机械设计课程设计-电动绞车传动装置.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目：电动绞车传动装置 全套图纸三维加扣3012250582 机械设计制造及其自动化专业141班设计者：指导教师： 2016年10月28日 大连民族大学目录1.设计任务书 22.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 65.轴的计算 126.键连接的选择和计算 177.滚动轴承的选择和计算 198.联轴器的选择 239.润滑与密封的选择 2410.设计小结 2411.参考资料 25机械设计课程设计任务书学生： 学号： 班级：机械141学生： 学号： 班级：机械141学生： 学号： 班级：机械141设计完成日期 2016年10月28日任课老师: 指导老师： 设计题目：电动绞车传动装置传动简图原始数据：参数滚筒轴筒所需扭矩T（N.m）运输带速度V(m/s)卷筒直径D（mm）数据13540.5400工作环境：清洁。使用期限：8年；2班制；长期使用。生产数量：批量。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）;2，零件工作图三张（A2，减速器中间轴，输出轴和高速大齿轮）3，设计说明书1份。计算项目及内容主要结果一.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，选用电动机型号：Y112M-42.选择电动机容量 工作机所需功率 P1=FV/1000=5000x0.5/1000=2.5KW，而 Pd=P1总 ，因此 Pd=F*V1000总 。由电动机至滚筒的传动总效率为 总=12*25*32*4*5，式中1，2，3，4,5 分别是联轴器，轴承，齿轮，开式齿轮，滚筒的传动效率。参照表3-1取1=0.99 2=0.98（圆锥滚子轴承）3=0.98（7级精度）4=0.95（7级精度），5=0.96所以Pd=F*V1000总= 3.221753072KW=3.22KW3.确定电动机转速滚筒转速：n=60xV/3.14/(D/1000)=23.87324146=24齿轮传动比：35因此电动机转速的可能范围为648-3000 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Y112M-4其主要性能见下表。型号额定功率堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩满载转速Y112M-44kw2.22.31440 r/min4，分配传动比总传动比：i=1440/24=60 开式齿轮传动比： 5 高速级齿轮传动比：4 低速级齿轮传动比：3二.传动装置的运动和动力参数计算1，各轴转速n高速轴=n电动机=1440r/min n中间轴=n高速轴/i1=360r/minn低速轴=n中间轴/i2=120r/min2，各轴的输入功率 P高速轴=3.96 kw P中间轴=3.803 kw P低速轴=3.653kw3，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=26.26NmT 2=100.88NmT 3=290.72NmT 4=282.04NmT 5=1354.11Nm三.传动零件的设计计算1.第一级圆柱斜齿轮传动设计计算（一）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，均选用软齿面，高速级大齿轮45钢，高速级小齿轮40Cr，热处理工艺为调质2） 初估圆周速度v=3m/s，选精度等级为7级。（二）初选齿数1）初选齿数Z1=24大轮齿数Z2=u*Z1=962） 齿宽系数d，由表，取齿宽系数d=1（非对称），实际传动比i= Z2 / Z1 =4,误差为0%，满足要求3） 计算扭矩T1 =26.26 Nm（三）确定载荷系数1） 工作情况系数KA，由已知条件查表，取KA=1.02） 动载系数Kv，由v=2.29m/s查图，取Kv=1.093） 齿向载荷分布系数K，根据图，查得K=1.4154） 齿间载荷分布系数，初取=14，=1.6265） 纵向重合度=d*z1*tan=1.905由图，取K=1.4，载荷系数K=KA*Kv*K*K=2.159（四）求总工作时间N1=60njLh=2.07*109N2=N1u=1.009*109（五）按齿根弯曲疲劳强度设计1） 求许用弯曲应力F ，由图，取寿命系数KFN1=0.87，KFN2=0.90,由图，取弯曲疲劳极限Flim1=500，Flim2=380Mpa。取安全系数S1=S2=1.4。F1=Flim1*KHN1S1=311MpaF2=Flim2*KHN2S2=244Mpa2） 确定当量齿数Zv1,Zv2:Zv1=Z1/(cos)3=26Zv2=Z2/(cos)3=1053） 齿形系数，由图，YFa1=2.63,YFa2=2.194） 应力修正系数，查图，YSa1=1.60,YSa2=1.815） 重合度系数YY=0.25+0.75=0.6816） 确定螺旋角系数Y，由于=1.905, 。