电动绞车的传动装置(机械课程设计).docx

南京航空航天大学 机械设计课程设计任务书题 目：电动绞车的传动装置姓 名 学 号 学 院 专 业 08机械工程及其自动化 班 级 指导 教师 设计完成日期 2010 年 12 月 6 日 目录1.设计任务书 32.传动方案的拟定及电动机的选择 43.传动装置的运动和动力参数计算 64.传动零件的设计计算 75.轴的计算 126.键连接的选择和计算 167.滚动轴承的选择和计算 188.联轴器的选择 209.润滑与密封的选择 2110.设计小结 2211.参考资料 23一.机械设计课程设计任务书学生：谭进波 学号：050810731 班级：0508107设计完成日期 2010年12月5日任课老师：谢正宇 指导老师：郭勤涛 设计题目：电动绞车的传动装置传动简图原始数据：参数卷轴筒所需扭矩T（N.m）运输带速度V(m/s)卷筒直径D（mm）数据15000.62400工作条件：轻微振动载荷；双向传动；室外工作。使用期限：10年；2班制；长期使用。生产批量：成批。工作机速度允许误差: +5% 设计工作量：1，减速器装配图1张（A0）;2，零件工作图两张（A2，减速器输出轴和输出轴上大齿轮）3，设计说明书1份。二.传动方案的拟定及电动机的选择1.选择电动机类型按工作要求和条件，选择三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2.选择电动机容量 工作机所需功率 Pw=T*w1000，而 Pd=Pwa ，因此 Pd=T*w1000a 。由电动机至滚筒的传动总效率为 a=12*24*32*4，式中1，2，3，4 分别是联轴器，轴承，齿轮，滚筒的传动效率。参照表2-5取1=0.99，2=0.99（球轴承），3=0.97（8级精度），4=0.96则a=0.96*0.994*0.972*0.992=0.85所以 Pd=T*w1000a=1500*2*0.621000*0.4*0.85 =5.47kw3.确定电动机转速卷筒轴转速n=60*1000*v*D=60*1000*0.62*400=29.6 r/min按表2-5推荐的传动比合理范围，两级齿轮减速器传动比为936,，因此电动机转速的可能范围为266.41065.6 r/min 。符合这一范围的同步转速有750，1000 r/min，综合考虑电动机及传动装置的尺寸，重量，价格，和可见第一方案比较适合。因此选定电动机型号为Y160M2-8.其主要性能见下表。型号额定功率满载时堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩参考价格转速r/min电流A效率%Y160M2-85.57201374%2.02.012934，分配传动比总传动比 i总=nmn=72029.6=24.32按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图1-9展开式曲线差得i1=6，i2=4。传动比误差为1.32%，满足要求。三.传动装置的运动和动力参数计算1，各轴转速n1=nm=720r/min n2=n1/i1=120r/minn3=n2/i2=30r/minn4=n3=30r/min2，各轴的输入功率 P1=Pd*1=5.47*0.99=5.42 kw P2=P1*2*3=5.42*0.99*0.97=5.20 kw P3=P2*2*3=5.20*0.99*0.97=5.00 kw P 4=P3*1*2=5.00*0.99*0.99=4.89 kw3，各轴的输入扭矩已知T=9550*Pn,分别代入各轴的功率和转速可得到各轴的输入扭矩如下； T 1=71.82NmT 2=413.81NmT 3=1589.53NmT 4=1557.90Nm四，传动零件的设计计算1，第一级圆柱斜齿轮传动设计计算设计项目设计公示及说明结果选择齿轮材料，热处理工艺及精度等级1）考虑到价格，材料性能，均选用硬齿面，45钢，热处理工艺为表面淬火2）初估圆周速度v=3m/s，按表5-5选精度等级8-8-7。