿轮齿数：4.2.4几何尺寸计算：(1)计算分度圆直径： (2)计算中心距： (3)计算齿轮宽度： 取4.2.5低速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：名称计算公式数值（单位：mm)模 数4压 力 角分 度 圆 直 径96292齿 顶 圆 直 径104300齿 根 圆 直 径86282中 心 距 194齿 宽96914.3开式齿轮设计4.3.1选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）按传动设计的方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）卷扬机为一般工作机，速度不高，所以选用7级精度（GB/T1009558）3）材料选择。由【2】表10-1选择小齿轮的材料为40Cr，并经调质及表面淬火；大齿轮用45钢：硬度4050HRC。4）选择齿数。由于的开式传动，为使齿轮不至于过小，选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取，由于是开式传动，故选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。 4.3.2按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式进行计算1.确定公式的各计算值（1）由资料【2】图10-20e查得齿轮的弯曲疲劳强度极限： （2）由资料【2】式10-13计算应力循环次数 （3）由资料【2】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数（4）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数S=1.4，由式（10-12）得（5）载荷系数：K =1.8（6）计算齿形系数：查资料【2】表10-5得 （7）计算齿形校正系数： 查资料【2】表10-5得： （8）计算大小齿轮的 比较得，小齿轮的数值大。（8）由资料【2】表10-7选取齿宽系数：=1.02.设计计算解得：由于是开式传动，计算模数将加大10%得：,就近圆整得m=43.尺寸计算（1）计算分度圆直径：（2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度：取4、工作机速度验算：，故设计合理。4.3.3开式齿轮传动的几何尺寸如下表所示：名称计算公式数值（单位：mm)模 数4压 力 角分 度 圆 直 径80240齿 顶 圆 直 径88248齿 根 圆 直 径70230中 心 距160齿 宽8075五. 轴的设计计算5.1中间轴的设计计算轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。因箱体内壁宽度主要由中间轴的结构尺寸确定，故先对中间轴进行设计，然后对干高速轴和低速轴进行设计。5.1.1 已知条件 中间轴传递功率，转速=231.33 r/min，齿轮分度圆直径=227.50mm，=96mm，齿轮宽度=68 mm，=96mm5.1.2 选择轴的材料因传递的功率不大，查资料【1】表8-26选常用材料45钢，调质处理5.1.3 初算轴径查资料【1】表9-8得C=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值C=110，则5.1.4结构设计轴的结构构想图如下图所示：+图5-1中间轴构想图（1）轴承部件的设计 轴不长，故轴承采用两端固定式。然后，按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计（2）轴承的选择与轴段和轴段的设计该轴段上安装轴承，其设计与轴承的选择同步进行。考虑无轴向力的存在，选用深沟球轴承。轴段和轴段上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。查资料【3】表13-11取轴承为6308，与轴承配合的轴径d1=35mm,外径D=72mm，宽度B=25mm，定位轴肩直径da=49mm（3）轴段和的设计轴段上安装齿轮3，轴段安装齿轮2，为了便于安装齿轮， d2和d4应分别大于d1 和d5，可初定d2=d4=40mm，齿轮2上轮毂宽度范围为（1.21.5）d2=50.463mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度=63 mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度=96mm，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒断面能够顶到齿轮端面，轴段和的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取L2=61mm，L4=53mm（4）轴段该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）d2=2.944.2mm，取其高度为h=4mm，故d3=50mm,齿轮3端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面内壁距离均取为=10mm，齿轮2和齿轮3距离初定为=10mm，则轴段的长度为L3=10.5mm（5）轴段和轴段的长度 该减速器齿轮的圆周速度小于3m/s,故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取=12mm，中间轴上两个齿轮的固定由挡油环完成，则轴段的长度为：L1=39.5mm轴段的长度：L5=28mm（二）低速轴的设计与计算1材料的选择：选用45钢正火处理 2按扭转强度估算轴径 查机械设计基础表15-2得A0=103126,45号钢取C=118 又由15-2算得考虑到轴的最小直径处要安装联轴器会有键槽存在，故查得标准直径。 3.设计轴的结构并绘制草图 确定轴上零件的位置和固定方式，要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩或轴环定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定，齿轮的周向固定采用平键连接，轴承对称安装在齿轮两侧，其轴向用轴肩固定，轴向采用过盈配合固定。 