Y=1.0-120=0.7787） 比较两齿轮的YFaYSa/FYFa1YSa1F1=0.0135YFa2YSa2F2=0.01628） 确定齿轮传动的模数T1=26.26N.mmnt32KT1*YY*cos2dZ12*YFaYSaF =0.986mm9） 验算圆周速度v=d1n160*1000=1.839m/s10） 修正模数，根据v=1.839m/s,查图，得KF=2.052，所以mn=mnt*3KFKFt=1.14811）修正载荷系数K=2.052（六）确定传动的几何尺寸1） 确定中心距aa=mnz1+z22cos=120mm2） 确定实际螺旋角=arccosmnz1+z2/(2a)=14.8353） 确定分度圆直径d1,d2d1=mnz1cos=47.58mm d2=mnz2cos=192.42mm.4） 确定齿宽b,b=dd1=48。（七）验算齿面接触强度.1） 确定节点区域系数ZH，查图求得ZH=2.442） 确定弹性系数ZE=189.8钢对钢3） 确定Z，根据图查得Z=0.667。4） 螺旋角系数Z=cos=0.9835） 计算接触应力H。H=ZEZHZZ2KT1dd12*u+1u=352Mpa6） 求许用接触应力H。由图，取寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.96。由图取接触疲劳强度Hlim1=600 Hlim2=550Mpa。参照取安全系数S1=S2=1.0。H1=Hlim1KHN1S1=540MpaH2=Hlim2KHN2S2=528Mp2.第二级圆柱直齿轮传动设计计算（一）选择齿轮材料，热处理工艺及精度等级.选小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS，精度等级皆为7级。（二）初选齿数1）初选小齿轮齿数Z1=24大轮齿数Z2=u*Z1=72，取Z2=722）齿宽系数d，由表，取齿宽系数d=1（非对称）（三）确定载荷系数1） 工作情况系数KA，由已知条件查表，取KA=1.02） 动载系数Kv，由v=0.9225m/s查图，取Kv=1.033） 齿向载荷分布系数K，根据图，查得K=1.4194） 齿间载荷分布系数，初取=14=1.635由图，取K=1.45） 载荷系数K=KA*Kv*K*K=2.046（四）求总工作时间N1=60njLh=1*109，N2=N1u=3.4*109（五）按齿根弯曲疲劳强度设计1）求许用弯曲应力F ，由图，取寿命系数KFN1=0.89,KFN2=0.90,由图，取弯曲疲劳极限Flim1=500，Flim2=380Mpa。取安全系数S1=S2=1.4。F1=Flim1*KHN1S1=317.85MpaF2=Flim2*KHN2S2=244.28Mpa2） 确定当量齿数Zv1,Zv2Zv1=Z1/(cos)3=26Zv2=Z2/(cos)3=793） 齿形系数，由图，YFa1=2.63,YFa2=2.234）应力修正系数，查图，YSa1=1.60,YSa2=1.775）重合度系数Y=0.25+0.75=0.6856）确定螺旋角系数Y，由于=1.905, 。Y=1.0-120=0.7787）比较两齿轮的YFaYSa/FYFa1YSa1F1=0.0132YFa2YSa2F2=0.01628）确定齿轮传动的模数T1=100.9N.mmnt32KT1*YY*cos2dZ12*YFaYSaF =1.417mm9）验算圆周速度v=d1n160*1000=0.66m/s10）修正模数，根据v=0.66m/s,查图，得KF=1.5147，所以mn=1.49111）修正载荷系数K=1.5147（六）确定传动的几何尺寸1） 确定中心距aa=mz1+z22=150mm5） 确定实际螺旋角=arccosmnz1+z2/(2a)=12.8392） 确定分度圆直径d1,d2d1=74.36mm. d2=225.64mm.确定齿宽b,取d=1。b=dd1=74.36（七） 验算齿面接触强度1） 确定节点区域系数ZH，查图求得ZH=2.452） 确定弹性系数ZE=189.8钢对钢3）确定Z，根据图查得。4）螺旋角系数Z=cos=0.9875）计算接触应力H。H=ZEZHZZ2KT1dd12*u+1u=341Mpa6） 求许用接触应力H。由图，取寿命系数KHN1=0.92，KHN2=0.96。由图取接触疲劳强度Hlim1=600 Hlim2=550Mpa。参照取安全系数S1=S2=1.0。H1=Hlim1KHN1S1=552MpaH2=Hlim2KHN2S2=528Mpa3.第三级圆柱斜齿轮传动设计计算（一）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，均选用软齿面，开式大齿轮45钢，开式小齿轮40Cr，热处理工艺为调质2）初估圆周速度v=0.415m/s，选精度等级为7级。