大小齿轮均45钢，精度等级8-8-7初选齿数1） 初选齿数Z1=19大轮齿数Z2=u*Z1=114，取Z2 =1152） 齿宽系数d，由表5-14，取齿宽系数d=0.6（非对称），实际传动比i= Z2 / Z1 =6.05,误差为0.83%，满足要求3） 计算扭矩T1 =71.82 NmZ1=19，Z2=115d=0.6T1 =71.82 Nm确定载荷系数1） 工作情况系数KA，由已知条件查表5.12，取KA=1.02） 动载系数Kv，由v=3m/s查图5。12，取Kv=1.153） 齿向载荷分布系数K，根据图5.15，查得K=1.084） 齿间载荷分布系数，初取=15，=1.88-3.21Z1+1Z2cos=1.6265） 纵向重合度=d*z1*tan=0.972=+=2.60由图5.17，取K=1.4载荷系数K=KA*Kv*K*K=1.74KA=1.0Kv=1.15K=1.08K=1.4K=1.74求总工作时间th=2*8*300*10h=4.8*104hN1=60njth=2.07*109，N2=N1u=0.35*109N1=2.07*109N2=0.35*109按齿根弯曲疲劳强度设计1） 求许用弯曲应力F ，由图5.28，取寿命系数YN1=0.90,，YN2=0.95,由图5.27c，取弯曲疲劳极限Flim1=Flim2=350Mpa, 由图5.29，取尺寸系数YX1=YX2=1 。参照表5.17，取安全系数SFlim1=SFlim2=1.25。F1=2Flim1YN1YX1SFlim1*0.75=378MpaF2=2Flim2YN2YX2SFlim2*0.75=399Mpa2） 确定当量齿数Zv1,Zv2:Zv1=Z1/(cos)3=21Zv2=Z2/(cos)3=127.63） 齿形系数，由图5.23，YFa1=2.9,YFa2=2.24） 应力修正系数，查图5.24，YSa1=1.57,YSa2=1.835） 重合度系数YY=0.25+0.75=0.716） 确定螺旋角系数Y，由于=1.5351, 故取=1。Y=1.0-120=0.887） 比较两齿轮的YFaYSa/FYFa1YSa1F1=1.2*10-2YFa2YSa2F2=1*10-28） 确定齿轮传动的模数T1=84.5kN.mmn32KT1cos2dZ12*YFaYSaF*YY =2.006mm9） 验算圆周速度v=d1n160*1000=1.79m/s10） 修正模数，根据v=1.79m/s,查图5.12，得Kv=1.09，所以mn=mn*3KvKv=1.9611）修正载荷系数K=K*KvKv=1.65YN1=0.90YN2=0.95Flim1=Flim2=350Mpa,YX1=YX2=1SFlim1=SFlim2=1.25F1=378MpaF2=399MpaZv1=21Zv2=127.6YFa1=2.9,YFa2=2.2YSa1=1.57,YSa2=1.83Y=0.71Y=0.88YFaYSaF=1.2*10-2取标准模数m=2.5K =1.65确定传动的几何尺寸1） 确定中心距a圆整为a=175mma=mnz1+z22cos=173.4mm2） 确定实际螺旋角=arccosmnz1+z2/(2a)=16.8353） 确定分度圆直径d1,d2d1=mnz1cos=49.621mm. 取b1=35,b2=30d2=mnz2cos=300.373mm.4） 确定齿宽b,b=dd1=29.8。验算齿面接触强度1） 确定节点区域系数ZH，查图5.20求得ZH=2.412） 确定弹性系数ZE=189.8钢对钢3） 确定Z，根据图6.21查得。4） 螺旋角系数Z=cos=0.9785） 计算接触应力H。H=ZEZHZZ2KT1bd12*u1u=670.7Mpa6） 求许用接触应力H。由图5.26，取寿命系数ZN1=0.95，ZN2=0.98。由图5.25c取接触疲劳强度Hlim1=Hlim2=1100Mpa。参照表5.17取安全系数SHlim1=SHlim2=1.0。H1=Hlim1ZN1SHlim1=1045MpaH2=Hlim2ZN2SHlim2=1078MpZH=2.41ZE=189.8Z=0.775Z=0.978ZN1=0.95，ZN2=0.98SHlim1=SHlim2=1.0H=1140MpaHH，满足疲劳强度2.