确定各轴段直径 轴段1外伸直径最小，考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利的在轴段2上安装轴承，轴段2必须是轴承内径标准，故取轴段2的直径。同理，轴段3、4的直径 为了便于拆卸左端轴承，查得轴承安装高度为3.5mm 则确定各轴段的长度 齿轮的轮毂宽度为，为保证齿轮的固定可靠，轴段2的长度略短于齿轮轮毂宽度取57，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体应留有一定的间距取间距为，轴承宽度为,故取轴段6为，两轴承键距离为，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取在轴段1、2上分别加工出键槽，是两键槽处于轴的同一圆柱母线，键槽长度比相应的轮毂宽度小，键槽的宽度按轴段直径取，且轴承内断面距内壁,同时齿轮3与4啮合，故取轴段5为 。选定圆角，倒角为。 4齿轮传动的作用力 已知条件，低速轴的转矩，转速，螺旋角 圆周力 其方向与作用点圆周速度方向相反 径向力 轴向力 法向力 5.校核轴的强度 水平支反力FRBFRD（1/2）Ft7840.90N水平弯矩MCHFRB73.5576306.30N2853.85N209758.33N613292.36N计算当量弯矩M 。转矩按脉动循环考虑，应力折合系数0.59=673180.12Nm46.76mm考虑该截面键槽的影响,直径增加3dc=1.03dc,所以取dc=48.16mm故满足要求低速轴受力分析（三）高速轴的设计与计算 1材料的选择 因为是齿轮轴，材料与齿轮材料相同，40Cr调制处理。 2按扭转强度估算轴径 查机械设计基础表15-2得A0=97112 又由15-2算得 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故 将直径加大3%5%，由机械设计基础课程设计查得标准直径 3设计轴的结构确定轴上零件的位置和固定方式 要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩或轴环定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的轴向固定采用平键连接，轴承对称安装在齿轮两侧，其轴向用轴肩固定，周向用过盈配合固定。 确定各轴段的直径 查机械设计基础课程设计P112续表G-1参照工作要求，根据，由轴承产品目录中取标准精度级的深沟球轴承6207，得轴承内径，外径，宽度，。据外伸端直径考虑到对安装在轴段1上的联轴器定位，则轴段2要有轴肩，同时能够顺利的在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径标准，故取轴段2的直径，用相同的方法确定轴段3、4的直径。为了便于拆卸，左端轴承壳差池型号为6207型滚动轴承安装高度为，取。 4.计算各轴段的长度 轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑液溅入轴承座，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体距箱体内壁取挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁挡油环轴的宽度初定则，通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则，齿轮1与箱体内壁为间距。齿轮与轴段4：该段上安装齿轮为方便齿轮的安装，应略大于，键的尺寸应定为，键槽深度，则该处齿轮上齿根圆与毂空键槽顶部的距离为 故取，。轴段3和轴段5的设计：该轴段壳取略大于轴承定位厚茧的直径，则，齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段5的长度为， 轴段3的长度为 六键的选择及设计 1选择轴键联接类型和尺寸 67(查表11-6)取A键（普通平键）连接键1610 b20 h=15 L=8660(查表11-6)取A键（普通平键）联接键108 b18 h=14 L=102(2)、键的校核 静联接87.8388.60 2校核键连接的强度 键、轴、轮毂的材料都为45钢，由机械设计基础查表11-2得许用挤压应力 取平均值 轴上用于联接齿轮的键工作长度为 键与轮毂键槽的接触高度 可得： 故此键满足工作要求。键标记为：键轴上用于联齿轮键的工作长度 键与轮毂键槽的接触高度可得：故此键满足工作要求。键标记为：键轴上用于联齿轮键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度可得：故此键满足工作要求。键标记为：键七轴承的选择和计算1选择轴承的类型 （1）小轴承查表得C6008轴承的额定动载荷C17 额定静载荷 ，外径D=72， 宽度B=19大轴承查表得C6310轴承的额定动载荷C61.8，38极限转速n6000外径D100宽度B257730.043内查得e0.260.6(3) 当量动载荷P0.441.2 15111.205.5.9校核轴承寿命（1）轴承已初步定为6213，基本额定负荷=57.2 KN（2）计算当量动载荷，根据式资料【2】（13-9a）：=16687.2 N=9983.0 N查资料【2】表13-6，得，取，选两者中较大者，故：（3）校核此轴承的寿命：= 3.514h 轴承满足工作需求。工作年限=32.8年，故轴承寿命满足要求。八联轴器的选择1类型的选择： 因为工作中有中等振动，故选用弹性柱销联轴器。2载荷计算 1）轴上所需的联轴器（1）公称转矩：，由机械设计基础表14-3查得工作情况系数，故由公式工作情况系数，公称转矩计算得转矩为：选择型号：根据工作要求及机械设计基础课程设计按计算转矩，转速和轴径，由GB/T5014-2003中选用HL3型弹性柱销联轴器。3882 GB/T5014-2003查得有关数据：额定转矩630Nm许用转速n5000，轴径3042mm 满足TcTn nn 故适用。九润滑方式、密封形式及润滑油牌号的选择此减速器中的齿轮啮合采用油池浸油润滑，根据推荐润滑油标准选用中负荷齿轮油（）代号为：L-CKC460，运动粘度轴承采用润滑脂，选用通用锂基润滑脂（）代号。箱体内为了防止稀油进入轴顾内将脂稀释；采用挡油盘进行密封；透盖处为了防止润滑脂流出零交叉检测器，故采用毡圈进行密封。 十其他技术说明箱体设计箱体采用灰铸铁（HT1500）制造，采用铸造工艺，箱体由箱座和箱盖组成，箱座做成直壁，减速器箱体尺寸结果如下表：名称符号及运算公