（二）初选齿数1） 初选齿数Z1=24大轮齿数Z2=u*Z1=1202） 齿宽系数d，由表，取齿宽系数d=1（非对称），实际传动比i= Z2 / Z1 =5,误差为0%，满足要求3） 计算扭矩T1 =282 Nm（三） 确定载荷系数1） 工作情况系数KA，由已知条件查表，取KA=1.02） 动载系数Kv，由v=0.415m/s查图，取Kv=1.023） 齿向载荷分布系数K，根据图，查得K=1.4224） 齿间载荷分布系数，初取=14，=1.6115）纵向重合度=d*z1*tan=1.905由图，取K=1.2，载荷系数K=KA*Kv*K*K=1.741（四）求总工作时间 N1=60njLh=3.36*108N2=N1u=6.73*107（五）按齿根弯曲疲劳强度设计1）求许用弯曲应力F ，由图，取寿命系数KFN1=0.89,，KFN2=0.92,由图，取弯曲疲劳极限Flim1=500，Flim2=380Mpa。取安全系数S1=S2=1.4。F1=Flim1*KHN1S1=317MpaF2=Flim2*KHN2S2=250Mpa2）确定当量齿数Zv1,Zv2:Zv1=Z1/(cos)3=26Zv2=Z2/(cos)3=1313）齿形系数，由图，YFa1=2.63,YFa2=2.17应力修正系数，查图，YSa1=1.60,YSa2=1.824）重合度系数YY=0.25+0.75=0.6785）确定螺旋角系数Y，由于=1.905, 。Y=1.0-120=0.778比较两齿轮的YFaYSa/FYFa1YSa1F1=0.0132YFa2YSa2F2=0.01586）确定齿轮传动的模数T1=282000N.mmnt32KT1*YY*cos2dZ12*YFaYSaF =2.18mm7） 验算圆周速度v=d1n160*1000=0.339m/s8） 修正模数，根据v=0.339m/s,查图，得KF=1.66，所以mn=mnt*3KFKFt=2.365mm9）修正载荷系数K=1.660（六）确定传动的几何尺寸1） 确定中心距aa=mnz1+z22cos=225mm2） 确定实际螺旋角=arccosmnz1+z2/(2a)=16.0313） 确定分度圆直径d1,d2d1=mnz1cos=75.43mm. d2=mnz2cos=374.57mm.4） 确定齿宽b,b=dd1=75mm。（七）验算齿面接触强度1） 确定节点区域系数ZH，查图求得ZH=2.422） 确定弹性系数ZE=189.8钢对钢3） 确定Z，根据图查得Z=0.554。4） 螺旋角系数Z=cos=0.985） 计算接触应力H。H=ZEZHZZ2KT1dd12*u+1u=447Mpa6） 求许用接触应力H。由图，取寿命系数KHN1=0.9，KHN2=0.96。由图取接触疲劳强度Hlim1=600 Hlim2=550Mpa。参照取安全系数S1=S2=1.0。H1=Hlim1KHN1S1=540MpaH2=Hlim2KHN2S2=528Mp四.轴的计算1高速轴（一） 最小直径选材：40Cr（调质）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*=16.182mm.取d=28mm（二） 强度校核F t=2Td=1104N，F r=F ttancos=416N,F a=292NF NV2=342N， F NV1=74NF NH2=806N， F NH1=298N竖直弯矩MV11=9990N.mm，MV12=17100N.mm水平弯矩 MH=40265N.mm扭矩 T=26263N.mmM总1=41486N.mm，M总2=43746N.mmca=9.96MPa-1=70MPa满足使用要求。2.中间轴.（一） 最小直径选材：45钢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*=26.550mm。取d=30mm。（二） 强度校核F t1=2Td1=2714N，F r1=F t1tan/cos=1013NF a1=72NF t2=2Td2=273N，F r2=F t2tancos=103NF a2=72NF NV2=-432N， F NV1=-478N，F NH2=-725N，F NH1=-1716N竖直弯矩MV11=-30114N.mm，MV12=-53128N.mmMV21=-14528N.mm，MV22=-21600N.mm水平弯矩 MH1=-108108N.mm, MH2=-36250N.mm扭矩 T1=-74637N.mm, T2=26263N.mm很明显，小齿轮端受弯扭更严重。计算M总max=120457N.mmca=M总max0.1*d3=27.5MPa-1=60MPa满足使用要求。2.低速轴.（一） 最小直径选材45钢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*=36.063mm。取d=40mm（二） 强度校核F t=2Td=894N，F r=F t2tan/cos=334N,F a1=204N F NV2=-9N, F NV1=343N F NH2=-309N,F NH1=-585N竖直弯矩 MV11=21952N.mm，MV12=-1089N.mm水平弯矩 MH=-37400N.mm扭矩 T1=-100900N.mmM总1=43366N.mm，M总2=37415N.mm按弯扭强度校核：ca=M总10.1*d3=8.17MPa231N所以轴承1被放松，轴承2被压紧。