第二级圆柱直齿轮传动设计计算设计项目设计公式及说明结果选择齿轮材料，热处理工艺及精度等级选齿轮材料为40MnB,经渗碳淬火，精度等级同前。初估圆周速度为0.6m/s大小齿轮均40MnB，精度等级8-8-7，V=0.6m/s初选齿数1初选小齿轮齿数Z1=22大轮齿数Z2=u*Z1=88，取Z2=872）齿宽系数d，由表5-14，取齿宽系数d=0.6（非对称）Z1=22，Z2=87d=0.6确定载荷系数1） 工作情况系数KA，由已知条件查表5.12，取KA=1.02） 动载系数Kv，由v=0.6m/s查图5。12，取Kv=1.053） 齿向载荷分布系数K，根据图5.15，查得K=1.084） 齿间载荷分布系数，初取=15，=1.88-3.21Z1+1Z2=1.70由图5.17，取K=1.235） 载荷系数K=KA*Kv*K*K=1.39KA=1.0Kv=1.05K=1.08K=1.23K=1.39求总工作时间th=2*8*300*10h=4.8*104hN1=60njth=3.456*108，N2=N1u=8.64*107N1=3.456*108N2=8.64*107按齿根弯曲疲劳强度设计11） 求许用弯曲应力F ，由图5.28，取寿命系数YN1=0.90,，YN2=0.95,由图5.27c，取弯曲疲劳极限Flim1=Flim2=370Mpa, 由图5.29，取尺寸系数YX1=YX2=1 。参照表5.17，取安全系数SFlim1=SFlim2=1.25。F1=2Flim1YN1YX1SFlim1=399.6MpaF2=2Flim2YN2YX2SFlim2=421.8Mpa12） 齿形系数，由图5.23，YFa1=2.84,YFa2=2.2413） 应力修正系数，查图5.24，YSa1=1.58,YSa2=1.7914） 重合度系数YY=0.25+0.75=0.6915） 比较两齿轮的YFaYSa/FYFa1YSa1F1=1.12*10-2YFa2YSa2F2=9.5*10-316） 确定齿轮传动的模数T1=413.8Nmm32KT1dZ12*YFaYSaF*Y=3.12mm17） 验算圆周速度v=d1n160*1000=0.553m/s18） 修正模数，根据v=0.553m/s查图5.12，得Kv=1.05，所以m=m*3KvKv=3.1211）修正载荷系数K=K*KvKv=1.39YN1=0.90,，YN2=0.95Flim1=Flim2=370Mpa,YX1=YX2=1SFlim1=SFlim2=1.25F1=399.6MpaF2=421.8MpaYFa1=2.84,YFa2=2.24YSa1=1.58,YSa2=1.79Y=0.69YFaYSaF=1.12*10-2取标准模数m=4mmK=1.39确定传动的几何尺寸1） 确定中心距aa=mz1+z2/2=218mm2） 确定分度圆直径d1,d2d1=m*z1=88mm. d2=m*z2=348mm.3） 确定齿宽b,取d=0.6。b=dd1=52.8。a=220mm取b1=60mm,b2=55mm。验算齿面接触强度1） 确定节点区域系数ZH，查图5.20求得ZH=2.5。2） 确定弹性系数ZE=189.8Mpa钢对钢3） 确定Z，Z=(4-)/3=0.874） 计算接触应力H。T 1=413.8NmH=ZEZHZ2KT1bd12*u+1u=758.5Mpa5） 求许用接触应力H。由图5.26，取寿命系数ZN1=0.95，ZN2=0.98。由图5.25c取接触疲劳强度Hlim1=Hlim2=1200Mpa。参照表5.17取安全系数SHlim1=SHlim2=1.0。H1=Hlim1ZN1SHlim1=1140MpaH2=Hlim2ZN2SHlim2=1176MpZH=2.5ZE=189.8Z=0.87ZN1=0.95，ZN2=0.98SHlim1=SHlim2=1.0H=1140Mpa所以HH，满足疲劳强度五，轴的计算序号设计项目设计公式及说明结果高速轴最小直径首先根据扭转强度条件初估轴的最小直径。