故而Fa1=Fd1=81NFa2=Fd1+Fae=373N因为e1=Fa1Fr1=81307=0.26e经查表当e1e时X=0.4，Y=1.9且fd=1所以：P1=fdXFr1+YFa1=1*1*307+0*81=307NP2=fdXFr2+YFa2=1*0.4*876+1.9*373=1059NP1P2所以基本额定载荷：C=P210360*1440*11680106=8434N222N所以轴承1被放松，轴承2被压紧。故而Fa1=Fd1=469NFa2=Fd1+Fae=1016N因为e1=Fa1Fr1=4691781=0.26e经查表当e1e时X=0.4，Y=1.9且fd=1所以：P1=fdXFr1+YFa1=1*1*1781+0*469=1781NP2=fdXFr2+YFa2=1*0.4*844+1.9*1016=2268NP1P2所以基本额定载荷：C=P210360*360*11680106=11918N199N所以轴承2被放松，轴承1被压紧。故而Fa1=Fd2+Fae=295NFa2=Fd2=91N因为e1=Fa1Fr1=295678=0.44e;e2=Fa2Fr2=91309=0.29e时X=0.4，Y=1.7；e1P2所以基本额定载荷：C=P110360*120*11680106=2922N59KN满足基本条件所以综合各项信息选择圆锥滚子轴承GB/T297-1994 03尺寸系列，代号30309。七.联轴器的选择1.高速轴选定联轴器型号求计算扭矩高速轴输入扭矩：T=26263N.mm转速：n=1440r/min输入端联轴器：根据电动机和输入轴的直径尺寸，选择GYS4凸缘联轴器Y28x62J128x44GB5843-2003。满足许用转速和扭矩的要求。2.低速轴低速轴输出扭矩：T=282000N.mm转速：n=120r/min输出端联轴器：根据卷筒和输出轴的直径尺寸，选择GYS6凸缘联轴器Y40x112J140x84GB5014-85。满足许用转速和扭矩的要求。八.润滑和密封的选择1低速级大齿轮通过浸油润滑，中间轴上齿轮通过啮合进行润滑。轴承通过齿轮带出的油经过油沟进行油润滑2输入和输出轴端采用毡封油圈进行密封，在两处轴承盖的位置添加。分别根据两处不同的轴径，选择不同尺寸的毡圈（见总图所标）。九.设计小结在本次机械设计课程设计过程中，有以下几点心得体会。1）设计的基础是你必须有良好的经验和理论基础，还要有足够的耐心去完成大量的查表和绘图工作。2）要能够合理的安排自己的时间，而且要在设定的时间内尽量的完成自己的任务。3）态度决定一切。4）要能吃苦耐劳十.参考资料【1】李育锡主编，机械设计课程设计，西北工业大学。【2】濮良贵，陈国定，吴立言主编，机械设计，西北工业大学。P1=2.5KWPd=3.22KWn=24r/min总传动比：i=1440/24=60n高速轴=1440r/min n中间轴=360r/minn低速轴=120r/minT 1=26.26NmT 2=100.88NmT 3=290.72NmT 4=282.04NmT 5=1354.11NmZ1=19Z2=115d=1T1 =26.26 NmKA=1.0Kv=1.09K=1.415K=1.4K=2.159N1=4.037*109N2=1.009*109KFN1=0.87KFN2=0.90Flim1=500MpaFlim2=380Mpa,S1=S2=1.4F1=311MpaF2=244MpaZv1=26Zv2=105YFa1=2.63YFa2=2.19YSa1=1.60YSa2=1.8Y=0.681Y=0.778YFaYSaF=0.0162取标准模数m=2K =2.052整中心距为a=120mm=12.839取b1=53,b2=48ZH=2.44ZE=189.8Z=0.667Z=0.983KHN1=0.9，KHN2=0.96,S1=S2=1.0H=528MpaHH，满足疲劳强度Z1=22，Z2=87d=1KA=1.0Kv=1.03K=1.41K=1.4K=2.046N1=1*109N2=3.4*108KFN1=0.89KFN2=0.90Flim1=500MpaFlim2=380MpaS1=S2=1.4F1=317.85MpaF2=244.28MpaZv1=26Zv2=79YFa1=2.63,YFa2=2.23YSa1=1.60,YSa2=1.77Y=0.685Y=0.778YFaYSaF=0.0162取标准模数m=2.5K =1.5147a=150mm=12.839取b1=80mm,b2=75mmZH=2.5ZE=189.8Z=0.87 KHN1=0.92KHN2=0.96S1=S2=1.0H=341MPa 所以HH，满足疲劳强度Z1=24Z2=120d=1T1 =282 NmKA=1.0Kv=1.02K=1.611K=1.2K=1.741N1=3.36*108N2=6.73*107KFN1=0.89KFN2=0.92Flim1=500MpaFlim2=380MpaS1=