=TWT =9.55*106P nW T 对于圆柱轴，WT =d316因此d316*T*=21.2mm.取d=40mm强度校核F t=2Td=3.93KN，F r=F ttancos=1.54KNF bx=3.93*260370=2.76KN， F by=1.54*260370=1.08KNF ax=1.23KN，F ay=0.46KNM xz=118.6KN.m，M yz=303.6KN.mM=M xz2+M yz2=338KN.m，Mv=M2+2=348.4KN.mv=Mv0.1*d3=54.8MPa-1b=60MPa中间轴最小直径首先根据扭转强度条件初估轴的最小直径。=TWT =9.55*106P nW T 对于圆柱轴，WT =d316因此d316*T*=37.9mm。取d=50mm。强度校核F t1=2Td1=12.1KN，F r1=F t1tan=4.4KNF t2=2Td2=3.8KN，F r2=F t2tan=1.5KNF bx=12.1*60+142.5*3.8255=4.97KN， F by=4.4*60-1.5*142.5255=0.2KNF ax=10.95KN，F ay=2.7KNM xz1=657KN.m，M yz1=162KN.mM xz2=559KN.m，M yz2=-22.5KN.m很明显，截面一受弯扭更严重。计算Mv=M2+2=M xz12+M yz12+2=831KN.mv=Mv0.1*d3=38.6MPa-1b=60MPa低速轴最小直径首先根据扭转强度条件初估轴的最小直径。=TWT =9.55*106P nW T 对于圆柱轴，WT =d316因此d316*T*=59.5mm。取d=70mm强度校核F t=2Td=11.8KN，F r=F ttan=4.3KNF bx=11.8*72.5288=2.97KN， F by=4.3*72.5288=3.73KNF ax=8.83KN，F ay=0.57KNM xz=610KN.m，M yz=766KN.mMv=M xz2+M yz2+2=1969KN.m， v=Mv0.1*d3=57.3MPa-1b=60MPa六键连接的设计计算设计项目计算公式或说明设计结果选择键连接的类型和尺寸一般八级以上精度的齿轮有定心精度的要求应选择平键连接，故选用圆头普通平键。高速轴T=71.82Nm高速轴使用轴齿轮，无需键槽。中间轴T=413.81Nm大齿轮（采用腹板式齿轮结构腹板长L=1.2d2=66mm）键槽：根据d2=55mm，从表中查得b=16mm,h=10mm,k=5mm.取L=63mm。l=L-b=47mm。p=2T*103dkl=64.03MPap=110Mpa故采用双键结构。p=2T*1031.5dkl=103MPap=110Mpab=16mm,h=10mm,k=5mmL=63mm低速轴T=1589.53Nm根据d3=70mm，从表中查得b=20mm,h=12mm,k=6mm.取L=90mm。l=L-b=70mm。p=2T*103dkl=126MPap=110Mpa故采用双键结构。p=2T*1031.5dkl=84.3MPap=110Mpa七滚动轴承的选择和计算序号设计项目计算公式及说明结果第一对轴承求当量动载荷P因该向心轴承承受Fr和Fa的作用，必须求出当量动载荷P。计算时用到的轴向系数X，轴向系数Y要根据Fa/Cor值查取，。根据表10.12，暂取Fa/Cor=0.029，则e=0.22.。因Fa/Fr=1430/2960=0.48e，由表10.12可得X=0.56，Y=1.99，查表10-11得fp=1.3 （范围1.21.8）由式（10.7）得P=fp*XFr+YFa=1.3（0.56*2960+1.99*1430）=5850N求所需的基本额定动载荷查表10.9得，ft=1。所以，由式（10.6）得Cr=Pft*60n106Lb=30KN。选择轴承型号查表得，按d=35mm,选定7207CJ型轴承。符合要求。第二对轴承求当量动载荷P因该向心轴承承受Fr和Fa的作用，必须求出当量动载荷P。计算时用到的轴向系数X，轴向系数Y要根据Fa/Cor值查取，。根据表10.12，暂取Fa/